Военная Воздушная ордена Ленина академия КА им. Жуковского А. Е. Заикин, В. Г. Гаршин, А. Е. Воронцов, Я. С. Адрианов, С. И. Богомолов, Г. Д. Воликов, М. И. Данилов Авиационные двигатели. Конструкция и расчет деталей Под редакцией бригинженера, доцента, кандидата технических наук А. Е. Заикина -------------------------------------------------------------------------------- Издание: Авиационные двигатели. Конструкция и расчет деталей / А. Е. Заикин, В. Г. Гаршин, А. Е. Воронцов, Я. С. Адрианов, С. И. Богомолов, Г. Д. Воликов, М. И. Данилов. Под редакцией бригинженера, доцента, кандидата технических наук А. Е. Заикина. ВВА КА им. Жуковского. — М.: Оборонгиз, 1941. — 612 с. / Утверждено Всесоюзным комитетом по делам высшей школы при СНК СССР в качестве учебника для высших авиационных технических учебных заведений. // Тираж 6000. Подписано к печати 6/II 1941 г. Цена 22 руб. Scan: Андрей Мятишкин (amyatishkin@mail.ru) Аннотация издательства: Курс конструкций авиационных двигателей составлен по программе, принятой на инженерном факультете Военной воздушной академии КА им. проф. Н. Е. Жуковского. Помимо анализа конструктивных форм отдельных деталей авиационных двигателей в книге приведены методы расчета деталей на прочность и изложены вопросы: динамики двигателя, уравновешивания и крутильных колебаний. В большинстве глав приведены сведения об особенностях производства той детали двигателя, рассмотрению которой посвящена данная глава. Книга утверждена Комитетом по высшей школе при СНК СССР в качестве учебника по конструкции авиационных двигателей для авиационных, технических Втузов и может также служить пособием для инженерно-технических работников авиационных заводов и институтов. По конструкции и динамике авиационных двигателей имеются еще следующие книги: И. Ш. Нейман, Динамика, расчет на прочность авиационных двигателей, ч. I, ОНТИ, 1933, ч. II, ОНТИ, 1934; И. Ш. Нейман, Динамика авиационных двигателей, Оборонгиз, 1940; П. И. Орлов, Конструкция авиационных двигателей, Оборонгиз, 1940; В. А. Доллежаль, Редукторы числа оборотов авиационных двигателей, Оборонгиз, 1939; Атлас деталей авиационных двигателей, под ред. В. Я. Климова, ч. I, ОНТИ, 1934, ч, II, ОНТИ, 1937; Атлас общих видов моторов, под ред. А. Е. Заикина, ВВА им. Н. Е. Жуковского, 1838. Некоторые сведения по конструкции авиационного двигателя можно найти в книгах: Р. Пай, Авиационные двигатели легкого топлива, Оборонгиз, 1941; М. М. Масленников, Общий курс авиационных двигателей легкого топлива, ОНТИ, 1938. В ближайшее время в издании Оборонгиз выходят следующие книги па конструкции и расчету на прочность авиационных двигателей: П. И. Орлов, Агрегаты авиационных двигателей; B. А. Доллежаль, Редукторы авиационных двигателей (переиздание); C. В. Серенсен, Динамическая прочность; Авиационные двигатели, атлас общих видов и узловых чертежей, под ред. А. Е. Заикина. Книга в формате DjVu (450dpi): Раздел первый Глава I. Динамический расчет авиационного двигателя — 1056 кб Глава II. Уравновешивание авиационных двигателей — 881 кб Глава III. Крутильные колебания коленчатых валов — 1651 кб Раздел второй Глава I. Коленчатые валы авиационных двигателей — 1674 кб Глава II. Шатуны авиационных двигателей — 1365 кб Глава III. Поршни — 1313 кб Глава IV. Цилиндры и блоки — 3336 кб Глава V. Газораспределение авиадвигателей — 3036 кб Глава VI. Картеры — 2445 кб Раздел третий Глава I. Редукторы — 1605 кб Глава II. Нагнетатели — 1529 кб Глава III. Втулки воздушных винтов — 958 кб Глава IV. Приводы к вспомогательным агрегатам — 913 кб Глава V. Смазка авиационных двигателей — 1863 кб Невыправленный текст в формате TXT — 1144 кб ОГЛАВЛЕНИЕ Раздел первый Глава I. Динамический расчет авиационного двигателя §1. Введение (стр. 5) §2. Конструктивная индикаторная диаграмма нормального невысотного и переразмеренного двигателя (стр. 5) §3. Конструктивная индикаторная диаграмма высотного двигателя с приводным центробежным нагнетателем (П.Ц.Н.) (стр. 8) §4. Определение приведенных масс шатунно-кривошипного механизма. Точные выражения скорости и ускорения поршня (стр. 13) §5. Приближенное выражение для сил инерции поступательно-движущихся частей простого шатуннокривошипного механизма (стр. 16) §6. Силы инерции поступательно-движущихся частей механизма с прицепным шатуном (стр. 20) §7. Суммирование сил газа и сил инерции поступательно-движущихся масс (стр. 23) §8. Суммирование сил от нескольких цилиндров, действующих на одну шейку кривошипа (стр. 26) §9. Суммирование моментов многоколенного вала и нахождение реакций коренных подшипников (стр. 29) Примеры динамического расчета (стр. 30) §10. Неравномерность хода (стр. 35) Глава II. Уравновешивание авиационных двигателей §11. Общие соображения об уравновешенности (стр. 40) §12. Уравновешивание вращательно-движущихся масс (стр. 41) §13. Неуравновешенные силы инерции поступательно-движущихся масс. Приемы исследования уравновешенности двигателя (стр. 43) §14. Уравновешивание одноцилиндрового двигателя (стр. 45) §15. Уравновешивание многоцилиндровых однорядных двигателей (стр. 48) §16. Уравновешивание двухцилиндрового рядного двигателя с углом между коленами вала 180° (стр. 48) §17. Уравновешивание четырехцилиндрового однорядного двигателя (стр. 51) а) кривошипы расположены под углом 180° (стр. 51) б) кривошипы расположены под углом 90° (стр. 52) §18. Уравновешивание шестицилиндрового рядного двигателя (стр. 55) §19. Неуравновешенные силы ряда с прицепными шатунами (стр. 57) §20. Общие признаки уравновешенности рядных двигателей (стр. 58) §21. Общие приемы исследования уравновешенности многорядных двигателей (стр. 62) §22. Уравновешивание двухцилиндрового V-образного двигателя (стр. 62) §23. Уравновешивание двухцилиндрового двигателя с противолежащими цилиндрами (стр. 63) §24. Уравновешивание восьмицилиндрового V-образного двигателя с расположением колен под углом 180° (стр. 64) §25. Уравновешивание W-образного 12-цилиндрового двигателя с углом развала между рядами цилиндров в 60° (стр. 65) §26. Уравновешивание 12-цилиндрового V-образного двигателя с углом развала между рядами цилиндров в 60° (стр. 66) §27. Общий случай уравновешивания простых звездообразных двигателей с прицепными шатунами (стр. 67) §28. Уравновешивание звездообразных двигателей с центральными шатунами (стр. 76) §29. Уравновешивание двойных звезд (стр. 76) Глава III. Крутильные колебания коленчатых валов §30. Гармоническое движение (стр. 79) §31. Свободные колебания с одной степенью свободы (стр. 80) §32. Приведенная длина вала (стр. 83) §33. Эквивалентная масса (стр. 85) §34. Приведенная схема двигателя с редуктором и нагнетателем (стр. 87) §35. Свободные колебания вала с двумя массами (стр. 89) §36. Свободные колебания вала с тремя массами (стр. 91) §37. Свободные колебания вала с многими массами (стр. 94) §38. Упрощенные методы определения периода собственных колебаний (стр. 99) §39. Вынужденные колебания без затухания (стр. 102) §40. Динамические демпферы (стр. 106) §41. Вынужденные колебания с затуханием (стр. 111) §42. Гармонический анализ (стр. 115) §43. Гармоники момента от сил инерции поступательно-движущихся частей. Суммирование гармоник от газовых и инерционных сил (стр. 123) §44. Суммирование гармонических моментов от нескольких цилиндров на одном колене (стр. 124) §45. Резонансные режимы работы двигателя (стр. 126) §46. Вынужденные колебания кручения коленчатого вала рядного двигателя (стр. 129) §47. Определение амплитуды вынужденных колебаний при резонансе по методу Видлера (стр. 135) §48. Торзиографирование (стр. 140) Раздел второй Глава I. Коленчатые валы авиационных двигателей §49. Взаимное расположение колен (стр. 143) §50. Число опор коленчатого вала (стр. 152) §51. Подшипники для коленчатых валов (стр. 153) §52. Разъемные конструкции коленчатых валов (стр. 154) §53. Расчет стяжного болта (стр. 160) §54. Элементы конструкции колена (стр. 161) §55. Противовесы (стр. 166) §56. Носок коленчатого вала (стр. 168) §57. Упорные подшипники (стр. 170) §58. Уплотнение в носке (стр. 172) §59. Осевая фиксация вала редукторных двигателей (стр. 173) §60. Конструкция хвостовиков валов (стр. 174) §61. Расчет на прочность коленчатого вала (стр. 177) §62. Материал, производство и монтаж коленчатых валов (стр. 184) Глава II. Шатуны авиационных двигателей §63. Поршневая головка и стержень шатуна (стр. 187) §64. Кривошипные головки шатунов однорядных двигателей (стр. 191) §65. Кривошипные головки шатунов многорядных двигателей (стр. 193) §66. Кривошипные головки шатунов звездообразных двигателей (стр. 202) §67. Определение основных размеров шатунного механизма (стр. 210) §68. Расчет деталей шатуна (стр. 215) §69. Материал и производство шатунов (стр. 219) Глава III. Поршни §70. Общие сведения (стр. 222) §71. Конструктивные элементы поршня (стр. 225) §72. Поршневые бобышки (стр. 228) §73. Юбка поршня (стр. 230) §74. Палец поршня (стр. 234) §75. Расчет на прочность поршня и его деталей (стр. 236) §76. Поршневые кольца (стр. 240) §77. Расчет поршневого кольца (стр. 243) §78. Поршни как органы газораспределения (стр. 250) §79. Материал, изготовление и монтаж поршней и их деталей (стр. 251) Глава IV. Цилиндры и блоки §80. Общие сведения (стр. 259) §81. Конструкция камеры сгорания (стр. 264) §82. Отдельно стоящие цилиндры двигателей водяного охлаждения (стр. 267) §83. Отдельно стоящие цилиндры двигателей воздушного охлаждения (стр. 273) §84. Головки цилиндров звездообразных двигателей (стр. 279) §85. Головки цилиндров рядных двигателей воздушного охлаждения (стр. 286) §86. Гильзы цилиндров двигателей воздушного охлаждения (стр. 290) §87. Оребрение цилиндров (стр. 290) §88. Силовые схемы блоков (стр. 294) §89. Элементы конструкции головок и рубашек блока (стр. 301) §90. Гильзы блока (стр. 307) §91. Мелкие детали конструкции блока (стр. 310) §92. Блоки двигателей воздушного охлаждения (стр. 312) §93. Седло клапана, направляющие клапанов, свечные втулки (стр. 312) §94. Расчет на прочность деталей цилиндра (стр. 316) §95. Материалы для головок и блоков цилиндров (стр. 320) Глава V. Газораспределение авиадвигателей §96. Привод к распределению рядных двигателей (стр. 326) §97. Привод к клапанам рядных двигателей (стр. 332) §98. Нижнее газораспределение в рядных двигателях (стр. 337) §99. Конструкция кулачковых валиков (стр. 338) §100. Регулировка газораспределения (стр. 340) §101. Расположение привода и передаточные числа к кулачковым шайбам звездообразных двигателей (стр. 343) §102. Кинематические схемы приводов кулачковых шайб (стр. 348) §103. Конструктивные элементы приводов к кулачковым шайбам (стр. 352) §104. Кулачковые шайбы (стр. 354) §105. Установка распределения звездообразных двигателей (стр. 355) §106. Привод клапанов в звездообразных двигателях от обычных кулачков (стр. 357) §107. Толкатели и направляющие (стр. 359) §108. Коромысла клапанов и ударники (стр. 361) §109. Клапаны (стр. 365) §110. Производство пустотелых клапанов (стр. 368) §111. Замки и наконечники клапанов (стр. 369) §112. Клапанные пружины (стр. 370) §113. Основные параметры клапанного механизма (стр. 372) §114. Подъем клапана (стр. 374) §115. Фазы распределения (стр. 376) §116. Диаграмма подъема, скорости и ускорения клапана. Время-сечение (стр. 377) §117. Форма кулачка. Кулачок постоянного ускорения (стр. 379) §118. Профили кулачков, очерченные дугами круга (стр. 384) §119. Кулачок с плоским толкателем (стр. 389) §120. Определение нагрузок клапанного привода (стр. 390) §121. Расчет клапанных пружин (стр. 392) §122. Расчет деталей приводов к клапанам (стр. 399) §123. Зазоры в клапанном механизме (стр. 401) §124. Материалы, применяемые для изготовления деталей привода газораспределения. Монтажные зазоры (стр. 403) Глава VI. Картеры §125. Общие сведения (стр. 405) §126. Классификация картеров рядных двигателей (стр. 406) §127. Системы разъемов и силовая связь частей картера (стр. 406) §128. Соединение половин картера и взаимная их фиксация (стр. 414) §129. Стенки картера и меры, применяемые к увеличению их жесткости (стр. 415) §130. Лапы картера (стр. 418) §131. Носок и задок картера рядного двигателя (стр. 418) §132. Установка вкладышей (стр. 422) §133. Материал, производство, дефекты вкладышей (стр. 423) §134. Картеры звездообразных двигателей. Центральная часть картера однорядного звездообразного двигателя (стр. 428) §135. Центральная часть картера двухрядного звездообразного двигателя (стр. 431) §136. Установка подшипников (стр. 434) §137. Носок и задок картера звездообразных двигателей (стр. 435) §138. Маслопроводка в картерах звездообразных двигателей (стр. 439) §139. Крепление звездообразных двигателей к подмоторной раме (стр. 441) §140. Суфлирование картера (стр. 443) §141. Шпильки картера (стр. 445) §142. Материалы для картеров (стр. 447) Раздел третий Глава I. Редукторы §143. Схемы редукторов авиационных двигателей (стр. 451) §144. Передаточное число (стр. 453) §145. Элементы конструкции редукторов со смещенными осями. Шестерни и их крепление (стр. 453) §146. Упругое соединение шестерен (стр. 456) §147. Опоры шестерен редуктора. Конструкция вала редуктора. Осевая фиксация (стр. 458) §148. Картеры редукторов (стр. 463) §149. Смазка подшипников и зубьев шестерен (стр. 463) §150. Общая схема планетарного редуктора. Уравнительные механизмы (стр. 464) §151. Установка цилиндрических сателлитов (стр. 466) §152. Системы посадки конических сателлитов (стр. 470) §153. Опоры вала планетарных редукторов (стр. 472) §154. Крепление ведущих и неподвижных шестерен (стр. 472) §155. Смазка планетарных редукторов (стр. 474) §156. Материалы, применяемые для деталей редукторов (стр. 476) §157. Расчет зубчатых колес редуктора (стр. 476) §158. Расчет упругой муфты редуктора (стр. 483) §159. Расчет вала редуктора (стр. 484) Глава II. Нагнетатели §160. Общие сведения (стр. 487) §161. Передача к П. Ц. Н (стр. 491) §162. Элементы привода. Упругое соединение и ведущая шестерня (стр. 494) §163. Промежуточные шестерни (стр. 497) §164. Фрикционные соединения (стр. 498) §165. Колесо нагнетателя. Валик колеса. Опоры валика (стр. 501) §166. Маслоуплотнители (стр. 503) §167. Выключающиеся приводы к нагнетателю (стр. 505) §168. Регуляторы давления (стр. 510) §169. Расчет деталей привода к нагнетателю (стр. 514) §170. Расчет на прочность колеса нагнетателя (стр. 518) Глава III. Втулки воздушных винтов §171. Втулки деревянных винтов с фиксированным шагом (стр. 525) §172. Втулки металлических винтов с фиксированным в полете шагом (стр. 526) §173. Втулки металлических винтов с изменяемым в полете шагом (стр. 529) §174. Посадка втулок винтов изменяемого шага на вал двигателя и крепление в них лопастей винтов (стр. 531) §175. Механизм управления лопастями винта изменяемого шага (стр. 534) Глава IV. Приводы к вспомогательным агрегатам §176. Общие соображения. Приводы к магнето (стр. 545) §177. Приводы к водяным и бензиновым насосам (стр. 552) §178. Распределители самопуска. Инерционные и ручные пусковые устройства (стр. 555) §179. Дополнительные приводы 561. Глава V. Смазка авиационных двигателей §180. Определение вязкости масла (стр. 562) §181. Расчет подшипников жидкостного трения (стр. 566) §182. Смазочные канавки и подвод смазки (стр. 572) §183. Расчет циркуляции масла (стр. 575) §184. Шариковые и роликовые подшипники (стр. 576) §185. Системы смазки двигателей (стр. 578) §186. Масляные помпы (стр. 580) §187. Редукционные клапаны (стр. 586) §188. Смазка узлов двигателя (стр. 587) §189. Система маслопровода в картерах рядных двигателей (стр. 590) §190. Уплотнения 592: §191. Фильтры и пеногасители (стр. 594) §192. Суфлеры (стр. 599) Предметный указатель (стр. 600) ПРЕДИСЛОВИЕ Предлагаемый курс конструкций авиационных двигателей составлен по программе, принятой на инженерном факультете Военной воздушной академии КА им. проф. Н. Е. Жуковского. Включенный в книгу материал состоит из анализа конструктивных форм отдельных деталей двигателя и из освещения применяющихся в учебной и конструкторской практике методов расчета деталей на прочность. Вопросы динамики двигателя, уравновешивания и крутильных колебаний изложены в объеме, минимально необходимом для правильного определения расчетных усилий и понимания преимуществ различных конструктивных схем и устройств. Совместное рассмотрение этих вопросов в одном курсе, когда раздел динамики подкрепляется последующими поверочными расчетами, проектированием и изучением конкретной материальной части, вполне оправдано педагогической практикой кафедры. Целесообразность такого построения курса подтверждается также структурой таких классических курсов конструирования двигателей, как курсы Гюльднера, Дуббеля, Засса, Кернера, Клименко. Быстрое развитие конструкций авиационных двигателей, ежегодно претерпевающих значительные изменения в деталях, создает большие трудности в изложении курса. Один из часто практикующихся способов изложения заключается в подробном и последовательном описании выполненных узлов конструкции в различных двигателях, которые, по мнению автора, являются наиболее совершенными или интересными. Другая система, установившаяся в ВВА на основании длительного опыта чтения этого курса, заключается в том, что каждый узел конструкции расчленяется на элементы общие и обязательные для двигателя любой фирмы, и в курсе дается обзор различных конструктивных форм, применявшихся в этих элементах. Таким образом, например, вместо описания поршней, цилиндров и других узлов двигателей Паккард, Испано-Суиза, Ролльс-Ройс и т. п. разбираются возможные формы днища, юбки, пальца поршня, головки цилиндров, формы связи гильзы цилиндра с блоком, оребрения и пр. с оценкой преимуществ и недостатков различных конструктивных решений. Достоинство такого способа изложения заключается в том, что общих конструктивных принципов немного, они не устаревают, изложение оказывается более стройным и систематическим. При этом можно, не перегружая курс излишними подробностями, гораздо полнее и шире использовать отрицательный опыт отживших конструкций, который является не менее поучительным, чем положительный опыт конструкций, признаваемых сегодня более совершенными и современными. При этом вообще отпадает необходимость в методологически ошибочном делении конструкций на современные и устарелые, ошибочном потому, что оно суживает горизонт читателя и подавляет техническую инициативу. В большинстве глав данной книги имеются краткие указания о наиболее характерных особенностях производства отдельных деталей двигателя. Хотя освещение вопросов производства не входит в программу данного курса, но нами приведены краткие данные, необходимые для правильного понимания некоторых конструктивных особенностей деталей, правил контроля и эксплоатации и пр. Читатель не найдет в книге исследований и сравнения тепловых процессов, теории нагнетателей, карбюрации, специфических вопросов двигателей тяжелого топлива, охлаждения, зажигания, так как все эти вопросы рассматриваются в специальных курсах. Из вопросов, связанных непосредственно с курсом конструкций авиационных двигателей, в книге отсутствуют обзор общих данных материальной части и перспективы развития конструкций авиадвигателей. Весь этот материал ежегодно обновляется настолько, что помещать его в книгу, рассчитанную на применение в качестве учебника в течение нескольких лет, было бы нерационально. Кроме того, по ряду перечисленных вопросов либо нет установившейся точки зрения, либо при изложении необходимо выходить далеко за рамки программы курса, как например, при рассмотрении вопроса о преимуществах жидкостного и воздушного охлаждения. По тем же соображениям в книге не помещены стандарты, технические условия на отдельные детали и другие справочные материалы, тем более что помещение их, кроме того, значительно увеличило бы объем книги. Отсутствие в иллюстративном материале общих видов двигателей в разрезах объясняется тем, что при сильном уменьшении в книге они теряют педагогическую ценность. Общая методическая структура курса и трактовка конструктивных материалов приняты такими же, как в лекциях, читаемых в Военной Воздушной Академии КА начальником кафедры бригинженером А. Е. Заикиным. Им же проведена общая редакция всего учебника и написана глава «Крутильные колебания» и все параграфы по расчетам, изложенным в отдельных главах, за исключением расчетов в главе «Смазка». По его указаниям для главы «Динамический расчет авиационного двигателя» выполнены: инж. Талалай — §§2 и 3 и адьюнктом инж. Кораллкиным — §7, 8 и 9. Остальные главы учебника составлены преподавателями кафедры конструкций авиационных двигателей ВВА. Военинженер 1-го ранга, доцент Я. С. Адрианов — «Уравновешивание», «Шатуны», «Втулки винтов» и §§5 и 6 главы «Динамический расчет авиационного двигателя». Военинженер 1-го ранга В. Г. Гаршин — «Поршни», «Цилиндры и блоки», «Картеры». Военинженер 2-го ранга А. Е. Воронцов — «Коленчатые валы», «Редукторы», «Распределение». Военинженер 1-го ранга Г. Д. Воликов — «Приводы к нагнетателям». Военинженер 2-го ранга М. И. Данилов — «Приводы к вспомогательной аппаратуре». Доцент С. И. Богомолов — «Смазка». В подготовке к печати принимали участие военинженер 3-го ранга М. И. Шор, военинженер 3-го ранга адъюнкт С. Ф. Копылов, инж. В. И. Алексеев, техники-конструкторы В. С. Епифанова, В. В. Бабух, чертежники-конструкторы Т. В. Голубцова, В. П. Якушева и лаборант В. Талалай. Авторский коллектив учебника выражает признательность заместителю начальника академии дивинженеру Е. С. Андрееву и начальнику инженерного факультета бригинженеру А. Н. Пономареву за поддержку, оказанную кафедре при выполнении этой работы. Авторы и редакция приносят также благодарность рецензентам Герою Социалистического Труда доктору технических наук проф. А. А. Микулину и доктору технических наук. проф. Л. К. Мартенсу за ряд денных указаний, сделанных при просмотре рукописи. Все замечания, пожелания и критические указания читателей будут приняты с благодарностью. ======================================== ВОЕННАЯ ВОЗДУШНАЯ ОРДЕНА ЛЕНИНА АКАДЕМИЯ КА им. ЖУКОВСКОГО А. Е. ЗАИКИН, В. Г. ГАРШИН, А. Е. ВОРОНЦОВ, Я. С. АДРИАНОВ, С. И. БОГОМОЛОВ, Г. Д. ВОЛИКОВ, М. И. ДАНИЛОВ АВИАЦИОННЫЕ ДВИГАТЕЛИ КОНСТРУКЦИЯ И РАСЧЕТ ДЕТАЛЕЙ Под редакцией бригинженера, доцента, кандидата технических наук А. Е. Заикина Утверждено Всесоюзным комитетом по делам высшей школы при СНК СССР в качестве учебника для высших авиационных технических учебных заведений ГОСУДАРСТВЕННОЕ ИЗДАТЕЛЬСТВО ОБОРОННОЙ ПРОМЫШЛЕННОСТИ Москва 1941 Курс конструкций авиационных двигателей составлен по программе, принятой на инженерном факультете Военной воздушной академии КА им. проф. Н. Е. Жуковского. Помимо анализа конструктивных форм отдельных деталей авиационных двигателей в книге приведены методы расчета деталей на прочность и изложены вопросы: динамики двигателя, уравновешивания и крутильных колебаний. В большинстве глав приведены сведения об особенностях производства той детали двигателя, рассмотрению которой посвящена данная глава. Книга утверждена Комитетом по высшей школе при СНК СССР в качестве учебника по конструкции авиационных двигателей для авиационных, технических Втузов и может также служить пособием для инженерно-технических работников авиационных заводов и институтов. По конструкции и динамике авиационных двигателей имеются еще следующие книги: И. Ш. Нейман, Динамика, расчет на прочность авиационных двигателей, ч. I, ОНТИ, 1933, ч. II, ОНТИ, 1934; И. Ш. Нейман, Динамика авиационных двигателей, Оборонгиз, 1940; П. И. Орлов, Конструкция авиационных двигателей, Оборонгиз, 1940; В. А. Доллежаль, Редукторы числа оборотов авиационных двигателей, Оборонгиз, 1939; Атлас деталей авиационных двигателей, под ред. В. Я, Климова, ч. I, ОНТИ, 1934, ч, II, ОНТИ, 1937; Атлас общих видов моторов, под ред. А. Е. Заикина, ВВА им. Н. Е. Жуковского, 1838. Некоторые сведения по конструкции авиационного двигателя можно найти в книгах: Р. Пай, Авиационные двигатели легкого топлива, Оборонгиз, 1941; М. М. Масленников, Общий курс авиационных двигателей легкого топлива, ОНТИ, 1938. В ближайшее время в издании Оборонгиз выходят следующие книги па конструкции и расчету на прочность авиационных двигателей: П. И. Орлов, Агрегаты авиационных двигателей; B. А. Доллежаль, Редукторы авиационных двигателей (переиздание); C. В. Серенсен, Динамическая прочность; Авиационные двигатели, атлас общих видов и узловых чертежей, под ред. А. Е. Заикина. Редактор Г. К. Холоманов Тираж 6000. Подписано к печати 6/II 1941 г. А35399. Количество печ. листов 38V4 + 3 вкл. Количество уч.-авт. листов 54,27. Количество знаков в печ. листе 63 360. Заказ № 142/3251. Цена 20 руб., пер. 2 руб. Типография Оборонгиза. Киев, Крещатик, 42. ПРЕДИСЛОВИЕ Предлагаемый курс конструкций авиационных двигателей составлен по программе, принятой на инженерном факультете Военной воздушной академии КА им. проф. Н. Е. Жуковского. Включенный в книгу материал состоит из анализа конструктивных форм отдельных деталей двигателя и из освещения применяющихся в учебной и конструкторской практике методов расчета деталей на прочность. Вопросы динамики двигателя, уравновешивания и крутильных колебаний изложены в объеме, минимально необходимом для правильного определения расчетных усилий и понимания преимуществ различных конструктивных схем и устройств. Совместное рассмотрение .этих вопросов в одном курсе, когда раздел динамики подкрепляется последующими поверочными расчетами, проектированием и изучением конкретной материальной части, вполне оправдано педагогической практикой кафедры. Целесообразность такого построения курса подтверждается также структурой таких классических курсов конструирования двигателей, как курсы Гюльднера, Дуббеля, Засса, Кернера, Клименко. Быстрое развитие конструкций авиационных двигателей, ежегодно претерпевающих значительные изменения в деталях, создает большие трудности в изложении курса. Один из часто практикующихся способов изложения заключается в подробном и последовательном описании выполненных узлов конструкции в различных двигателях, которые, по мнению автора, являются наиболее совершенными или интересными. Другая система, установившаяся в ВВА на основании длительного опыта чтения этого курса, заключается в том, что каждый узел конструкции расчленяется на элементы общие и обязательные для двигателя любой фирмы, и в курсе дается обзор различных конструктивных форм, применявшихся в этих элементах. Таким образом, например, вместо описания поршней, цилиндров и других узлов двигателей Паккард, Испано-Суиза, Ролльс-Ройс и т. п. разбираются возможные формы днища, юбки, пальца поршня, головки цилиндров, формы связи гильзы цилиндра с блоком, оребрения и пр. с оценкой преимуществ и недостатков различных конструктивных решений. Достоинство такого способа изложения заключается в том, что общих конструктивных принципов немного, они не устаревают, изложение оказывается более стройным и систематическим. При этом можно, не перегружая курс излишними подробностями, гораздо полнее и шире использовать отрицательный опыт отживших конструкций, который является не менее поучительным, чем положительный опыт конструкций, признаваемых сегодня более совершенными и современными. При этом вообще отпадает необходимость в методологически ошибочном делении конструкций на современные и устарелые, ошибочном потому, что оно суживает горизонт читателя и подавляет техническую инициативу. В большинстве глав данной книги имеются краткие указания о наиболее характерных особенностях производства отдельных деталей двигателя. Хотя освещение вопросов производства не входит в программу данного курса, но нами приведены краткие данные, необходимые для правильного понимания некоторых конструктивных особенностей деталей, правил контроля и эксплоатации и пр. Читатель не найдет в книге исследований и сравнения тепловых процессов, теории нагнетателей, карбюрации, специфических вопросов двигателей тяжелого топлива, охлаждения, зажигания, так как все эти вопросы рассматриваются в специальных курсах. Из вопросов, связанных непосредственно с курсом конструкций авиационных двигателей, в книге отсутствуют обзор общих данных материальной части и перспективы развития конструкций авиадвигателей. Весь этот материал ежегодно обновляется настолько, что помещать его в книгу, рассчитанную на применение в качестве учебника в течение нескольких лет, было бы нерационально. Кроме того, по ряду перечисленных вопросов либо нет установившейся точки зрения, либо при изложении необходимо выходить далеко за рамки программы курса, как например, при рассмотрении вопроса о преимуществах жидкостного и воздушного охлаждения. По тем же соображениям в книге не помещены стандарты, технические условия на отдельные детали и другие справочные материалы, тем более что помещение их, кроме того, значительно увеличило бы объем книги. Отсутствие в иллюстративном материале общих видов двигателей в разрезах объясняется тем, что при сильном уменьшении в книге они теряют педагогическую ценность. Общая методическая структура курса и трактовка конструктивных материалов приняты такими же, как в лекциях, читаемых в Военной Воздушной Академии КА начальником кафедры бригинженером А. Е. Заикиным. Им же проведена общая редакция всего учебника и написана глава "Крутильные колебания" и все параграфы по расчетам, изложенным в отдельных главах, за исключением расчетов в главе "Смазка". По его указаниям для главы "Динамический расчет авиационного двигателя" выполнены: инж. Талалай—§§ 2 и 3 и адьюнктом инж. Кораллкиным— § 7, 8 и 9. Остальные главы учебника составлены преподавателями кафедры конструкций авиационных двигателей ВВА. Военинженер 1-го ранга, доцент Я. С. Адрианов — "Уравновешивание", "Шатуны", "Втулки винтов" и §§ 5 и 6 главы "Динамический расчет авиационного двигателя". Военинженер 1-го ранга В. Г. Гаршин— "Поршни", "Цилиндры и блоки", "Картеры". Военинженер 2-го ранга А. Е. Воронцов — "Коленчатые валы", "Редукторы", "Распределение". Военинженер 1-го ранга Г. Д. Воликов — "Приводы к нагнетателям". Военинженер 2-го ранга М. И. Данилов — "Приводы к вспомогательной аппаратуре". Доцент С. И. Богомолов — "Смазка". В подготовке к печати принимали участие военинженер 3-го ранга М. И. Шор, военинженер 3-го ранга адъюнкт С. Ф. Копылов, инж. В. И. Алексеев, техники-конструкторы В. С. Епифанова, В. В. Бабух, чертежники-конструкторы Т. В. Голубцова, В. П. Якушева и лаборант В. Талалай. Авторский коллектив учебника выражает признательность заместителю начальника академии дивинженеру Е. С. Андрееву и начальнику инженерного факультета бригинженеру А. Н. Пономареву за поддержку, оказанную кафедре при выполнении этой работы. Авторы и редакция приносят также благодарность рецензентам Герою Социалистического Труда доктору технических наук проф. А. А. Микулину и доктору технических наук. проф. Л. К. Мартенсу за ряд денных указаний, сделанных при просмотре рукописи. Все замечания, пожелания и критические указания читателей будут приняты с благодарностью. РАЗДЕЛ ПЕРВЫЙ ГЛ ABA I ДИНАМИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ АВИАЦИОННОГО ДВИГАТЕЛЯ § 1. ВВЕДЕНИЕ Динамический расчет заключается в определении сил и моментов, действующих на элементы шатунно-кривошипного механизма. Первым этапом динамического расчета является построение индикаторной диаграммы. Для вновь проектируемого двигателя индикаторная диаграмма строится на основании теплового расчета. Для поверочного расчета существующего двигателя она может быть построена упрощенным методом по известным у же данным: мощности, числу оборотов, удельному расходу топлива и размерности двигателя. Получается так называемая конструктивная индикаторная диаграмма. Вторым этапом динамического расчета является определение сил от инерции и суммирование их с силами газа для шатунно-кривошипного механизма одного цилиндра. Третий этап заключается в суммировании сил от нескольких цилиндров на одном колене вала и в суммировании крутящих моментов от всех колен в случае рядного двигателя или многорядной звезды. Обычно весь динамический расчет ведется при номинальном режиме на расчетной высоте. § 2. КОНСТРУКТИВНАЯ ИНДИКАТОРНАЯ ДИАГРАММА НОРМАЛЬНОГО НЕВЫСОТНОГО И ПЕРЕРАЗМЕРЕННОГО ДВИГАТЕЛЯ Если номинальная мощность соответствует полному открытию дросселя на земле, то давление в начале сжатия ра (фиг. 1) принимается равным 0,9 -г- 0,95 р0. Для переразмеренного двигателя, задросселирован-ного на земле, конструктивная индикаторная диаграмма строится для расчетной высоты и давление ра принимается равным 0,9 -т- 0,95 рн, где рн — давление на расчетной высоте. Расчетная высота может быть определена по высотной характеристике на максимальном числе оборотов и данному номиналу, т. е. без учета изменения числа оборотов с высотой. При отсутствии высотной характеристики можно воспользоваться графиком изменения по высоте значения = 1,11 -0,11, (1) Фиг. 1. Индикаторная диаграмма. как это показано в задаче 1. В формуле , Тн — давление и температура на расчетной высоте по стандартной атмосфере; о, Т^о—то же на земле. Правильный выбор давления ра значительно влияет на величину площади индикаторной диаграммы. Задача 1 Определить величину ра на предельной высоте для двигателя М-17-ф, если на земле п = 1445 об/мин.; п = 1665 об/мин.; N. ей ном = 500 л. с. при N. е0 max = 715 л. с. при Л*= ?я 500 ^отах 715 = 0,7. По фиг. Г /? = 3000 м. По стандартной атмосфере рн = 0,715 кг/см2, следовательно, А 1,0 \ 0,9 \ - ц# 0,7 , -------------- * k (2) 0,6 |\ I I N. U,b г ! ^\ пи I t - I 14 6КМ Н ра = 0,9 . 0,715 ~ 0,65 кг/см2. Фиг. Г. Давление в любой точке политропы сжатия определяется-по формуле: где показатель политропы сжатия Я-.----1.35;- р — текущее значение давления, соответствующее объему V; Va — полный объем, соответствующий давлению ра. Давление в конце сжатия рс будет: Рс = Р/'1, (4) здесь е — степень сжатия. Максимальное давление вспышки p'z теоретической диаграммы определяют по среднему индикаторному давлению, известному для данного мотора. Из курса теории двигателей известно, что Pz 1-е 1-я-' — \\ рс П2 — 1 nt — 1 Решая это уравнение относительно р'2, получим: 1 l__e--«t , , _ ?_1 »; i — 1) I — е (5) где п2 — средний показатель политропы расширения; Pi- среднее индикаторное давление теоретического цикла; [д. — коэфициент полноты индикаторной диаграммы. Обычно принимают п2 = 1,24; JA = 0,95. Величина р,- находится по формуле: мет где Л^й — номинальная мощность двигателя в л. с.; V ь — литраж двигателя в л; , п — число оборотов в минуту на расчетной высоте; %- — механический к. п. д. на данном режиме. Фактическое максимальное давление pz меньше, чем p'z; здесь k — 0,85 и является коэфициентом снижения давления вспышки. (7) Давление по линии и в конце расширения /^вычисляется по уравнениям (8), (9): (8) (9) ^"2 Для облегчения расчетов приводятся графики на фиг. 2, 3 и табл. 1. Таблица I* уа 10 10 10 10 10 10 10 10 V 10 9 8. 7 6 5 4 3 (Уа\>35 1 0 1 153 1 352 1 619 1 991 2547 Я 443 к 082 (v ) 1)ч/ (Уа\1'24 10 1 139 1 319 1 556 1 885 2362 Я 115 4 450 \У ) А3^ \ Полученная таким образом теоретическая индикаторная диаграмма скругляется. При скруглении точку С' (фиг. 1) выбирают в соответствии с углом опережения зажигания, вычитая 10—12°, соответствующих периоду скрытого горения; точку С" следует брать на 5 am выше точки С; максимальное давление ргmax СЛСДубТ СЧИТаТЬ лежащим на 12—15° после ВМТ, но если расчет производится с интервалом 20°, ТО /Я-max СЛСДуСТ ОТНОСИТЬ К углу 20° после ВМТ. Точку Ъ' выбирают в соответствии с началом выхлопа по диаграмме газораспределения, а точку Ъ" берут по середине между точками а и Ь. Петлю всасывание—выхлоп не строят, так как на~ сосные потери учитываются в значении ч\т) а также потому, что силы газов в этом 15,0 14,0 /з,0 12,0 ЩО 9,0 8.0 1.35 \ 5,0 ^ 0.150 0140 0,130 0,120 0.110 OJQQ 0,090 .5,5 5,0 6,5 7,0 7,5 & 0,080 Фиг. 2. График для определения давления конца расширения и сжатия. случае очень малы по сравнению с силами от инерции. При пользовании формулой (6) необходимо задаваться значением v\m. На земле при полном открытии дросселя 7jOT=0,85 — 0,9. Однако для переразмеренного двигателя величина ч\т на расчетной высоте может сильно отличаться от указанного значения. В этом случае, если известен соответствующий расчетной высоте расход топлива Се кг/л.сл., величину т]т можно найти по формуле с. * Табл. 1 заимствована из книги И. Неймана, Динамика авиационных моторов. Справочник, часть I, стр. 193. значение же Ct (индикаторного удельного расхода) можно вычислить по формуле (10) где На — низшая теплотворность топлива; гц — индикаторный к. п. д. при данном составе смеси. Величина YJ. определяется по формуле: !.-=(-- и графику изменения отношения а (фиг. 4). 1 ,0,23 ПО (И) 6 6 7 83 10 // 12 ,13 - \г Фиг. 3. Зависимость между p'z и р'г. 0,7 0,8 0,9 1,0 /,/ Фиг. 4. Влияние коэфициента избытка воздуха на мощность и экономичность. § 3. КОНСТРУКТИВНАЯ ИНДИКАТОРНАЯ ДИАГРАММА ВЫСОТНОГО ДВИГАТЕЛЯ С ПРИВОДНЫМ ЦЕНТРОБЕЖНЫМ НАГНЕТАТЕЛЕМ (П. Ц. Н.) Основная особенность построения индикаторной диаграммы высотного двигателя заключается в определении индикаторной мощности на расчетной высоте NI , которой должна быть эквивалентна площадь ^искомой индикаторной диаграммы, т. е. NiH = NeH + Nc + Nr — kN, . (12) где Ne — эффективная мощность на расчетной высоте; н Nc — мощность, потребляемая нагнетателем; Nr — мощность трения; AN — приращение мощности за счет насосной работы нагнетателя. В формуле (12) величина Ne известна из конструктивных данных. Мощность, затрачиваемая на нагнетатель, (13) где L9 — теоретически необходимое количество воздуха; ч\с — адиабатический к. п. д. нагнетателя; -ад 102,5 Т я кгя кг (14) L — адиабатическая компрессорная работа для 1 кг воздуха; 8 р и 1 —давление и температура на расчетной высоте в стандартной атмосфере; pk — давление во всасывающих трубопроводах на расчетной высоте. 0,55 Jffff Фиг. 5. Диаграмма для определения Хад и 7V Пример: Я = 3,2 км; pk =900 мм рт. ст.; щС =0,60.0 т в е т: Ьад = 4850 кгм; Д* = 80°; Tk = 347° Величину ?ад можно также определять, пользуясь графиком (фиг. 5). Прирост мощности А/У определяется либо по формуле: —, 05) 900 либо по формуле: bN=0<9"^»N, = ' п. I и (16) Если, как обычно принято, выражать pk и рн в мм рт. ст., а Pi — в кг /см2, то /^» __ Значения величины С даны на фиг. 6 при pi =15 кг /см2. Мощность трения на высоте N ,-,-,,-.*// •" U I L 3 4 О О Нр КМ рлвна, примерно, мощности трения ЯЧИГЯТРЛЯ тех же оазмеоов без на- фиг- б- Диаграмма для определения поправка двигателя тех же ра-змериь иел на мощности на противодавление. гнетателя у земли: здесь М-„ — индикаторная мощность двигателя без нагнетателя на земле ' Из курса теории авиадвигателей известна следующая формула, связы- вающая величины _VZ- с -V/0 : я ьз (18) где Д = ? -— 1 (19) На фиг. 7 даны значения Д для е = 6 и т\с — 0,55 (величина ч\с влияет на Tk). л от. ст. Таким образом, задаваясь достаточно проверенным значением т)то =0,85—0,9, имеем: Tk ^ ЛГГЯ. (20) Для вычисления величины в формуле (19) имеем: 5 6 7' Нр нм Фиг. 7. Диаграмма для определения поправки здесь Дг-^ подогрев воздуха в нагнетателе; он определяется по формуле: — ад 102,5тг]с ' мощности на атмосферные условия. Величину Д? можно также определить, пользуясь графиком (фиг. 5). Подставляя в формулу (12) значения Nr из формулы (20) и AN из формулы (16), получим: /V О- Ы Л7 J_ Л/ (21) к — -к). (22) р ммрт.ст и ш? Формула (21) дает окончательное выражение для определения индика торной мощности двигателя на расчетной высоте. Величина К ,на фиг. 8 построена для тех же условий, что Л и С, и при 7jme -= 0,85. Изменение t\mn в пределах 0,8 -f- 0,9 дает колебание величины К до 5%. Дальнейший ход построения индикаторной диаграммы высотного двигателя проводится в опи--санном выше порядке с той лишь разницей, что для начальной точки принимается ра = 0,9-^0,95 pk. Нахождение . можно значительно упростить, относя мощность нагнетателя к механическим потерям и вычисляя суммарный механический к. п. д. двигателя по формуле: N 0,82 ен Фиг. 8. Диаграмма для определения индикаторной (23) мощности двигателя с П.Ц.Н. Заменяя здесь по формулам (13), (20) и (15) величины Ne, Nr и AN, можно заранее 10 1Н вычислить величину ч\т, так что дальнейшее нахождение _V/C7 сведется к вычислению по формуле -А-. (24) На фиг. 9 даны значения величины t\m , вычисленные для ч\т =0,85; Се = 250 г/л. с. ч.', а = 0,8 и всех остальных данных, принятых при построении графиков для С, Д и /С Для другого значения ч\т данные фиг. 9 могут быть достаточно точно пересчитаны на основании формулы •f" — у/ т* • /9^\ tm "т А о-. » V--0/ здесь rim — полный механический к. п. д. двигателя при данном ч\т Цт j—| j j- | ' | | | | ~~| | | | ' | • | - | [ 0,86 .0,85 0,84 — 0.83 Ркмм рт.ст., 0/2345 6 Нркм Фиг. 9. Диаграмма для определения суммарного механического к. п. д. Необходимо помнить, что фиг. 9 показывает изменение механического к. п. д. всего двигателя в зависимости от его расчетной высоты Нр и давления наддува р& т. е. по существу изменение t\m двигателя с разными нагнетателями, а не с одним и тем же на разных высотах. Задача 2 Построить конструктивную индикаторную диаграмму двигателя Даймлер-Бенц DB-600 С, имеющего следующие данные („Plugs-port" № 20, 1937 г.): _V =910 л. с.; п = 2400 об/мин.; Се = 240 г/л. с. ч.; = -Л5 кг/см2; р^ = 84Ьмм рт. ст; Нр = 4000 м. Число цилиндров / =12; 5 = 160 мм; D — 150 мм\ в = 6,5; V^ = 34 л;ре = 10,05 кг\смг\ G = 0,545 кг/л. с. . Принимаем: L0 = 14,7; а = 0,85; 7^ = 0,55. Тн = 262° абс.; рн = 462,26 мм; 1ад = 5060 кгм/кг; 5060.910-0,240.14,7.0,85 лол «93,0 л. с. По формуле (17), задаваясь р> =12 кг/см2, находим: 0,9 (845- 462.26) 12-735 ' 11 при и 5060 102,5 • 0,55 -90е По формуле (20) 288 У/462.26 6,5 - [/ 845 760 Г 352 6,5 — 1 По формуле (22), приняв ч]т> = 0,85, получим: - 1,08. К=(1 + 0,039) — По формуле (21) 1,08 (1—0,85) = 0,9. ,, 910 + 93 „<с "<*-—i(И—-П15^с- Если TV/// определять по фиг. 9, то г) = 0,816 и_У,„ = 910 0,816 Отсюда по формуле (6) 1115 -900 = 1115 л. с. Pi = Далее: о-Тпп— = 12'3 34 - 2400 ра = 0,9 • 1,15 - 1,035 кг/см2; рс = I.Q35 . 6,51>35 = 13,0 кг/см2; «' __ *--jOU __ _ _ . Г ! ---- (\ (\ё ---- - -•" > "'"' •*•-•/ 9 1,24 — 1 1— б.б1-1'36 Фиг. 10. Индикаторная диаграмма. pz = 0,85 • 59,0 = 50,15 кг/см2; 1,35 — 1 1 _ fi 51 ~1' +(1,24-1) - 59,0 кг/см*; - 13,0 + -.»Г' t .12ДВ. 1—6-51-1'24 /7ft-=59,0—^ = 5,81 лгг/с^2. 6,51>/4 Для построения индикаторной диаграммы (фиг. 10) составляем табл. 2. Масштабы целесообразно выбирать такими, чтобы размер диаграммы был примерно 200 х 200 мм. В частности, независимо от величины S, удобно принимать Va — 200 мм. Таблица 2 10 10 10 10 10 10 10 10 . ___ - - . ___ 5 6 6 5 10 9 8 7 6 5 4 3 200 180 160 140 120 100 80 60 40 33,3 30,8 1,035 1,195 1,40 1,67 2,06 2,64 3,56 5,26 9,10 11,38 12,95 5,81 6,60 7,65 9,05 10,95 " " 53,65 59,00 Построенная диаграмма должна быть после скругления обязательно подвергнута проверке планиметрированием, так как ошибка в диаграмме скажется на правильности всего динамического расчета. Разница в исходной и найденной величинах р{ не должна быть больше 2%. 12 § 4. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ПРИВЕДЕННЫХ МАСС ШАТУННО-КРИВОШИПНОГО МЕХАНИЗМА. ТОЧНЫЕ ВЫРАЖЕНИЯ СКОРОСТИ И УСКОРЕНИЯ ПОРШНЯ Шатун имеет сложное движение: поступательное — вдоль оси цилиндра с ускорением у и вращательное — около центра А с переменной угловой скоростью Р' и ускорением ф". Соответственно этому на шатун массы Ж действуют (фиг. 11): сила инерции MJ, центробежная сила ЛГа({-')2, приложенные в центре тяжести, и тангенциальная сила инерции Pt. Величину ее можно получить суммированием сил инерции отдельных точек шатуна, имеющих элементарную массу &т. Если обозначить через х расстояние такой точки от центра А, то получим: Я/ = TJ &тх$" — Ma$"'. (26) Момент этой силы относительно точки А будет: (27) Расстояние силы Pt от точки А будет: / — _^L — JA. (Ж) 1 Pf Ma' ^°' О Фиг. 11 Однако определение нагрузки точек А и В по этим силам практически не удобно, и потому для упрощения обычно масса шатуна условно заменяется двумя массами (фиг. (29) а —L и *-= а вр =М 2 из которых первая имеет только поступательное, а вторая только вращательное движение около центра О. Системы (фиг. И, а и 11, б) эквивалентны, если суммы проекций сил на оси координат и моменты относительно какой-либо точки (например А) одинаковы, т. е. при следующих условиях: рх = Ma (P')« sin р — Pt cos Ж вр р = Л1/ — Ma (p')2 cos р — Pt sin p = = Жуа sin р — JA ?" = »* sin a; , /?ш2 cos а + Sin (а + р). (30) (31) (32) Как будет показано далее, соотношения (29) удовлетворяют лишь уравнениям (30) и (31). Для доказательства определим вначале значения Р', р" и у. Из треугольника ДО# sin ? = т"-sin а. (33) Взяв первую и вторую производные по времени и обозначая а' = а>, имеем: L cos p ' — ш sin о cos p -f- P' sin p cos а 13 Принимая во внимание уравнение (34), имеем окончательно: » __ R 2 ( cos2 a sin P JL sin а """Т*0 Л ^^ ь """сотр Величина у найдется, как вторая производная пути поршня S по времени S =R >in a -f L$' sin p. * J Учитывая соотношение (34), имеем: (37) cos sin a sin 8 . /? cos2 a Подставляя найденные значения р', 3" и у в уравнения (30), (31) и (32), получим: cos 2 cos2 о sin 0 ,, п 9 . /o/v\ cos p - M*pR«fi sm a. (30') D Вынеся за скобку в левой части уравнения величину Ma -j- a>2, делим обе части уравнения на /?со2 и после очевидного приведения подобных членов находим значение массы M2) удовлетворяющее уравнению (30) (29') Величина М1 определится из уравнения (31) м —м cos Р + ptsin Р + мвР ^щ2 cos g /qr •*'-П - *'-' : ~^ • \ Воспользовавшись отношениями (34), (26), (35), (29') и (38), имеем: Мп = cos2 a ., ,, R . /cos2 a sin 8 /? sma\ . „ „, R „ • cos P-f Af л -о2 . f--------,„ r . —---------- } sm 8+уИй T(o2 cos a L cos p/ L ^?Fcosp+Mar 'l-l5?p- „ / sin a sin 8 /? cos2a\ co2 ( cos a-------«--И- -?------7^ V cosp Z, cos3 3/ p Вынося в числителе за скобку величину Ма -у-<"2, после приведения подобных членов получаем в скобках в числителе и в знаменателе одинаковые выражения. После сокращений имеем: *М = М?^±. (29') /__• i^i Теперь посмотрим, удовлетворяют ли уравнению (32) найденные значения УИП и УИВР. Вообще уравнение (32) можно представить так: Mja sin p — JA 3" — MBpR^L sin (a + P) = sin p — ^2sin(a + P)]— ЛР* = Д. (32) Если значения УИП и AfBp удовлетворяют уравнению (32), то Д=0, в противном случае Д ф 0. 14 Пользуясь уравнением (38), легко показать, что sin / ( cos a COS2 . sm - — #u>2 (sin a cos p + cos a sin p)l -Таким образом COS cos2 a sin fJ sin a (sin2 ^ + cos2 (J)_~| __«/-* (39> Это выражение иногда представляют иначе, вводя соотношение JA = Л. т + Ма\ Тогда Л с= (MaL — /Ma2 — Уц. т) Р" = [Ma (Z, — a) — Уц. т] р". В авиационных двигателях средней мощности наибольшее значение этой величины лежит в пределах 2 -f- 4 кгм. Обычно при расчетах ею пренебрегают и разноску масс делают по уравнениям (29). В случае механизма с прицепными шатунами вначале делается разноска масс прицепных шатунов по уравнениям (29). На фиг. 12 для простотьь нанесен лишь один прицепной шатун. М, (29") После этого разносится суммарная масса главного шатуна: либо по найденной предвари-тельно новой координате центра тяжести с", либо непосредственно по уравнениям: (40) Здесь с (фиг. 12)— координата центра кривошипной головки прицепного шатуна. Если палец прицепного шатуна не вошел в величину ---------_--Н 1-а——I С г*~ , то он должен быть учтен фиг 12. Разноска масс шатунов с проушиной, значениями М и Ъ. При наличии одной проушины (как. показано на фиг. 12) центр тяжести системы смещен с оси главного шатуна. Однако в целях упрощения этим обычно пренебрегают. Суммарная масса поступательно-движущихся частей равна Ч-=•"--_, +М-ор и Жп = ^;п + УИ„ор, где Л1ПОр— масса поршня с кольцами и пальцем. Вследствие разницы в величине МПщ и М1 , величины Мп главного и прицепных шатунов отличаются друг от друга, но так как МПш ~ ^0,1 — 0}2МПОр, то эта разница не столь велика, и ею часто пренебрегают. Для выполненных конструкций шатунов определение заменяющих масс Мп и Жвр может быть сделано непосредственным взвешиванием поршней и кривошипных головок, положенных на весы так, чтобы их центры приходились на опорах. 15- § 5. ПРИБЛИЖЕННОЕ ВЫРАЖЕНИЕ ДЛЯ СИЛ ИНЕРЦИИ ПОСТУПАТЕЛЬНО-ДВИЖУЩИХСЯ ЧАСТЕЙ ПРОСТОГО ШАТУННО-КРИВОШИПНОГО МЕХАНИЗМА Точное выражение ускорения поступательно-движущихся масс, приведенное в формуле (38), ввиду сложности неудобно для пользования и в дальнейшем мы будем пользоваться приближенным выражением, которое получается следующим образом. Из фиг. 13 имеем: S = OA — OD = R + 'L--(Rcosa + Lcos®. (36) Из треугольника OBD имеем: sin (3 = -- sin a. "' L* . Заменяя cos^ через sinf- в выражении (36), получим: S = (R + L) — R (cos a + -i- / J - X2 sin2 а). (41) Разлагаем радикал в ряд по биному Ньютона 1 1 у 1 — X2 sin2 а = 1 ------ X2 sin2 а - - 2 X4sin4a — I 1 . 3 2 .-4 -б X6 sin6 a 1.3-5 2.4-6-8 X8sin8a... Прежде чем подставить этот ряд в уравнение (41), заменим степени синусов косинусами кратных углов Фиг. 13. sin2a = -L (1 _ cos 2a); sin4 a — -I- (cos 4 a — 4 cos 2a -f 3); 8 sin6a = _ * (cosGa 32 1- 15cos2a— 10); sin8 a =. * (cos 8a — 8 cos 6a -j- 28 cos 4a — 56 cos 2a + 35). (41') 128 Подставляя найденные значения синусов в уравнение (41) и делая приведение подобных членов, получим:* S=(R -f- L)— R f cos a -f --- -- /C-fp2 cos 2a — p4 cos 4a+pe cos 6a— p8 cos 8a-Jr .-.)-= -f AT) — /?(cosa + p2cosa — p4cos4a + pecos6a— p8cos8a+ ...), (42) rr \ > . O-iol О > С i I/O где ^ 4 A't- 64 A ^256" ^128-" "Г -•> 1 r t 1 ло! -L О *\ к i OO -\ *7 i n ----- ) [ i 3 1 /5 _ I .. } ' - P2 — 4 д -Г 1б л Т- 512A 1 2048 i ' • ' » n l1)*!3)5-^35)7!- . //L0'\ P4 — I 64- л 1 256 ' 4096 ' (42 ) Ре + 512 X + 2048 X + • • ' » n — I 5 )7 ! Ps 1 1282 л I • • • » J * Проф. И. Ш. Нейман, Динамика авиационных моторов. 16 В авиационных двигателях величина X изменяется в пределах от •-,-,- •5)- до -J-. Поэтому постоянные р весьма быстро убывают. Изменение этих величин в зависимости от X по данным проф. И. Ш. Неймана приведены в табл. 3. Таблица 3 1 0,0747 0,0753 0,000424 0,00000501 0,0000000582 3,4 1 0,0686 0,0689 05000326 0,00000307 0,0000000322 3,7 1 4 0,0632 0,0535 0,000256 ?. 0,00000205 0,0000000186 Поэтому с достаточной для практики точностью расстояние поршня от ВМТ определится, если ограничиться лишь первыми тремя членами уравнения (42), принимая К—?2==-г^. Тогда + -j-Xcos2a)]. (43) S = Значения коэфициента при R в уравнении (43) в зависимости от угла поворота кривошипа для разных X приведены в табл. 4. Таблица4* Данные для определения путей, проходимых поршнем ( 1 + — J — ( cos a -f — cos 2a J a° \ X Знак\ 1/3,2 1/3,4 1/3,6 1/3,8 1/4,0 1/4,2 Знак я° i 1 0 + 0,0000 0,0000 0,0000 0,0000 0,0000 0,0000 + 360 10 + 0,0199 0,0196 0,0194 0,0192 0,0190 0,0188 + 350 20 + 0,0786 0,0775 0,0766 0,0757 0,0749 0,0742 4- 340 30 + 0,1730 0,1707 0,1687 0,1669 0,1652 0,1637 + 330 40 + 0,2985 0,2947 0,2914 0,2883 0,2856 0,2831 + 320 50 + 0,4489 0,4435 0,4387 0,4344 0,4306 0,4271 + 310 60 + 0,6172 0,6103 0,6042 0,5987 05938 0,5893 + 300 70 4- 07960 0,7878 0,7806 0,7742 0,7684 0,7631 + 290 80 + 0,9779 0,9690 0,9611 09540 0,9476 0,9418 + 280 90 + 1,1563 1,1471 1,1389 1,1316 1 1250 1.1190 + 270 100 + 1,3252 1,3163 1,3084 1,3013 1,2949 1,2891 + 260 110 + 1.4800 1,4719 1,4647 1,4582 1,4524 1,4471 + 250 120 + 1,6172 1.6103 1,6042 1.5987 1.5938 1,5893 + 240 130 + 1.7345 1,7291 J,7243 1,7200 1,7161 1,7127 + 230 140 + 1,8306 1,8268 1,8234 1,8204 1,8177 1,8152 + 220 150 + 1,9051 1,9028 1,9008 1,8989 1,8973 1.8958 + 210 160 + 1,9580 1.9569 1,9559 1,9551 1,9543 1,9536 + 200 170 + ' 1,9895 1,9892 1,9890 1,9888 1,9886 1,9884 + 190 180 + 2,0000 2,0000 2.0000 2.0000 2,0000 2,0000 + 180 Скорость поршня найдется, как первая производная от пути по времени: > ds v — -~гг — Rw (sin a -f 2p2 sin 2a — 4p4 sin 4a -f 6p6 sin 6a — 8ps sin 8a + . ..). (44) dt * Табл. 4, 5, 6 заимстщ; ных моторов. ВВА—142—2. Ш. Неймана, Динамика авиацион- 17 С достаточной для практики точностью скорость поршня определяется из формулы (43) •У =- /fa (sin а -}- -у X sin 2а) . (44') Значения коэфициента при /?и> в уравнении (44') в зависимости от угла а и X приведены в табл. 5. Данные для определения скоростей поршня Sin a -f -— sin 2 а. Таблица 5 а° Х\Х ЗнакХ 1/3,2* 1/3,4 1/3,6 1/3,8 0 + 0,0000 0.0000 | 0,0000 00000 10 + 0,2271 02240 0,2212 0,2187 20 + 0,4425 0,4366 0,4313 0.4266 30 + 0,6353 0,6274 0,6203 0,6140 40 + 0,7967 0,7876 07796 0,7724 50 + 09199 0,9109 0.9028 0,8956 60 + 1,0014 09934 0,9863 09800 70 + 1,0401 1,0342 1,0290 1,0243 80 + 1,0383 1,0351 1,0323 1,0298 90 + 1.0000 1,0000 1,0000 1,0000 100 + 0,9314 09345 0.9373 0,9398 110 + 0,8393 0,8452 0,8504 08551 120 + 0,7306 0,7387 07457 0.7521 130 + 0,6122 0,6212 0.6293 0,6365 140 + 0,4889 0.4980 0.5060 0 5132. 150 + 0,3647 0,3726 0,3797 0,3861 160 + 0,2416 02475 0.2527 0.2574 170 + 0,1202 0,1234 01262 0,1287 180 • + 0,0000 0,0000 0,0000 0,0000 1/4,0 1/4,2 Знак я° 0,0000 00000 360 02164 0,2144 — 350 04224 04185 — 340 0,6083 06031 — 330 07659 07600 — 320 0,8891 0,8833 310 0 9743 09691 __ 300 1,0200 10162 — 290 1 0276 1,0255 — 280 1,0000 1,0000 — • 270 09421 09441 — 260 0,8593 08632 -+- 250 0,7578 07629 — • 240 0,6429 06488 — • 230 05197 05256 — . 220 0,3917 03969 — 210 0,2617 0,2655 — 200 01309 01329 — 190 0.0000 0,0000 180 Для определения ускорения поршня берем производную по времени от скорости / — ~ -=/?co2[cosa-f4p2cos2a— 16p4cos4a-J-36p6cos6a—64p8cos8a+-..], (45) dt или, пользуясь формулой (44), получим: / — #ш2 (cos a -j- X cos 2a). (45') Значения коэфициента (cos a -f- X cos 2a) в зависимости от a и X приведены в табл. 6. Пользуясь уравнением (45'), силу инерции поступательно-движущихся масс можно представить формулой рин = - Мп '•/ = — Mn#o-2(cos a -f X cos 2a). (46) В формуле (42) положительной считается сила инерции, направленная к валу двигателя. Для дальнейшего исследования удобнее освободиться от отрицательного знака в формуле силы инерции; поэтому будем считать силы инерции положительными, если они направлены вверх, т. е. от оси вала. Если теперь воспользоваться формулой (45), то выражение для сил инерции можно написать следующим образом: Рнн = Mn-?a>2 (cos a -f 4р2 cos 2а — 16р4 cos 4а -[- 34pe cos 6а — 64р8 cos 8a -f • • •) = - С0) cos а + С(2) cos 2а — С(4) cos 4а + С(6) cos ба - C(s> cos 8а + . .., (47) 18 причем С(1) cos a = RMn(*>2 cos а = С(2) cos 2а - /Шп<»2 4р2 cos 2а = Я{2); • д •* С cos4a == RMnuP 16p4cos 4a = Р" ' и т. д. называются силами инерции 1-го, 2-го, 4-го и т. д. порядков. (47') Таблица 6 Данные для определения ускорений поршня » ч 3° NV А 1/3,2 1/3,4 Знак\ 0 i 1.3125 1,2941 10 1 1,2785 1,2612 20 4- 1,1791 1,1650 30 4- 1,0223 10131 40 ] 0,8203 0,8171 50 + 0.5885 05917 60 0,3438 0,3529 70 4- 0,1026 0,1167 80 — . 0,1202 0,1027 90 — - 03125 0,2941 100 — . 0,4074 0,4500 1 110 — . 0,5814 0,5673 120 — 0,6564 0,6471 130 — . 0,6971 06939 140 — . 07118 0,7150 150 __ . 0.7098 0.7190 160 — 0.7003 0.7144 170 — . 0,6912 0,7084 180 __ 0,6875 0,7059 1/3,4 1/3,6 1/3,8 1/4,0 1/4,2 Знак ,2941 1.2778 1.2632 1.2500 1.2381 + 3 ,2612 1,2458 1,2321 1.2197 1,2085 + 3 ,1650 1,1525 1,1413 1,1312 1,1221 _i 3 0131 1,0049 09976 09910 09851 + 3 ,8171 08143 08117 08095 08074 + 3 5917 0,5945 05971 05994 06015 4- 3 ,3529 0,361 1 03684 03750 03810 4- 3 ,1167 0,1292 0,1404 0,1505 0.1596 + 2 ,1027 0,0874 00736 0,0613 00501 — 2 ,2941 0,2778 0,2632 0,2500 0.2381 — 2 ,4500 04347 04209 04086 03974 — • 2 ,5673 0,5548 05436 05335 05244 — 2 ,6471 0,6389 0,6316 0,6250 0,6191 — 2 6939 06910 06885 06862 0,6841 — 2 ,7150 0.7178 07203 0,7226 0.7247 — 2 .7190 0.7271 0,7344 0,7410 0,7470 — 2 .7144 07269 0.7381 0,7482 0,7573 • — 2 ,7084 0,7238 0,7375 0.7499 0,7611 — 1 ,7059 0,7222 0,7368 0,7500 0,7619 — ^ 1 360 350 340 330 320 310 300 290 280 270 260 250 240 230 220 210 200 190 180 По величине эти силы изменяются по гармоническому закону (по закону косинуса). Их наибольшие значения (амплитуды) быстро убывают с увеличением порядка, как это следует из величин р2, р4 и т. д. Их периоды обратно пропорциональны номерам порядков. Период силы инерции 1-го порядка равен времени одного оборота вала двигателя. Период силы инерции 2-го порядка в два раза меньше, а 4-го порядка — в 4 раза и т. д. Как следует из вывода, эти силы всегда направлены вдоль оси цилиндра. Графически эти силы в функции угла поворота фиг и Изменение сил инерции 1-го, вала представлены на фиг. 14. 2-го и 4-го порядка. Как следует из уравнения (47), в общем виде силы инерции простого кривошипно-шатунного механизма можно написать так: (48) S 6. СИЛЫ ИНЕРЦИИ ПОСТУПАТЕЛЬНО-ДВИЖУЩИХСЯ ЧАСТЕЙ МЕХАНИЗМА С ПРИЦЕПНЫМ ШАТУНОМ Определение сил инерции шатунно-кривошипного механизма с прицепным шатуном сложнее, чем механизма главного шатуна, вследствие громоздких тригонометрических пре-<П образований. Поэтому здесь дается лишь ход вывода уравнения движения поршня и окончательные результаты. Механизм с прицепным шатуном (фиг. 15) может выполняться с углом проушины "fr, равным и не равным углу между цилиндрами т- Обычно в двигателях с звездообразным расположением цилиндров т/ = Ч» в рядных — чаще к/ Ф Т- Рассмотрим общий случай, когда .в' При обозначениях, показанных на фиг. 15, путь поршня прицепного шатуна St может быть определен из следующего выражения : Фиг. 15. Из фиг. 15 видно, что a, -frcoscp-j-/cospz). (49) где ф = ^ — v. Тогда St = OD — [R cos a, -{- г cos {$ — ф) -f-- / cos p7] = — OD— [y?cosaz -}- f cos ^ cos 43 -J- r sin ф sin p + /cospj. Из фиг. 15 видно, что sin? = Xsin(af-f".), следовательно, (49') Точно так же cos sin (50) Что же касается величины sinfJ/, то ее можно получить, проектируя звенья прицепного механизма на перпендикуляр к оси цилиндра. Из четырехугольника ОАСО'(фЕГ. 15) имеем: sin sin a- sin (p — ф). -- -у Развертываем оба радикала (50) в ряд по биному Ньютона 1 (50') Воспользовавшись соотношениями . (4 Г) и (50), найденное значение радикалов подставляем в выражение (49') и путем двукратного диферен-цирования находим ускорение поршня прицепного механизма. 20 После ряда преобразований, которые вследствие громоздкости здесь не приводятся, это выражение может быть представлено в виде бесконечной суммы синусов и косинусов у. = оо Л=1 со cos Ла, 4- sin (51) где &== 1, 2, 3. . Коэфициенты и т. д. -*). и b(k} до 3-го порядка имеют следующие значения*: а(1) = /<-{- г X sin 7 sin ф ф г\г sin 8 sin ф*> ?(1) -= /-Х cos 7 sin ф — rXz cos 8 sin ф; a(2) = rX2 cos 27 cos ф + /X2 cos 28; 6(2) = — rX2 sin 27 cos ф -f- /Xf sin 28; a<3) = — -|- /"X? sin 3$ sin Ф; о * b^} =-= -5- rX? cos 38 sin Ф, о * где Xz = X -у-, а угол 8 и длина л обозначены на фиг. 15. При 7/ — 7 Ф ^ О и, следовательно, i (52) (2) а = гХ» cos 2" 4- Д? cos 28; &(2> = — rX2 sin 2- + /X2, sin 28; = 0. (52') В литературе можно встретить другую формулу для ускорения поршня прицепного шатуна, которую можно получить из выражения (52'). Подставляя значения коэфициентов а\ а2 и и3 в формулу (51), получаем: у. = a,2 [R cos a, -J- rX2 cos 27 cos 2a — • что дает: — rX2 sin 27 sin 2a -f /X| sin 28 sin 2a], У- = ft)2 [/? cos a, + rX2 cos 2 (a- + 7) + Щ cos 2 (a - 8)}, или, принимая во внимание обозначение X-у. =-= to2/? cos аг -f X ^- cos 2 (а- cos 2 (аг — 8) J. (53) (54) Представим, наконец, выражение для сил инерции в виде, не содержащем параметров «-, л и 8. Для этой цели в уравнении (53) следует образовать лишь последний член \t-j- cos 2 (a- - 8) == A ^2cos [2 (a - 7) - 28] = = -JJ- [(л* cos2 8 — л2 sin 28) cos 2 (a — 7) + 2л2 sin 8 cos 8 sin 2 fa — 7)]. * См. Н. Г. Бруевич и Н. В. Ширяев, Уравновешивание авиационных двигателей, изд. ВВА, 1933. 21 о 90 180 Фиг. 16. Ускорения поршня прицепных шатунов девяти-^ цилиндрового звездообразного двигателя Хорнет., Jo 7000 6000 5000 4000 3000 2000 1000 О -1000 -2000 -3000 -4000 -5000 Цилиндр с прицепным >-шатуном — \ • Цилиндр ~с главным шатуном 90 180 270 360е Фиг. 17. Ускорения поршня главного и прицепного шатунов V-образного двигателя Кертис-Конкверор. 22 Из треугольника ABC (фиг. 15) имеем: д2соз25— л* sin2 8 — (L — rcos-f)2 — (r sin ч)2 =-' •= L* + r2 cos2 7 — 2rZ, cos 7— г2 sin2 7 = .= L2 — 2rL cos Y + /"2 cos 2f; 2ла sin о cos 8 — 2r sin т (/. — r cos f) == 2? sin f — ra sin 2?. Следовательно, Xz -?- cos 2 (a- — 8) = -ц-- [(I2 + /-2 cos 2f — 2Lr cos 4) cos 2 (a — y) + + (2Ir sin v — r2 sin 27) sin 2 (a —7)] = = -fr- [L* cos 2 (a — v) фг2 cos 2if cos (a — 7) — 2Lr cos 7 cos 2 (ot — 7) rf H- 2/:r sin 7 sin 2 (a — 7) — r2 sin 2f sin 2 fa -~ 4)]. Группируя подчеркнутые члены и подставляя их значения в уравнение (54), будем иметь: [cos (a - т) + X -~ (l + -у-) cos 2a - a— 7)]. (55) Выражения (52), (53) и (54) в дальнейшем будут необходимы для исследования уравновешенности. При выполнении же динамического расчета обычно в учебной практике принимают силы инерции поступательно-движущихся частей прицепного шатуна такими же, как и у главного. Об ошибке, вводимой при этом, можно судить по диаграммам (фиг. 16 и 17), построенным на основании данных инж. Смольянинова. § 7. СУММИРОВАНИЕ СИЛ ГАЗА И СИЛ ИНЕРЦИИ ПОСТУПАТЕЛЬНО-ДВИЖУЩИХСЯ МАСС Разложение сил по элементам шатунного механизма с центральными шатунами Силы газа на индикаторной диаграмме даны в функции хода поршня; силы инерции — в функции угла поворота коленчатого вала. Поэтому, прежде чем приступить к суммированию этих сил, следует построить их в функции какой-либо одной независимой переменной. АВ — 2R — ход поршня; е=— -- смещение центра; НМТ a — угол поворота кривошипа; -S — соответствующий ^путь, пройденный поршнем. Фиг. 18. Диаграмма Брикса. В авиационных двигателях приходится суммировать силы от нескольких цилиндров, приходящихся на одно колено, и поэтому удобнее производить это суммирование по углу поворота коленчатого вала. Для этого построения необходимо сначала сделать разметку углов поворота на оси V индикаторной диаграммы. Наиболее точно эту разметку можно сделать вычислением по формуле (37). Однако в учебной практике можно пользоваться построением геометрически подобного шатунного механизма при различных углах поворота вала или по диаграмме Брикса, как показано на фиг. 18. 23 Сила газа, действующая на днище поршня при различных его положениях, находится по формуле Рг = где (56) Fn — площадь днища поршня; р — давление (абсолютное), взятое из индикаторной диагряммы в кг/см2; Рн — давление в картере в кг/см2, равное давлению окружающей среды. Полученные значения РГ наносятся на диаграмму (фиг. 19) и в табл. И. На эту же диаграмму и таблицу наносят кривую изменения сил инерции поступательно-движущихся масс, вычисленных по формуле (42). Правило знаков хуказано на фиг. 20. Сила давления газа на поршень прршимается положительной независимо от такта (сжатия или расширения). Соответственно этому сила инерции, направленная к оси коленчатого вала, принимается положительной, и от оси — отрицательной, что совпадает по знакам с результатом формулы (46). 720 а" -1500 Фиг. 19. Развернутая индикаторная диаграмма. Фиг. 20. Разложение сил по элементам шатунного механизма. Далее алгебраическим суммированием находится * с — -г ~Т~ РИН« (57) Полученная суммарная сила Рс разлагается на составляющие К' и N (фиг. 20) сила же К' в свою очередь —на силы Z и Т cos?' (58) (59) - ; (60) ^. (61) За начало отсчета угла поворота коленчатого вала принимается ?ВМТ; удобно при этом начинать расчет с такта всасывания. Наиболее удобный масштаб диаграммы 25 кг = = 1 мм и 10° = 5 мм. Силы Т, Z, /Си .V определяются для тех же значений угла поворота коленчатого вала, что и _°с (табл. 11), и для контроля наносятся на график (фиг. 30, 31, 32) (см. задачу 3). Правило знаков для этих сил показано также на фиг. 20. Вычисление сил /С, /V, Z, Т можно вести либо непосредственно по формулам (58), (59), (60) и (61) и табл. 7, 8, 9, 10, либо по графикам, 24 построенным на основании этих таблиц, если просчет ведется в промежуточных интервалах. От вращательных масс шатуна получается центробежная сила С-=— ЛГврЯсо*. (62> Окончательно суммарная сила, действующая на шейку кривошипа в случае одноцилиндрового двигателя, будет: /C=/72-{-(Z-f СУ2. (63> На этом заканчивается динамический расчет одноцилиндрового двигателя. Таблица?* Значения tg8 а° \. Знак\ .1/3,2 1/3,4 1/3,6 1/3,8 . 1/4,0 1/4,2 Знак а° 0 +-• 0,0000 0,0000 0,0000 00000 0,0004 0,0000 __ 360 10 + 0,0545 0,0511 0,0483 00457 0,0435 00413 — 350 20 + 0,1075 0,1011 0,0954 0.0904 0,0858 00816 — 340 30 + 0,1581 0,1487 0,1403 0,1327 01260 01198 — 330 40 + 0,2050 0,1925 0,1815 0,1716 0,1628 01548 — 320 50 + 0,2465 0,2313 0,2178 0,2058 0,1951 0,1856 — 310 60 + 0,2811 0,2634 0,2478 0,2341 0,2218 0,2107 — • 300 70 + 0,3073 0,2876 0,2704 02552 0,2417 02296 — 290 80 • + ' 0,3233 0,3026 0,2844 0,2683 02540 0,2413 — 280 90 + 0,3291 0,3077 0,2891 0.2728 0,2582 0.2453 — • 270 100 + 0,3233 0,3026 0,2844 0.2683 02540 0,2413 — 260 ПО + 0,3073 0,2876 0,2704 0,2552 02417 0,2296 — 250 120 + 0,2811 0,2634 0,2478 0,2341 0,2218 0,2107 — 240 130 + 0,2465 0,2313 02178 0,2058 0,1951 0,1856 — 230 140 + 0,2050 0,1925 01815 01716 0,1628 0,1548 — 220 150 { 0,1581 0,1487 01403 01327 0,1260 0,1198 .- — 210 160 + 0,1075 0,1011 0.0954 00904 0,0858 0,0816 — 200 170 + 0,0545 0,0511 0,0483 0,0457 0,0435 0,0413 — 190 180 + 0,0000 0,0000 0,0000 0,0000 0,0000 0,0000 — 180 Значения cos Таблица 8 а° \Х ЗнакЧ, 1/3,2 1/3,4 1/3,6 1/3,8 1/4,0 1/4,2 Знак а° 0 + 1,0000 1,0000 10000 1,0000 1,0000 1,0000 -f 360 10 + 0,9985 0,9987 0,9988 0,9990 0,9991 0.9992 + 350 20 + 0,9943 0,9949 0,9955 0,9959 09963 0,9967 + 340 30 + 0,9877 0,9891 0,9903 0,9913 0,9922 0,9929 + 330 40 + 0,9796 0,9820 0,9839 0,9856 09870 0,9882 + 320 50 + ' 0,9709 0,9743 0,9771 0,9795 0,9815 09832 + 310 60 4- 0,9627 0,9670 0,9706 0,9737 0,9763 09785 + 300 70 [ 09559 0,9611 0,9653 09689 0.9720 0,9746 + 290 80 _i_ 09515 0,9571 0,9619 0,9658 09692 09721 + 280 90 + 0,9499 0,9558 0,9606 0,9648 09683 09712 + 270 100 + 0,9515 09571 0,9619 09658 0,9692 0,9721 + 260 ПО + 0,9559 0,9611 09653 0.9689 0,9720 0,9746 + 250 120 + 0,9627 0,9670 09706 0,9737 0,9763 0,9785 + 240 130 + 0,9709 0,9743 0,9771 0,9795 0.9815 0,9832 + 230 140 + 0,9796 0,9820 0,9839 0,9856 0,9870 0,9882 + 220 150 + 0,9877 0,9891 0,9903 0,9913 0,9922 0,9929 _ 1 210 160 1 0,9943 0,9949 0,9955 09959 0,9963 0,9967 + 200 170 + 0,9985 09987 0.9988 09990 0,9991 0,9992 + 190 180 И- 1,0000 1,0000 1,0000 1,0000 1,0000 1,0000 + 180 * Таблицы 7, 8, 9 и 10 заимствованы из книги И. Неймана, Динамика авиационных моторов. 25» Значения sin.(a+p)* cosp Таблица 9 •a° \n Знак\ | 1/3,2" I 1/3,4 1/3,6 1/3,8 1/4,0 1/4,2 Знак a° . ! 0 + 0,0000 0,0000 0,0000 0,0000 0,0000 0,0000 360 10 + 0,2273 0,2240 0,2212 0,2187 0,2164 0,2144 — 350 20 + 0,4430 0,4370 0,4317 0,4269 0,4227 0,4187 — - 340 30 -f 0,6369 0,6288 0,6215 0,6150 0,6091 0,6038 — 330 40 ч- 0,7998 0,7903 0,7818 0,7743 0,7675 0,7614 • — 320 50 + 0,9245 0,9147 0,9060 0,8983 0.8915 0,8854 — 310 60 -h 1,0066 0,9977 0,9899 0,9831 0,9769 0,9714 — 300 70 + 1,0448 1,0381 1,0322 1,0270 1,0224 1,0182 • — 290 80 + 1,0409 1,0374 1,0342 1,0314 1,0289 1,0267 — 280 90 + 1,0000 1,0000 1,0000 1,0000 1,0000 1,0000 — 270 100 + 0,9287 0,9323 0,9354 0,9382 0,9407 0,9429 260 ПО + 0,8346 0,8413 0,8472 0,8524 0,8570 0,8611 — 250 120 + 0,7255 0,7343 0,7421 0,7490 0,7551 0,7607 — 240 130 + 0,6076 0,6174 0,6261 0,6337 0,6406 0,6467 — 230 140 _j_ 0,4858 0,4953 0,5038 0,5113 0,5181 0,5242 — 220 150 -f- 0,3631 0,3713 0,3785 0,3851 0,3909 0,3962 — 210 ' 160 + 0,2410 0,2470 0,2523 0,2571 0,2614 0,2653 — 200 170 + 0,1200 0,1233 0,1261 0,1286 0,1309 0,1329 — 190 180 + 0,0000 0,0000 0,0000 0,0000 0,0000 0,0000 — • 180 Значения cos(«-M) Таблица 10 a° \ X 1/3,2 1/3,4 1/3,6 1/3,8 1/4,0 1/4,2 Знак a° Знак\ ! 0 + 1,0000 1,0000 1,0000 1,0000 1,0000 1,0000 + 360 10 + 0.9754 0,9759 0,9764 0,9769 0,9773 0,9776 + 350 20 + 09029 0,9051 0,9070 0,9086 0,9103 0,9118 H~ 340 30 + 0,7870 0,7917 0.7958 0,7997 0,8030 0,8061 + 330 40 + 0,6343 0,6423 0,6494 0,6557 0.6614 06665 + 320 50 + 0,4539 0,4656 0,4760 0,4851 0,4933 0,5006 4- 310 60 + 0,2566 0,2719 0,2854 0,2973 0,3079 03175 t 300 70 _l_ 0,0532 0,0718 00879 0,1022 0,1149 0,1261 Т 290 80 — 0,1447 0,1244 0,1064 0,0906 0,0765 0,0640 — 280 90 • — • 0,3291 0,3077 0,2891 0,2728 02582 0,2453 — 270 too — 0,4920 0,4717 0,4537 0,4379 0.4238 0,4113 — 260 110 — 0,6307 0,6123 0,5961 0.5819 0,5691 05578 — 250 120 — • 0,7434 0,7281 0,7146 0,7027 0,6921 0,6825 — 240 130 — • 0,8317 0.8199 0,8096 0,8004 0,7923 07850 — 230 140 _ 0,8978 0,8898 0,8827 0,8764 0,8707 0,8655 — 220 150 — 0,9451 09404 0,9362 0,9324 0,9290 0.9259 — • 210 160 — 0,9764 0,9743 0.9723 0.9706 0,9690 09676 — 200 170 . — 0,9943 0,9937 0,9932 0,9928 0,9924 09920 — 190 180 1,0000 1,0000 1,0000 1,0000 1,0000 1,0000 --- 180 § 8. СУММИРОВАНИЕ СИЛ ОТ НЕСКОЛЬКИХ ЦИЛИНДРОВ, ДЕЙСТВУЮЩИХ НА ОДНУ ШЕЙКУ КРИВОШИПА Силы Z и Т суммируются порознь алгебраически. При одинаковых поступательно-движущихся массах для этого используется таблица, составленная для одного цилиндра. В случае большой разницы поступательно-дви- * Сделаем преобразование sin (a-f- P) sin a cos P -j- COS a sin fi cos = sin a + cos a Sin cos Таким образом табл. 9 может служить одновременно как для нахождения Т по формуле ), так и точных значений скорости поршня по формуле (37). 26 Лев Прав 15 3 В 2 U \/\/\/\/\/\ 6 2 ' Л 15 3 жущихся масс различных цилиндров следует для каждого отдельного цилиндра составлять самостоятельную таблицу этих сил. Для суммирования величины Z и Т заносятся в соответствующие графы табл. 12 в своем порядке, но со смещением начальной фазы для каждого цилиндра, согласно порядку работы (см. задачи 5 и 4). Наиболее часто применяющийся для 12-цилиндрового V-образного двигателя порядок работы цилиндров показан на фиг. 21. Обычно в расчетах обозначение направления вращения, нумерация цилиндров и коренных шеек производятся сзади, смотря на двигатель со стороны, противоположной винту. Таким образом если В 12-ЦИ- Фиг. 21. Порядок вспышек в цилиндрах 12-цилин-линдровом V-образном двига- дрового V-образного двигателя, теле за начало отсчета углов поворота коленчатого вала принята, например, ВМТ такта" всасывания первого левого цилиндра, то эта же фаза в первом правом цилиндре будет через 7• 60 = 420° угла поворота коленчатого вала, при направлении вращения по часовой стрелке. В случае вращения коленчатого вала против часовой стрелки начальная фаза в первом правом цилиндре будет через 300° поворота коленчатого вала. Для звездообразных двигателей силы Z и Т подсчитываются аналогично в таблице, если угол между цилиндром кратен интервалу подсчетов. Для девятицилиндровой звезды интервалы подсчетов могут быть приняты 5, 10 и 20°. Порядок работы, цилиндров этого двигателя следующий: 1_3—5—7—9—2—4—6—8—1. В случае, если угол между цилиндрами не кратен интервалу подсчета, как, например, для семицилиндровой звезды, у которой угол между цилин- 360 г- < драми-_-=--51 Фиг. 22. Определение боковой силы на поршне главного шатуна от прицепного. 3 Т суммирование сил Z и Т удобнее вести графически. Для этого следует ось абсцисс кривых сил Z и Г, построенных для одного цилиндра, разбить на 7 равных отрезков (фиг. 34, 35). После совмещения этих частей кривой на одном отрезке производят графическое суммирование сил. Если при расчете учитывается кинематика прицепных шатунов, следует для силы Рг соответствующих цилиндров иметь отдельные таблицы. Силы же Z, и Тг по шейке вала от прицепных шатунов могут быть найдены графическим разложением силы Pt на схеме геометрически подобного механизма, построенного при различных углах поворота коленчатого вала (фиг. 23). Однако для упрощения часто считают шатуны центральными с равными поступательно-движущимися массами. Как видно из фиг. 25—26, разница в результате подсчетов по упрощенному и по точному методам для двигателей Кертис-Конкверор и Хорнет получается относительно небольшой. В случае прицепного шатунного механизма необходимо также учесть увеличение бокового давления на поршень главного шатуна от действия прицепного. 27 • без учета Кинематики прицепныл: шатунов С учетом 720 «« -1500 Фиг. 23. Диаграмма силы Z на одном колене V-образного двигателя (пунктир — с учетом кинематики прицепного шатуна), (по данным инж. Ширяева). 3000 1500 учета Кинематики прицепных шатунов С учетом -1500 Фиг. 24. Диаграмма силы Т на одном колене V-образного двигателя (пунктир— с учетом кинематики прицепного шатуна). 4500 3000 Фиг. 25. Диаграмма „суммарной силы Т для девятицилиндрового звездообразного двигателя (пунктир — с учетом кинематики прицепных шатунов) (по данным инж. Смольяиинова). ?го а13 Фиг. 26. Диаграмма суммарной сильГ Z для девятицилиндрового звездообразного двигателя (пунктир—с учетом кинематики прицепных шатунов). § 9. СУММИРОВАНИЕ МОМЕНТОВ МНОГОКОЛЕННОГО ВАЛА И НАХОЖДЕНИЕ РЕАКЦИЙ КОРЕННЫХ ПОДШИПНИКОВ При суммировании моментов и нахождении реакций коренных подшипников многоколенного вала вначале определяются значения крутящего момента на одном колене по суммарной тангенциальной силе (табл. 12). Ряды значений, одинаковые для всех колен, смещены по времени один относительно другого сообразно с порядком работы цилиндров. Так, например, для 12-цилиндрового V-образного двигателя с углом между цилиндрами 60° начальное значение момента на пятом колене наступит при повороте первого колена на 120°; на третьем колене — при повороте на 240° и т. д., т. е. сообразно порядку работы левого ряда 1—5—3—6—2—4. Суммирование моментов дано в табл. 13; нумерация шеек показана на фиг. 27. «и w V W Ш Л I i \ — I 5 1 1 '" 1 — I _J 2 4 .5,2 Фиг. 27. Нумерация колен и шеек вала. Обычно наибольшее значение суммарного крутящего момента наблюдается не на последней, а на промежуточной коренной шейке (для шееги-коленного вала — на IV или V). Суммарный крутящий момент от колен, лежащих сзади выбранного колена, называется „подходящим". Так, при а = 20° М — 112,2 кгм, будет „подходящим" к пятому колену. Средняя ордината кривой суммарного крутящего момента должна удовлетворять уравнению: М п = -Ч, (64) 716 Очевидно, что мгновенное значение момента, скручивающего вал винта, с учетом механических потерь, будет: (65) С 'ОТ где Мс —табличное значение суммарного крутящего момента; YI' —механический к. п. д., учитывающий все потери, включая привод нагнетателя. т Для нахождения реакций на коренных шейках (при расчете коленчатого вала) обычно принимают вал за.разрезную балку с разрезами по серединам коренных шеек. Тогда для симметричных колен реакции опор и Г-= Для одной коренной шейки суммарная реакция от левого и правого колен будет получена, как геоме- Фиг. 28. трическая сумма сил реакций от действующих в данное мгновение сил Z и Г в обоих коленах (фиг. 28). 29 При этом нет необходимости определять, какому углу поворота вала соответствует данное мгновение; достаточно, чтобы была задана какая-либо одна из действующих сил, так как найти одновременно действующую силу в соседнем колене можно по табл. 12 и 13. Так, если в случае 12-цилиндрового двигателя надо найти реакцию на VI коренной шейке при _Гв = 674 кг, то по табл. 12 AJ6 = 53,5 кгм и по табл. 13 Мь= —41,3 кгм, т. е. по табл. 12 Т5 = —520 кг. Одновременно по табл. 12 находим соответствующую этому значению Г- величину Z5 = — 722 кг и Z5 -f- С = — 1952 кг. Задача 3 ПРИМЕРЫ ДИНАМИЧЕСКОГО РАСЧЕТА Динамический расчет рядного двигателя (Кертис-Конкверор). Дано: Л^ = 600 л. с.; п =2400 об/мин.; i =12; 7 = 60°; диаметр цилиндра D — 130.17 мм; ход поршня 5 = 158,74 мм; Vh = 25,711 л; s = 5,8; L = 254 мм; I = 192,8 мм; г = 61,25 мм 7/ = 66°30'; V? = 79,37 лш; * = 32' Вес комплекта поршня Gno = 1,341 /сг. 1 341 Масса поршня Мпор = -^-^ = 0,1368 кг • сек*/м. Вес комплекта главного шатуна с пальцем прицепного шатуна Огл = 2,587 кг. Расстояние центра тяжести от поршневой головки: у главного шатуна а — 204,1 мм; у прицепного а/ = 89,4 мм. При расчете можно пренебречь 40 ' ,кг 30- 20 10- NQ-бОйЛ.С. П -2400 Q&/MUH е ^5,8 f?f =1,35 т—г О го 40 60 вО ЮО 120 140 180 360 320 ~300 IttQ Z60 240220/80 Фиг. 29. Индикаторная диаграмма. Задача 4 особенностью кинематики прицепных шатунов, считая их центральными: Мп = 0,192 кг . сел:2/**; MI =0,1798 кг *сек2/м. п Полагаем для всех иилинров Мп = 0,192 кг . сек*/м; Мвр = 0,2454 кг - сек2/м. Силы инерции С = — 0,2454 • 1010 = — 1230 кг; Яин = — 0,192 • 5010 (cos a -f + X. cos 2а) = 962 (со s а -f X cos 2а) Построив индикаторную диаграмму (фиг. 29), перестроив ее по углу поворота, и применяя формулы (58 — 61), получаем табл. 11 и фиг. 19, 30, 31, 32. На основании этих данных составляются табл. 12 и 13 и строятся графики, представленные на фиг. 23, 24 и 33. Динамический расчет девяти цилиндрового звездообразного двигателя (с углом между цилиндрами ч = 40°). Дано: • Ne = 520 л. с.; п =2400 об/мин.; е = 5,5; \ = ---= ; D = 146 мм; S = 165 мм; вес поршня Gnon = 2,00 кг; вес главного шатуна Gm = 5,43 кг; вес пальца прицепного шатуна Опц == пор 0,18 кг; вес прииепного шатуна Ое=0,92л:г; длина главного шатуна L=295 мм. Расстояние центра тяжести от поршневой головки с учетом пальцев прицепных шатунов а==265мм. Длина прицепного шатуна / = 227 мм. Расстояние центра тяжести от поршневой головки л/ = 127 мм. В данном расчете также считаем шатуны центральными. Определив силы газа, силы инерции и усилие, действующее на элементы шатунно-криво-шипного механизма от одного цилиндра, в том же порядке, как в предыдущем примере, можем приступить-к суммированию сил Z и Т (см. табл. 14 и 15, согласно порядку работы: 1_3-5-7-9-2-4-6-8-1). 30 -200 160 360 540 720 сс° Фиг. 30. Диаграмма боковой силы N. -1500 /SO 360 540 Фиг. 31. Диаграмма силы Z. -то 180 , . 360 540 Фиг. 32. Диаграмма силы Т. 6/ 1 — 81 23 — 84 91 л-л 1 82 320 4,66 3,66 487 — 789 — 302 62 — 309 — 191 241 340 7,66 6,66 887 —1134 — 247 27 __ OKI 4U4-/ 1 — 222 111 360 14,66 13,66 1787 —1262 525 0 525 525 0 ~380 37,00 36,00 4800 — 1134 3666 393 3670 3310 1625 400 22,65 21,65 2883 — 789 2094 430 2138 1329 1675 420 14,26 13,26 1765 — 331 1434 403 1489 368 1445 -440 9,84 8,84 1150 116 1266 412 1330 — 184 1318 460 7,44 6,44 857 450 1307 423 1375 — 644 1213 480 6,12 5,12 682 631 1313 369 1368 - 976 953 500 5,30 4,30 563 684 1247 256 1272 —1120 605 520 4,00 3,00 392 675 1067 115 1072 —1050 257 540 2,94 1,94 254 661 915 0 915 — 915 0 560 1,80 0,80 105 675 780 — 84 785 — 760 — 188 580 684 684 — 140 698 — 614 — 332 600 631 631 — 177 655 — 469 — 458 620 1 450 450 — 146 474 — 222 — 417 .=640 116 116 — 38 122 — 17 — 121 660 __ QQ1 ~~~ OvJ А — 331 93 — 344 85 334 680 — 789 — 789 162 — 806 500 631 700 —1134 —1134 122 —1143 1024 504 Таблица 12 «° 1-го лев. цил. •^лев. кг Znp кг Zc кг Z + C кг т л лев кг Т *• пр кг Тс кг МКР кем 0 —1262 9\ ?л 1 —1283 —2513 0 82 82 6,5 20 —1024 — 191 — 1115 —2345 — 504 241 — 263 -24,5 40 — 500 — 222 — 722 — 1952 — 631 111 — 520 — 41,3 60 — 85 525 440 — 790 - 334 0 — 334 — 26,5 80 — 17 3310ч 3293 2063 121 1625 1746 138,5 100 — 222 1329 1107 — 123 417 1675 2092 166,0 120 — 469 368 -- 101 -1331 458 1445 1903 151,0 140 — 614 — 184 — 798 —2028 332 }318 1650 131,0 160 — 659 — 644 —1303 —2533 163 1213 1376 109,0 180 — 648 — 976 —1624 -2854 0 953 953 75,6 200 — 649 —1120 —1769 —2999 — 160 605 445 35,3 220 — 612 —1150 — 1762 —2992 — 331 257 — 74 ~— OjJ7 240 — 479 — 915 —1394 —2624 — 468 0 — 468 — 37,2 260 — 248 — 760 —1008 -2238 — 466 — 188 — 654 — 51,9 280 — 34 — 614 — 648 — 1878 — 246 — 332 — 578 — 45,9 300 . __ О1 _~* 1 — 469 — 490 — 1720 82 — 458 - 376 — 29,8 320 — 191 .— 222 - 413 — 1643 241 — 417 — 176 — 14,0 340 999 ~^^ ?л?л?л _ 1У — 239 —1469 111 — 121 — 10 - 7,9 360 525 — 85 440 — 790 0 334 334 26,5 380 3310 — 500 2810 1580 1625 661 2256 179,0 400 1329 —1024 305 — 925 1675 504 2179 173,0 420 368, —1262 — 894 —2124 1445 0 1445 144,8 440 — 184 -1024 —1208 —2438 1318 — 504 814 64,5 460 — 644 — 500 —1144 —2374 1213 — 631 582 46,2 480 — 976 — 85 — 1061 — 1291 953 — 334 619 49,1 500 —1120 — 17 — 1137 — 1367 605 121 726 57,6 520 —1150 999 ^^ ?А?Л?Л —1372 -2602 257 417 674 53,5 540 — 915 — 469 — 1384 —2614 0 458 458 36,4 560 — 760 — 614 —1374 —2604 — 188 332 144 11,4 580 — 614 — 659 — 1273 —2503 — 332 163 — 169 — 13,4 600 . — 469 — 648 —1117 —2347 — 458 0 — 458 — 36,4 620 — 222 — 649 — 871 2101 — 417 — 160 — 577 — 45,8 640 — 17 — 612 — 629 —1859 — 121 — 331 — 452 — 35,8 660 — 85 — 479 — 564 — 1794 334 — 468 — 134 -10,6 680 — 500 - 248 — 748 — 1973 631 — 466 165 13,1 700 —1024 — 34 —1058 —1288 504 __ од« ^^ -iTCVj 258 20,5 SB A—142—3 33 Таблица 13 а° 1-го лев. цил. •М„=-.= Mlf кем М2 кгм мт кгм М3 кгм 'AW кгм М4 кгм Mv кгм М5 кгм MVI кгм М6 кгм MVIJ кгм 0 6,5 — 37,2 — 30,7 49,1 18,4 151,0 169,4 — 36,4 133,0 26,5 159.5 20 — 24,5 — 51,9 —76,4 57,6 — 18.8 131,0 112,2 — 45,8 66,4 179,0 245,4 40 — 41,3 — 45,9 — 87,2 53,5 — 33,7 109,0 75,3 — 35,8 39,5 173,0 212,5 60 — 265 — 29,8 — 56,3 36,4 — 19,9 75,6 55,7 — 10,6 45,1 114,8 159,9 80 1385 -14,0 124,5 11,4 135,9 35,3 171,2 13,1 184,3 64,5 248,8 100 166,0 - 7,9 158,1 -13,4 144,7 ~~~" О^У 138,8 20,5 159,3 46,2 205,5 120 151,0 26,5 177,5 — 36,4 141,1 — 37,2 103,9 6,5 110,4 49,1 159.5 140 131.0 179,0 310,0 — 45,8 264,2 — 51,9 212,3 — 24.5 187,8 57,6 245,4 160 109,0 173,0 282,0 — 35,8 246,2 — 45,9 200,3 — 41,3 159,0 53,5 212,5 180 756 114,8 190,4 — 10,6 179,8 — 29,8 150,0 I — 26,5 123,5 36,4 159,9 200 35,3 64.5 99,8 13,1 112,9 — 14,0 98,9 138,5 237,4 11,4 248,8 220 — 5.9 46,2 40,3 20,5 60,8 — 7,9 52,9 166,0 218,9 — 13,4 205,5 240 — 37,2 49,1 11,9 6,5 18,4 26,5 44,9 151,0 195.9 — 36,4 159,5 Таблица 14 а° " Ьго т- ТУ Т3 Т4 ТУ Тв Т7 Т8 Т, ЦТ ST.? цил. 0 0 323 — 125 — 610 — 225 250 1210 125 1700 2648 218 20' — 625 140 500 — 510 — 450 0 850 510 1610 2035 168 40 — 850 0 850 — 125 — 610 — 250 413 610 1570 1608 133 60 — 500 1580 625 184 __ К1П *J 1 V — 450 0 450 1480 2856 244 80 + 125 1700 0 323 — 125 — 610 — 225 250 1210 2648 218 100 510 1610 — 625 140 500 — 510 — 450 0 850 2035 168 120 610 1570 — 850 0 850 — 125 — 610 — 250 413 1608 133 140 450 1480 — 500 1580 625 184 — 510 — 450 0 285 244 160 250 1210 125 1700 0 323 — 125 — 610 — 225 2648 218 180 0 850 510 1610 — 625 140 + 500 — 510 — 450 2035 168 240 — 610 — 225 250 1210 125 1700 0 323 — 125 2648 218 320 323 — 125 — 610 — 225 250 1210 125 1700 0 2648 218 400 1700 0 323 — 125 — 610 — 225 250 1210 125 2648 218 480 1210 125 1700 0 323 — 125 610 — 225 250 2648 218 560 — 225 250 1210 125 1700 0 323 —"•"•"' 1_иО — 610 2648 218 640 — 125 — 610 — 225 250 1210 125 1700 0 323 2648. 218 1 а бл ица 15 а° 1-ГО цил. Z1 Z2 Z3 г* z. ze Z7 1 Z8 Z9 9 EZ 1 0 — 1650 — 300 — 25 — 565 — 900 — P25 —1150 — 25 2000 — 3540 20 —1270 -- 275 — 150 — 264 — 910 — 950 —1490 — 275 400 — 5184 40 — 720 1000 — 720 — 40 — 575 — 925 —1490 — 575 — 205 — 4250 60 — 150 3630 —1270 — 330 — 275 — 850 —ИЗО — 820 — 860 — 2355 80 — 25 2000 —1650 — 300 - 25 — 565 — 900 — 925 -1150 — 3540 100 — 275 400 —1270 — 275 — 150 — 264 — 910 •— 950 —1490 — 5184 120 — 575 — 205 — 720 1000 — 720 — 40 FV7K *J 1 \J — 925 -1490 — 4250 140 — 820 — 860 — 150 3600 — 1270 — 630 — 275 — 800 —ИЗО ^OOO 160 — 925 -1150 — 25 2000 —1650 — 300 — 25 __ KAF, \J\J\J — 950 — 3540 180 95 1490 - 275 400 —1270 _ 07* ?* t*J — 150 — 264 — 910 — 5184 34 Задача 5 Динамический расчет 14-ци л индровой двухрядной звезды. Дано: Л^=800 л. с. Остальные данные те же, что в задаче 4. Подсчитав все силы от одного цилиндра и построив кривые сил по а, можно приступить к графическому суммированию сил Z и Т для одной звезды, как показано на фиг. 34 и 35; результаты подсчета сводятся в таблицу для принятых интервалов. Для второй звезды суммарные силы Z и Т будут такие же, что и для первой, но будут смещены по 360° углу поворота коленчатого вала на = 51V-". § 10. НЕРАВНОМЕРНОСТЬ ХОДА Выше было показано, что изменение суммарного крутящего момента на носке вала может быть представлено в виде периодической кривой. Вид этих кривых и число периодов зависят от числа цилиндров, их расположения и закона движения поршней в разных цилиндрах (фиг. 37). м Отношение -----— = К называется степенью неравномерности крутящего м ср момента. По данным, приведенным в книге Энгля „Engine Dynamics", величина К для двигателей без прицепных шатунов меняется в пределах, приведенных в табл. 16. Т а б л и ц а 16 Значения коэфициента неравномерности крутящего момента Число цилиндров и их расположение /С 1 цилиндр ..... .- ....... ..... 7.7 2 цилиндра, противоположное ........ 5,2 3 цилиндра, звездообразное ..... ..... 2,74 4 цилиндра, в ряд . . ..... ..... . .2,94 5 цилиндров, звездообразное .... ..... 1,64 6 цилиндров, в ряд .............. 1,17 7 цилиндров, звездообразное ......... 1,45 8 цилиндров, V-образное, 90° ......... 1,4 8 цилиндров, V-образное, 75° ......... 1,42 9 цилиндров, звездообразное ..... .... 1,22 10 цилиндров, двойное звездообразное ..... 1,12 12 цилиндров, V-образное, 60° ........ 1,13 12 цилиндров, V-образное, 45° ......... 1,23 14 цилиндров, двойное звездообразное . . . .1,05 18 цилиндров, W-образное, 40° ......... 1,03 Приведенная в табл. 16 величина коэфициента К получается при условии полного равенства газовых и инерционных сил во всех цилиндрах. При несоблюдении этого условия вид кривых крутящего момента изменится, как показано на диаграмме (фиг. 38), полученной путем расчета. Одновременно изме-нится и коэфициент неравномерности крутящего мента. Можно считать, что при наличии прицепных шатунов величина К возрастает на 10 — 15% по сравнению с предыдущими данными. Для суждения о том, как повлияет неравномерность крутящего момента на угловую скорость вала, обратимся к диаграмме, показанной на фиг. 39. Если нг 2000 1000 мо- -tm 180 3SO 540 720* 1500 Фиг. 34. Суммирование сил Т на колене семи-цилиндрового звездообразного двигателя. предположить, что момент сопротивления на валу остается по времени 35 3000 — 1500 ~ -1500 180 Фиг. 35, Суммирование сил Z на колене семицилин дрового звездообразного двигателя. -1500 -3000 540 120 а." Фиг. 36. Диаграмма суммарной силы Z. Г 50 гоо JSO 200 150 о 90 7 180 7 izveo* Прицепи, шатуны /2V600 • Централь». шатуны М ер Фиг. 37. Диаграммы суммарного крутящего момента для разных двигателей. 4000 зооо - гооо woo-------: Фиг. 38. Изменение диаграммы суммарной силы Т при выпадении из зажигания одного цилиндра. 36 постоянным, что, как увидим далее, очень близко >к истине, то работа избыточного момента &М на участке d& вызовет увеличение кинетической энергий винта и шатунно-кривошипного механизма. Отсюда возрастание скорости можно найти по уравнению живых : сил: ДЛ1Л =<*(?), (66) здесь J—приведенный момент инерции коленчатого вала с винтом или маховиком. Для всего участка от А до В имеем: В О о со max mm -(67) Представляя правую часть этого выражения в виде произведения суммы на разность и помня, что , О) — <0 . . • . .ч max ' mm = (О ср. имеем, помножая и деля правую часть уравнения (67) на о>ср: Q =-/«>! max "mm ср = 0/U)2. Величина ср ш О === max <о тш (68) .(69) ср сен~ носит название коэфициента неравномерности хода. Этот коэфициент показывает, какую часть от средней угловой скорости вращения вала составляет разность между наибольшей и наименьшей мгновенными угловыми скоростями. Вычислить эту величину можно, если задана кривая крутящего момента, т. е. известна площадь, эквивалентная работе- Q, и известен приведенный момент инерции J вала с винтом. Для авиационных двигателей, вследствие больших значений J (наличие винта) и <оср, величина о очень мала, а именно — от 0,001 до 0,002 на режимах номинальной мощности. При снижении числа, оборотов дросселированием она возрастает, так как величина Q падает медленнее, чем со*р. Необходимо отметить, что ма- Фиг. 39. • ксимальные и минимальные значе- - ния угловой скорости и крутящего момента не совпадают по времени, i Это объясняется тем, что, например (фиг. 39), на участке от а до В момент хотя и уменьшается, но все время остается больше момента сопротивлений, и поэтому движение идет ускоренно с уменьшающимся, но положительным ускорением. Величину углового ускорения можно найти из уравнения (66), представленного в следующем виде: . (70) dt откуда AM dt (7D 37 •т, е. угловое ускорение пропорционально избыточному моменту и, следовательно, может быть представлено кривой момента в соответствующем масштабе (фиг. 39, справа). По этому же уравнению, составленному в конечных разностях, Л о> (71') можно построить кривую изменения угловой скорости со, откладывая значения Дсо от произвольной постоянной ординаты С в произвольном масштабе (фиг. 39, внизу). Средняя линия, проведенная так, чтобы площади Qi и Q2 были равновеликими, соответствует о>ср, величина которой известна. Ведя отсчет вверх и вниз от этой линии в масштабе, выбранном для Дсо, можно определить скорость со в любое мгновение (фиг. 39 внизу, справа). При наличии двигателя с редуктором величина 8 может вычисляться либо по действительной величине момента инерции винта J его угловой скорости со, либо по приведенному моменту инерции JQ = I J и угловой скорости коленчатого вала о>к. в. В обоих случаях величина 8 останется без изменения. Действительно, = J (О в ср 2 . Я _ ср к. в (72) Покажем теперь, что момент сопротивлений можно считать постоянным. Так как для работы с винтом Мв =-Ссо2, то, составляя по аналогии с величиной 8 выражение для степени неравномерности внешнего сопротивления, получим: пл___ Ал /_\ _.. - -- ^.\ (73) ЛЛ ___АЛ в max *в mm max min м, в ср (О ср или д = max (U max (79) которая вызовет добавочные усилия на опоры а В коленчатых валах приходится уравновешивать вращающиеся части, центр тяжести которых находится на большом расстоянии от оси вращения. Для этого прибегают к устройству противовесов (фиг. 42). Если М (фиг. 42, б) — суммарная масса колена (фиг. 42, а) и вращательных частей шатуна, отнесенная к радиусу R\ тг и mz — массы противовесов, помещенных на радиусах рх и р2, то для уравновешивания необходимо соблюсти следующие условия. 41 Первое условие — статическая уравновешенность: -f tfHpjW2 -f т2?2ш2 = О, 'ИЛИ MR -f- т2р2 = 0. (80) Второе условие — равенство нулю суммы моментов всех сил относительно любой плоскости. Возьмем за эту плоскость — плоскость вращения массы М. Тогда или = О = 0. (80') Фиг. 42. Условия (80) и (80') можно сформулировать иначе: равнодействующая центробежных сил от противовесов и центробежная сила от колена и вращательных частей шатуна должны быть равны и направлены прямо противоположно друг другу. Выбор мест постановки противовесов, их величина, форма и величины ,Р! и р2 определяются конструктивными соображениями. __ Обычно при помощи ~ противовесов уравновешиваются коленчатые валы, а 6 имеющие ОДНО или два КО- фиг. 43. Схема расположения противовесов у одноколен-лена. ных и двухколенных валов. Фиг. 43 показывает схемы расположения противовесов у одноколейных и двухколенных валов. При этом в случаях бив противовесы подбираются и размещаются так, чтобы их центробежные силы инерции создавали пару сил, равную и противоположную паре, действующей в плоскости кривошипов вала от его колен. Коленчатые валы рядных многоцилиндровых двигателей стремятся строить так, чтобы они были уравновешены без противовесов. Это возможно при усло-. вии, если углы ме- 1,6 жду коленами _ Фиг. 44. Схемы многоколенных валов. (здесь г—число колен) и если коленчатый вал имеет плоскость симметрии, перпендикулярную оси вала, так что одна половина вала является зеркальным отражением другой. Такими выполняются коленчатые валы четырех- и шестицилиндровых рядных четырехтактных двигателей (фиг. 44, а, б). Так как по размерам все колена выполняются обычно одинаковыми, то геометрическая сумма центробежных сил инерции для случаев, пока- 42 занных на фиг. 44, будет равна нулю. Моменты этих сил относительно любой оси тоже равны нулю. В более сложных случаях (нечетное число колен, неодинаковые массы, несимметричное расположение колен и т. д.) при сложении центробежных сил инерции получается равнодействующая неуравновешенная сила и пара сил, которые всегда могут быть уравновешены противовесами. Итак, коленчатые валы или полностью уравновешены сами собой или легко уравновешиваются при помощи противовесов. § 13. НЕУРАВНОВЕШЕННЫЕ СИЛЫ ИНЕРЦИИ ПОСТУПАТЕЛЬНО-ДВИЖУЩИХСЯ МАСС. ПРИЕМЫ ИССЛЕДОВАНИЯ УРАВНОВЕШЕННОСТИ ДВИГАТЕЛЯ Главная задача уравновешивания двигателя заключается в уравновешивании сил инерции поступательно-движущихся масс, которые, как показано в § 5, направлены по оси каждого цилиндра и в двигателях с центральными шатунами выражаются уравнением в виде ряда Фурье Рин -= Мп /?to2 (cos a -j- 4p2 cos 2а — 16р4 cos 4а -f 36pe cos 6а — . . . -J-) = = С cos а + С<2> cos 2а + Cw cos 4а -j- C<6> cos ба -f . . . , (47) или более сокращенно: k k ... = Р<*> == tf*> cos fcx, (47') где Я<О, р(2) и т. д. называются силами инерции 1-го, 2-го и т. д. порядков, причем ЖП^С^соза -= Mn /?а>2 cos а, Р(2) = С<2> cos 2а = Mn ЯЫ5 cos 2а, Я<4) .= С(4) cos 4а - Мп #G>216p4cos 4а, и т. д. В многоцилиндровых двигателях, обычно имеющих поперечную плоскость симметрии, силы инерции 1-го, 2-го и даже 4-го порядков уравновешиваются сами по себе. Поэтому при заключении о степени уравновешенности двигателя обычно называют низший порядок неуравновешенной в нем силы. При определении этих сил применяются аналитические, графические или графо-аналитические методы. При аналитическом исследовании определяют сумму проекций на оси координат сил инерции поступательно-движущихся частей всех цилиндров и сумму моментов этих сил относительно тех же осей. Ряд вопросов уравновешивания может быть разрешен графическими методами, из которых мы рассмотрим метод Келына и метод Тэйлора. По методу Кельша сила инерции поступательно-движущихся частей рассматривается как проекция на ось цилиндра вектора, равного по величине амплитуде силы инерции соответствующего порядка. Этот вектор вращается с угловой скоростью коленчатого вала или в 2, 4 и т. д. раз быстрее, сообразно с порядком силы инерции. Проекция этого вектора на направление, перпендикулярное оси цилиндра, исключается из рассмотрения. Действительно, изображая амплитуду силы инерции первого порядка вектором CW, направленным по кривошипу (фиг. 45), получим, что его проекция на ось цилиндра численно равна силе инерции 1-го порядка при любом положении кривошипа: С'1) cos а = /Х1>. Если вектор амплитуды сил инерции 2-го порядка расположить под углом 2а к оси цилиндра (фиг. 46), то проекция его на ось цилиндра будет численно равна силе инерции 2-го порядка: cos 2а = Р<2). 43 В этом случае иногда говорят, что вектор С(2> направлен „по фиктивному кривошипу 2-го порядка", который вращается вдвое быстрее кривошипа коленчатого вала. Заметим, что кривошипа 2-го порядка в машине нет — п С cosy Фиг. 45. Изображение силы инерции 1-го порядка по Келыиу. Фиг. 46. Изображение силы инерции 2-го порядка по Кельшу, Фиг. 47. Изображение силы инерции 1-го порядка по Тэйлору. это воображаемая линия, — так же, как нет сил С*1- и С(2>, направленных по кривошипам, а есть силы C^cosa = /Х-) и С(2) cos 2a -= Р<2>, дейст- вующие по оси цилиндра. I Таким образом построения Келына не отвечают действительной физической картине, а являются лишь искусственными ориемами для графического определения сил инерции. Вместе с тем метод Келыпа позволяет сильно упростить исследование, в особенности многоцилиндровых двигателей, так как в этом случае вместо переменных по величине сил инерции поступательно-движущихся частей можно рассматривать векторы постоянных по величине амплитуд, направленных по кривошипам. Метод Тэйлора (в отличие от метода Кельша) заключается в том, что сила инерции представ-ляется в виде проекции двух векторов, по величине равных половине амплитуды силы инерции, х вращающихся с одинаковой угловой скоростью в разные стороны. Скорость вращения для сил Фиг. 48. Изображение силы инерции 1-го порядка равна скорости вращения инерции^-го порядка по вала- для снл инерции 2-го порядка скорость эил ру. вращения вдвое больше и т. д. Такая замена для сил инерции 1-го порядка двумя векторами ---- С(1> и -2~С(1) показана на фиг. 47, из которой видно, что проекция векторов ~-C(i) и --С(1) на ось цилиндров будет равна т. е. равна силе инерции 1-го порядка, а проекции на ось, перпендикулярную к оси цилиндра, взаимно уничтожаются. 44 При рассмотрении этим способом сил инерции 2-го порядка следует лишь векторы -х- С^ и -^С(2) расположить под углами ± 2а (фиг. 48). В геометрической сумме эти векторы дадут вектор С<2> cos 2а = Р<2>, т. е. силу инерции 2-го порядка, а проекции этих векторов на ось х также взаимно уничтожаются. § 14. УРАВНОВЕШИВАНИЕ ОДНОЦИЛИНДРОВОГО ДВИГАТЕЛЯ Одноцилиндровые двигатели встречаются очень часто в качестве стационарных, мотоциклетных, опытных и т. д. Силы инерции, действующие в шатунно-кривошипном механизме, могут быть сведены к схеме, изображенной на фиг. 49. Здесь P»P = V«>2 (81) — центробежная сила; инерции в р а щ а т ельно-движу щихся масс. Р, = Л1„/?о>2 (cos a -f- X cos 2а) = (82) = C cos а + C<2> cos 2а —сила инерции поступательно-движущихся масс, ограниченная гармониками до 2-го порядка. Сила Рвр действует по направлению кривошипа. Для ее уравновешивания достаточно на продолжении щек колена поставить два противовеса общей массой т0 на расстоянии Р от оси вала, так, чтобы или (83) Фиг. 49. Схема инерционных сил шатунно - кривошипного механизма. Сила Рр переменная по величине, действует по оси цилиндра и будет передаваться на фундамент двигателя. Подставляя в уравнение (82) различные значения угла а и откладывая в масштабе значения Ру-. от какой-либо начальной точки О, получим векторную диаграмму. Эта диаграмма о" 0° 90° р<п г pin 2', 225° 315° 270ю а Фиг. 50. Векторные диаграммы неуравновешенных сил инерции поступательно-движущихся масс одноцилиндрового двигателя. a—диаграмма сил инерции 1-го порядка при отсутствии противовеса; б—суммарная диаграмма сил инерции 1-го и 2-го порядков при отсутствии противовесов; в—диаграмма сил инерции 1-го порядка при условии Мп R — тр; г—суммарная диаграмма сил инерции 1-го и 2-го порядков. (фиг, 50) показывает величину и направление силы, действующей на фундамент при различных положениях кривошипа, отмеченных на концах соответствующих векторов. На фиг. 50, а показана векторная диаграмма изменения только сил инерции 1-го порядка; на фиг. 50, 0 —диаграмма суммарной силы инерции 1-го и 2-го порядков. Эти силы лишь частично могут быть уравновешены противовесами методом, разобранным в § 12. 45 Рассмотрим вначале уравновешивание силы инерции 1-го порядка, т. е. cos а. Для полного уравновешивания действующей вдоль оси цилиндра силы инерции 1-го порядка масса противовеса т и радиус р должны удовлетворять условию — М /?«)2; крив. тогда * SO01 /го° — mp(i>2cos а = 0; — mpco2 sin а. Таким образом вместо силы инерции 1-го порядка, действовавшей в вертикальном направлении по оси цилиндра, получим силу инерции, действующую уже в горизонтальном направлении и по величине равную силе инерции 1-го порядка. Фиг. 51. Суммарная векторная диаграмма неуравнове- При а —0 эта сила равна шенных сил инерции одноцилиндрового двигателя в случае нулю, При а — 90 она равна тр-=-/.Л^Л. MnR^. Векторная диаграмма силы инерции 1-го порядка для данного случая дана на фиг. 50, в. Если учесть оставшиеся неуравновешенными силы инерции 2-го порядка (Р<2>), то диаграмма (фиг. 50, в) в результате геометрического сложения этих сил примет вид, показанный на фиг. 50, г. Если выбрать противовес из условия уравновешивания половины силы инерции 1-го порядка, т. е. (84) то, составляя сумму проекции сил на оси, получим: 1 cos a -f MnRo>z cos а --------- MnR(^lcos а; (85) Таким образом результирующая сила в этом случае может быть изображена вектором-^-Жп/^съ2 = --С(1) постоянным по величине и, как видно по знакам в уравнениях (85), вращающимся обратно кривошипу с той же угловой скоростью «). В промышленных одноцилиндровых двигателях эта сила и силы инерции 2-го порядка остаются неуравновешенными. Векторная диаграмма неуравновешенных Сил инерции для этого случая представлена на фиг. 5L Метод ее построения .следующий. Вычерчивается диаграмма неуравновешенных сил инерции первого порядка, т. е. окружность радиусом, пропорциональным величине неуравновешенного вектора -^-С(!>. Затем эта окружность делится на равное число * Проекцию сил на оси координат будем обозначать буквой Р; индексом будет обозначаться ось, на которой берется проекция силы. 46 частей, например на 12. Вектор -2~С^>, вращаясь, будет попеременно прохо- дить каждую из этих точек. Если в каждой из них к вектору -2- С(1> приложить неуравновешенную силу Я(2) и сложить их геометрически, то получится диаграмма суммарных неуравновешенных сил, показанная на фиг. 51. Полного уравновешивания силы инерции поступательно-движущихся частей можно достичь лишь при помощи двух противо-весов, вращающихся в противоположные стороны. Этот способ уравновешивания обосновывается методом Тэйлора и впервые был применен Ланчестером. Рассмотрим сначала уравновешивание силы инерции . 1-го порядка. Вектор CW действующий по оси цилиндра, можно представить в виде геометрической сум- 1 мы двух векторов: -= 1 /-О) C(D и Фиг. 52. Полное уравновешивание сил инерции поступательно-движущихся масс по методу Ланчестера. C равных по величине и вращающихся в разные сто- роны с угловой скоростью коленчатого вала (фиг. 52, а). Для полного уравновешивания двигателя достаточно уравновесить проти- вовесами эти два вектора. Радиус р и масса т каждого из этих противо- весов должны удовлетворять условию Эти противовесы должны вращаться в разные стороны с угловой скоростью коленчатого вала. Схема такого уравновешивания представлена. на фиг. 52, б. Фиг. 53. Схема одноцилиндрового двигателя с уравновешенными силами инерции поступательно-движущихся масс 1-го и 2-го порядков. В случае сил инерции 2-го порядка векторы ~С(2) и4-С(2)будутвра- -i .- щаться с двойной угловой скоростью: первый-—в сторону вращения 47 кривошипа, а второй — в обратную. Эти векторы также можно уравновесить двумя противовесами. На фиг. 53 показана схема механизма одноцилиндрового двигателя, в которой силы инерции 1-го и 2-го порядков полностью уравновешены. Передача вращения противовесам здесь осуществлена при помощи шестерен. Противовесы А уравновешивают силы инерции 1-го порядка, а против вовесы Б уравновешивают силы инерции 2-го порядка. § 15. УРАВНОВЕШИВАНИЕ МНОГОЦИЛИНДРОВЫХ ОДНОРЯДНЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ В каждом отдельном цилиндре рядного двигателя действует сила инерции поступательно-движущихся в нем масс. При суммировании эти силы могут взаимно уравновешиваться. При симметричном, относительно средней плоскости, расположении цилиндров, симметричном коленчатом вале и при равных поступательно-движущихся массах двигатель оказывается уравновешенным не только в отношении сил инерции, но и моментов от сил инерции. Порядок оставшихся неуравновешенных сил инерции зависит от числа колен. Исследование уравновешенности однорядных двигателей можно вести или аналитически, или графо-аналитически. При аналитическом исследовании уравновешенности необходимо придерживаться постоянной системы отсчетов и правил знаков. В дальнейших выводах приняты следующие правила. Так как все оси цилиндров лежат в одной плоскости, то начало отсчета углов поворота каждого отдельного колена вала является общим от плоскости осей. Положительное направление отсчета углов для всех цилиндров принимается одинаковым, а именно в сторону вращения вала. Силы инерции считаются положительными, если они направлены от вала к головке цилиндра. Однако при составлении выражений для суммы проекций в общем виде все силы принимаются положительными независимо от направления на чертеже, так как в дальнейшем знак силы определится знаком тригонометрической функции. Начало координат удобнее помещать в плоскости симметрии. При аналитическом рассмотрении уравновешенности мы ограничимся лишь рассмотрением сил инерции до 2-го порядка. Уравновешенность сил инерции высших порядков будет исследована по методу Келыпа. В однорядном двигателе с одинаковыми поршнями, шатунами и коленами вала силы инерции во всех цилиндрах взаимно параллельны и равны. Поэтому их составляющая для всего двигателя может быть представлена в виде алгебраической суммы cos 2an + C<,4) cos 4а„ . . . = n=l л— 1 n= 1 n=l (86) n=l где / — число цилиндров; k — порядок силы; п — порядковый номер цилиндра; остальные обозначения — те же, что в формуле (47). § 16. УРАВНОВЕШИВАНИЕ ДВУХЦИЛИНДРОВОГО РЯДНОГО ДВИГАТЕЛЯ С УГЛОМ МЕЖДУ КОЛЕНАМИ ВАЛА 180° Согласно схеме, изображенной на фиг. 54, силы инерции поступательно-движущихся масс в каждом из цилиндров: 48 р.г'= С(1) cos a + С(2) cos 2а, Я/з = С(2!) cos (а + 180°) + С(22) cos 2 (а -f 180°), Вследствие тождественности кривошипов и равенства поступательно движущихся масс в цилиндрах имеем: г(1) _ XI) _ г(1) г(2) _ г(2) _ г(2) С»1 —1>2 — V-- И L>i — L«2 —С» . Составим выражение проекций этих сил на оси координат*: Рх = -°лг == 0;. р'1^ С(1) [cos a + cos (а + 180°)] = 0 ; р(2) = с<2) [CQS 2а _j- cos 2 (а + 180°)] = 2С(2) cos 2et. (87) Таким образом силы инерции 1-го порядка уравновешиваются, а 2-го — остаются неуравновешенными, <а х/ Фиг. 54. К уравновешиванию двухцилиндрового рядного двигателя. Возьмем сумму моментов этих сил относительно тех же осей, принимая, что ось у, направленная вправо от плоскости zx, будет отрицательной; получим: = Му = 0, так как силы перпендикулярны оси; =- УИ12) == 0, „ „ » параллельны оси; - C(f a [cos а — cos (а + 180°)] = 2С(1)а cos а; = С(2) а [cos 2а — cos 2 (а + 180°)] = 0. (88) Вектор этой неуравновешенной пары всегда направлен по оси х. Таким образом, на фундаментную раму будет действовать неуравновешенная сила инерции 2-го порядка р(2> = 2C(2)cos 2а = 2МП R^2 cos 2а, (88') равная удвоенной силе инерции одного цилиндра и действующая по оси z. * Здесь, как и везде дальше, символами PJf\ P^\ Р^\ М&\ М^\ М^ обозначены суммы проекций всех сил инерции k-ro порядка на соответствующие оси координат и суммы моментов этих сил относительно тех же осей. ВВА—142—4. 49 Для ее уравновешивания следовало бы поставить два противовеса, вращающихся в разные стороны с двойной угловой скоростью в плоскости zx. Кроме этого, имеется неуравновешенная пара от сил инерции 1-го порядка = 2C(1)acosa = 2Mn/fa2acos a. * (89) 1*0.2-45° «2-30° м( 90* Векторные диаграммы этих величин даются на фиг. 55. Применим способ Келыиа. Силу инерции любого порядка по Келыпу можно представить в виде проекции на плоскости zy фиктивного вектора С^ (где k — порядок сил инерции, а п — номер цилиндра), направленного от оси вала по физическому или фиктивному кривошипу каждого цилиндра. Для сил инерции 1-го порядка это *^с соответствует фиг. 56,а, гДе вдоль каж-г"""' дого кривошипа направлены векторы CiJ) и С(^ , одинаковые по величине. Очевидно, что при любом положении коленчатого вала они взаимно уравно-Фиг. 55. Векторные диаграммы неурав- вешиваются и образуют постоянную повешенных сил и моментов двухци- nwn -^ линдрового двигателя. пару величиной 2С/ ' а. Эта пара лежит в плоскости колен и может быть изображена вектором УИ(1). Проекция этого вектора на плоскость xz дает значение действительной неуравновешенной пары сил инерции 1-го порядка z Ж(1) cos а = С(1)2а cos а= - А cos a. Для сил инерции 2-го порядка векторы амплитуд необходимо направить по фиктивным кривошипам 2-го порядка. При повороте вала на угол а кривошип второго порядка первого цилиндра повернется на угол 2а, а второго цилиндра—на 2 (180° + а). Таким образом век- торы С(2) обоих цилиндров будут направлены в одну сторону (фиг. 56, б). Следовательно, равнодействующий вектор равен их сумме 2О2); не-уравновешенная сила 2-ГО порядка № а i 1 ! '| t < , (2) фиг> 56. Диаграммы неуравновешенных сил и моментов двухцилиндрового двигателя по Кельшу. cos 2a . 2С<2) cos 2a Вместе с тем сумма моментов векторов СЮ относительно плоскости zx равна нулю при любом угле поворота вала, следовательно, равен нулю и момент от сил инерции 2-го порядка. 50 § 17. УРАВНОВЕШИВАНИЕ ЧЕТЫРЕХЦИЛИНДРОВОГО ОДНОРЯДНОГО ДВИГАТЕЛЯ а) Кривошипы расположены под углом 180° Поместим начало координат в плоскости симметрии (фиг. 57). о 2 „ у 2 /3- з Фиг. 57. Схема действия сил инерции в четырехцилиндровом рядном двигателе. При равенстве кривошипов и поступательно-движущихся масс в каждом из цилиндров действуют следующие силы: Р = Р = /- /4 Ру2 = pj3= c(1) cos (а + 180°) + С(2) cos 2 (а -f 180°). Проектируем эти силы на оси координат: = 2Р(,?4 + 2°5>!з - 2C(1} [cos a + cos (а + 180°)] = 0; р<2> = 2Р(Й + 2/с22з = 2С(2) [cos 2а -f cos 2 (а + 180°)] == 4С(2) cos 2а. (90) Исследуя уравновешенность в отношении моментов, имеем: лл(-)__ Л/р __П* Л/'} ^ ' __ Л/к ' __П' -IrJy -frly VJj -^'^2 --'-.^ ч V7, 1У>= C(1)<2[3cosa + cos(a+ 180°) — cos(a + 180°) — Scosa] = 0; " 7l42) - C(2) a [3 cos 2a + cos 2 (a -f 180°) — cos 2 (a+ 180°) — 3 cos 2a] = 0. (91) Из уравнения (90) вытекает, что в этом двигателе силы инерции 1-го порядка уравновешены. Сила, оставшаяся неуравновешенной, равна силе инерции 2-го порядка одного цилиндра, умноженной на число цилиндров. Уравновешенность в отношении моментов от силы инерции полная, так как сумма моментов относительно всех осей равна нулю. Исследуем теперь уравновешивание данного двигателя по методу Келыпа. Для этого направляем векторы амплитуд сил С\1\ С%\ Сз\ С^ по кривошипам. Из фиг.,58, а и б видно, что при любом положении вала сумма векторов равна нулю. Таким образом силы инерции 1-го порядка этого двигателя уравновешены. 51 . Рассмотрим силы инерции 2-го порядка. Их равнодействующая, согласно формуле (86), выражается следующим уравнением: П=1 р<2> =: V С(? cos 2а„. Согласно правилу Кельша векторы Cw 1-го и 4-го цилиндров .будут направлены по фиктивным кривошипам 2-го порядка, расположенным в данное мгновение под углом 2ос по отношению к плоскости yz. Второй и третий кривошип вала расположены по отношению к первому и четвертому кривошипам под углом 180°. Следовательно, векторы С22) и Сз2) будут расположены по отношению к векторам C(i2) и С(42) под'углом 2х 180°=360°, С. а б а С (И z k Л2) С. (21 т. е. все они направлены в одну сторону (фиг. 58, в и г). Суммарный вектор можно представить следующим, выра- (2) жением: 42) и его проекция на плоскость zy Фиг. 58. К уравновешиванию четырехцилиндрового т. е. МЫ получили уравнение двигателя (метод Кельша) (90). Равенство нулю моментов а— схема расположения кривошипов; б — диаграмма сил инер- /^(2) С ции 1-го порядка; в, г— диаграмма сил инерции 2-го порядка. ВеКТОрОВ И С ОТНОСИ- тельно оси х при симметричной конструкции видно из фиг. 58. Таким образом двигатель в отношении моментов от сил инерции уравновешен полностью. б) Кривошипы расположены под углом 90° Расположение кривошипов вала под углом в 90° (фиг. 59) удобно в двухтактных двигателях, хотя имеются примеры такого расположения и в четырехтактных (Аргус). Исследуем уравновешенность этого двигателя. В этом случае в каждом из цилиндров действуют силы инерции: рл -= С(!1} cos a + C(!2) cos 2a; Я/2 = С(21} cos (a + 90°) -f С(22) cos 2 (a -f 90°) ; руз = C(3l} cos (a+180°)+ C(32) cos 2 (a -f 180°); = C(4l} cos (a -f 270°) + C(42) cos 2 (a-f 270°). 52 Возьмем сумму проекций этих сил на оси координат. Принимая во внимание, что кривошипы и поступательно-движущиеся массы во всех цилиндрах одинаковы, имеем: n(i) __ п(2) _ п. *х — *х — v j C(!1} cos a + C(2I} cos (а + 90°) + C^cos (а + 180°) + Cl° cos (а+270°); C(1)[cos а + cos (а + 90°) + cos (a -f 180°) + cos (a + 270°)] = 0; : C(!2) cos 2a + C22) cos 2 (a + 90°) + C(32) cos 2 (a + 180°) 270°)] (92) Таким образом в отличие от схемы, показанной на фиг. 58, двигатель с валом, кривошипы которого расположены под углом 90°, будет уравновешен в отношении сил инерции не только 1-го, но и 2-го порядка. Фиг. 59. К уравновешиванию четырехцилиндрового двигателя с расположением колен вала под углом 90°. Переходим к исследованию уравновешенности моментов от сил инер ции поступательно-движущихся частей, считая, что в отношении момен тов от вращательно-движущихся частей вал уравновешен: (93) ' M(P = M(2} = 0. Принимая положительным направление'момента по часовой стрелке, имеем: = С(1) а [3 cos a + cos (a + 90°) — cos (a + 180°) — 3 cos (a + 270°)] = = 4aC(l} (cos a —sin a) = 4aC°V~2cos (a + ~] ; = C(2)a[3cos2a-fcos2(a+90°)--cos2(a+1800)—3cos2 (a+2700)] = = 4aC(2) cos 2a. К тем же результатам легко притти, пользуясь методом Келыпа. Если смотреть с конца вала, то кривошипы располагаются крестообразно (фиг. 59). Следовательно, направленные по кривошипу векторы С(^ тоже расположатся крестообразно (фиг. 60, а) и их геометрическая сумма будет равна нулю. Следовательно, силы инерции 1-го порядка уравновешены. 53 Для определения уравновешенности в отношении сил инерции 2-го порядка примем первый кривошип в положении а = 0 Тогда вектор С(2. будет направлен по этому кривошипу; вектор С(22) расположится по отношению вектора под углом 2х 90°= — U0°, вектор С(32) —под углом 2x180° = 360° и вектор С12) — под углом 2x270°=360°+180° (фиг. 60, б,. Их" геометрическая сумма также равна нулю, т. е. силы инерции 2-го порядка уравновешены при любом значении а. Рассматривая силы инерции 4-го порядка, найдем, что векторы С,(4> располагаются параллельно и направлены в одну сторону (фиг. 60, в]. Следовательно, в этом моторе будут неуравновешенные силы инерции только 4-го порядка. Их равнодействующая может быть представлена следующим выражением: (94) а Фиг.""60. Векторные диаграммы неуравновешенных сил инерции четырехцилиндрового двигателя с коленчатым валом по схеме, приведенной на фиг. 59. п=\ т. е. равна силе инерции 4-го порядка одного цилиндра, умноженной на число цилиндров. Переходим к уравновешиванию моментов. Налраёлвние 1-го kpuSo&tuna 2 Направление 1-го Кривошипа а Фиг. 61. Векторная диаграмма неуравновешенного момента от сил инерции 1-го порядка четырехцилиндрового двигателя при распо- ложении колен вала под углом 90°. Для этого вначале найдем равнодействующий вектор момента амплитуд сил инерции относительно плоскости xz. Для сил инерции 1-го порядка моменты эти, как видно из фиг. 59 и 60, а, относительно оси х имеют следующие абсолютные значения: -И," = аС(3'> ; 54 Эти моменты могут быть изображены векторами, перпендикулярными плоскости соответствующих колен. Согласно общим правилам знаков эти векторы должны быть расположены так, чтобы видеть направление момента по часовой стрелке, если смотреть с конца вектора (фиг. 61, а). Геометрическая сумма этих векторов _МС, представленная на фиг. 61, б, не зависит от угла поворота вала и вращается вместе с ним. Величина неуравновешенного момента 1-го порядка Л.(1) найдется как проекция этого суммарного вектора на ось Л', перпендикулярную плоскости осей цилиндров. Тождество этого решения с решением по уравнению (93) легко установить из геометрических соотношений. Аналогично можно исследовать и моменты высших порядков. § 18. УРАВНОВЕШИВАНИЕ ШЕСТИЦИЛИНДРОВОГО РЯДНОГО ДВИГАТЕЛЯ Возьмем, случай, когда колена вала шестицилиндрового рядного двигателя одинаковы и расположены попарно под углом 120° (фиг. 62). / ' • Фиг. 62. Схема действия сил инерции в шестицилиндровом рядном двигателе. Исходя из этого и при условии равенства поступательно-движущихся масс, силы инерции 1-го порядка будут: pj> == р$) = С(1) cos (a + 240°); Р31} = P(4° = С(1) cos (а + 120°). Проекции этих сил на оси координат равны: --= 2С(1) [cos a + cos (а + 240°) + cos (а + 120°)] = == 2С(1) [cos а — cos (а + 60°) — cos (а — 60°)]. Преобразуя последние два члена в скобках по формуле (95) получим окончательно: = 2C(1)[cos а — 2 cos acos 60°] = 0. Аналогично доказывается, что сумма проекций сил порядка на оси также будет равна нулю. инерции 2-го 55 Этот двигатель уравновешен также и в отношении моментов этих порядков, а именно: =М(у^ = 0, так как силы перпендикулярны оси, = М(х} = 0 по условию симметрии, = A-i2) = 0, так как силы параллельны оси. Применим метод Кельша. Согласно уравнениям (47) и (86) суммарные силы инерции в однорядном двигателе можно представить следующим выражением: Рассмотрим силы инерции 1-го порядка. В этом двигателе кривошипы расположены попарно (фиг. 63, а), векторы С*1* направлены по кривошипам (фиг. 63, <5); если эти векторы сложить геометрически, то многоугольник векторов замкнется (фиг. 63, в). Следовательно, силы инерции 1-го порядка уравновешены. Для суммирования сил инерции 2-го порядка векторы C(t2) и С^ можно направлять по кривошипу, и тогда остальные — под углом 2x120° и 2X240° к первому кривошипу, как это сделано на фиг. 61, г. В этом случае многоугольник векторов снова замкнется, т. е. силы инерции 2-го порядка также уравновешены. Таким же путем можно доказать, что силы инерции 4-го порядка также уравновешены (фиг. 63, д). Рассматривая сумму векторов ^С^6), найдем, что все эти векторы располагаются параллельно и будут направлены в одну сторону (фиг. 633 ё). 1.6 480° а * е Фиг. 63. Векторные диаграммы сил инерции различных порядков шестицилиндрового рядного двигателя. Таким образом шестицилиндровый двигатель неуравновешен лишь от сил инерции 6-го порядка. Так как эти неуравновешенные силы в современных двигателяхх не превышают 3,5 кг, то шестицилиндровый двигатель можно считать полностью уравновешенным. Выше рассмотрены только двигатели с симметричным расположением колен вала и с одинаковыми поступательно-движущимися массами в цилиндрах. Возможны и другие варианты расположения колен и масс. Может случиться, что многоугольник сил не будет замкнут. Тогда следует спроек- тировать результирующий вектор С^ на ось z. Величина этой проекции и даст вектор неуравновешенной силы соответствующего порядка П—1 = ? C(nk} cos Ып = C(pfe) cos k (a + (96) n=l здесь ?-.•-— угол ром 56 между первым кривошипом и результирующим векто- § 19. НЕУРАВНОВЕШЕННЫЕ СИЛЫ РЯДА С ПРИЦЕПНЫМИ ШАТУНАМИ Большинство современных авиационных многорядных двигателей имеют ряды с прицепными шатунами. Для того чтобы найти неуравновешенные силы такого рядного двигателя, необходимо определить неуравновешенные силы, действующие в каждом цилиндре ряда с прицепными шатунами. В остальном метод остается без изменения. Как известно из кинематики, в случае Y/ = Ч в цилиндре с прицепным шатуном будут силы инерции поступательно-движущихся частей первого и четных порядков. Таким образом в случае ?/ = Т порядок неуравновешенных сил в двигателе с прицепными шатунами не отличается от порядка неуравновешенных сил такого же двигателя с центральными шатунами, т. е., например, в шестицилиндровом ряду уравновешиваются силы инерции 1-го, 2-го и 4-го порядков. В этом можно убедиться непосредственно определением этих сил по формуле динамики для одного цилиндра и суммированием их по методу Келыпа. В прицепном механизме при f - ф *[ появляются силы инерции 3-го порядка. Как сказано в § 6 сила инерции в случае прицепного шатуна может быть выражена следующим рядом*: (1) cos a + 6(1) sin а + а(2) cos 2а + ?(2) sin + а3 cos За, + 6(3) sin За, ф а(4) cos 4а, + &(4) sin 4а- + ...], где а(1) = R -f rX sin I sin ф + rX- sin B sin ф; &(1) == rX cos Y sin ф — rXz cos 8 sin d>; a(2) -= rX2 cos 2^ cos ф + /X2 cos 2o; = - rX2 sin 2-( cos ф + /Xz2sin28; (3) a = — rl sin 38 sin ф; (97> Для исследования уравновешенности это выражение удобнее представить в таком виде: р. = Мпо)2 [Лх cos (а, + У + Л2 cos 2 (а- + У + -48 cos 3 (а- + У -}-...], (98> где коэфициенты Аъ Л2 и Л3 в общем случае могут быть обозначены: Ak = № (99) te^^-^ftT- Следовательно, / *-»\ (100). Сила 3-го порядка в четырехцилиндровом ряду уравновешивается, в шестицилиндровом — остается неуравновешенной. Ход вычислений поясняется далее на числовом примере в задаче 6. Задача 6. Определить неуравновешенные силы инерции в ряду с прицепным шатуном 12-цилиндрового двигателя. * Н. Г. Б р v е в и ч, В. Н. Ширяев, Уравновешивание авиационных двигателей. Издание ВВА, 1933. 57 Даны: = 60°; X = 3^ *<=2Ж: '-«У»---;--- = 253 п = 1800 об/мин; <|/ = = 70 — 60 = 10°. Вес поступательно движущихся масс прицепного механизма G± = 3,96 кг. Низший порядок неуравновешенных сил инерции в ряду с прицепными шатунами будет 3-й, так как fz-^T- Определим величину этой силы: Л<3) = _ _|. ГхЗ sin 35 sin ф = — 4- 83,5 /^Y sin 42° sin 10 = —0,492 до*; о о \л,о1У &<3> = -I- rXf cos 33 sin ф = -!• 83,5 f «4тУсо8 42° sin 10 = 0,542 мм; о о \-«,ol / = 1,102; 3? = 47°47' -s 48°. Следовательно, ? = 15°56' ^ 16°. Л3 = /ОД922-—0,542* = 0,732 мм; ,, . ., О,УО • 0,7o2 - _ л/м-,,-. n /-. * МпА3о>2 = — „ '------«о2 = 0,00178со2 = 6,4 кг. а " 9810 Таким образом неуравновешенная сила инерции 3-го порядка в одном цилиндре равняется: Я<3> = 6,4 cos 3 (в; + 16°) кг\ X S "1 ЗА J/___. суммарная сила в ряду на основании формулы (96): р?3) = 38,4 cos 3 (^ + 16°) Можно для суммирования этих сил воспользоваться также методом Кельша. Допустим, что первый и шестой кривошипы находятся в плоскости ряда, т. е. За/ = 0 (4>иг. 64). Тогда фиктивный кривошип 3-ю порядка -Фиг. 64. Диаграмма неуравновешенных сил инерции третьего и четвертого цилиндров 3-го порядка в ряду с прицепными шатунами при itf У. повернется по отношению к первому кривошипу на угол 3 • (120+ 161) = =|360° + 48°, т.е. будет направлен по первому кривошипу. То же произойдет и- с кривошипом 3-го порядка второго и пятого цилиндров кривошипа. Таким образом амплитуда неуравновешенной силы ряда будет равна 6С^3\ Она не .зависит от угла поворота вала и будет вращаться вместе с ним. Неуравновешенная сила ряда равна: р(3) = бС(3> cos 3 (о- + ?3) = 38,4 cos 3 (а/ + 16°). § 20. ОБЩИЕ ПРИЗНАКИ УРАВНОВЕШЕННОСТИ РЯДНЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ На основании разобранных случаев уравновешивания однорядных двигателей можно сделать следующий вывод. Если векторы С^ и углы т между соседними кривошипами одинаковы для всех цилиндров, то резуль- /2=1 тирующая VJ Cift) будет замкнутым правильным многоугольником для всех л=1 порядков k, кроме тех, для которых 4тг; и т. д. (101) В этом случае векторы С„ ' отличаются друг от друга по фазе на целое число окружностей; поэтому такие векторы совпадают, т. е. имеют оди- 18 наковое направление, и сумма их будет арифметической суммой. Для всех 'других порядков, т. е. когда k^~b2^\ 4тс; бтс..., при перехоле от одного вектора к другому происходит смещение каждый раз на одинаковую часть окружности, а так как i таких частей должно составлять целое число окружностей, то эти векторы будут равномерно расположены около центра и в сумме дадут нуль, т. е. образуют замкнутый многоугольник. Исходя из этого, можно определить по формуле (101) порядок неуравновешенных сил любого рядного двигателя, если известен угол между кривошипами. ПРИМЕРЫ Для четырехцилиндрового двигателя с расположением кривошипов под углом 180° из формулы (101) находим, что 1-й порядок неуравновешенных сил будет 2-м, так как , J^__360°_9 7 ~ 180° ~ Остальные порядки неуравновешенных сил будут кратны 2, т. е. 4, б, 8 и т. д. Сила инерции 2-го порядка была определена нами выше; она равна Р(2> = 4С(2) cos 2a. Аналогично низший порядок неуравновешенных сил инерции для четырёхцилиндрового двигателя с кривошипами под углом 90° будет: , 2тс 360° . ъ — - _ — — — - 4 Т 90° ' и порядки, кратные ему, т.. е. 8, 12 и т. д. Величина силы инерции 4-го порядка для этого двигателя нам известна, а именно: P(4) = 4C(4)cos4a. *• Для шестицилиндрового рядного двигателя, кривошипы которого расположены под углом 120°, имеем: ь — ?Л _- 360° _ ч К ~~ у ~~ 120° ~~ и порядки, кратные ему, т. е. 6, 9, 12, 15 и т. д. .> • . Нечетный порядок неуравновешенных сил встречается лишь в ряду с прицепными шатунами при т/^т- Величина этой силы равна В шестицилиндровом двигателе с центральными шатунами в случае 7 - = Y остаются неуравновешенными силы лишь четных порядков, т. е. 6, 12, 18 и т. д. Величина неуравновешенной силы б-го порядка равна Изложенный признак уравновешенности можно получить и аналитически. При аналитическом суммировании сил инерции рядных двигателей приходилось иметь дело с суммами косинусов или синусов. Например, при уравновешивании шестицилиндрового двигателя мы имели: pz = 2 { С(1) [cos a + cos (a -f T) + cos (a + 2f) + . . . ] ф + C(2)[cos2a + cos2(a + v) -f cos2(a +2т) +.-.]}, 2rc здесь f = — : -- угол между коленами. 59 Выражение, стоящее в фигурных скобках, представляет собой сумму косинусов, аргументы которых возрастают в арифметической прогрессии. В общей форме эта сумма может быть представлена в следующем виде: n=i Путем ряда преобразований можно доказать, что kh sm-o- Г / — I Т cos Л [а + (л — lh] =—RCOS^ U+-4-iT. (102) L ^ -I -—— sin — n==l 2 Ниже дается вывод этого соотношения. Для вывода формулы (102) воспользуемся следующим соотношением *: 2 sin cos k (a + Щ) = sin /г Г а + А^1- Т / ~ sin k ( а + "^ — T) » здесь п — целое число. Давая п последовательно значения О, 1, 2,... (/ — 1), получим: 2sln-5-cos/w = sin?(a-f -JO —sin /.(a— -J-Л; Z \ Л / \ .5 / - 2 sin --J- cos А (а + т() = sin А ( а + — - f ) — sin k ( а + -I- ); А \ -- / \ -- / 2sin --^ cos А; (а + 2-у) = sin k (a + - - -Л — sin & (а + — -/ J; ^ h tr , ,. ,ч . . . / , 2i— 1 л . ,/- . 2,— 3 \ 2sin ----- cos & Го + (г — 1) YJ = sin я ( a -j------— 7 I — sm л.I a -{------^— 7 ). 2 \ -- / Ч -5 / Складываем эти равенства и делаем приведение 2 sin -~ (cos ka + cos ^ (a -f 7) + cos и (a + 2f) +... + cos k [я -f (/ — 1) 7] } = -H _ / 2/— 1 - sm k \a + 2 откуда n=1 . . / . 2/ — 1 \ . - / . 2i — 3 V > cos& [a -f (n- n=l Заменяя разность синусов удвоенным произведением синуса полуразности на косинус нолусуммы, получаем: n= 2 sm 2 г /__1 т cos k [a -j- (п — 1) iJ=------г- cos k a -|------=— 7 I- „i sm n=l 2 TC Если в этой формуле заменить а на -^-/—а, а -у — на — f, то сразу найдем второе искомое отношение sin - ол" 2 Г г__11 sin A: [a -f (п — 1) 7] =------г- sin о -f —-^— 7 • sin --J- * Н. Г. Б р у е в и ч, В. Н. Ширяев, Уравновешивание авиационных двигателей, ВВА, 1933. 60 Окончательно получаем: . sin I . kn sin -^ sin k [a -f (л — 1) i] =------— sin *[-+±-4 (102) Отсюда непосредственно получим порядок неуравновешенных сил для двигателя с данным числом цилиндров i и углом между кривошипами у. Для всех двигателей f = —г- или ч = —-. Поэтому числитель правой If Ь части всегда будет равен нулю. Если при этом знаменатель не будет равен нулю, то написанные суммы равны нулю при любом значении а. Это соответствует случаю, когда многоугольник суммируемых сил будет замкнутым и их результирующая будет равна нулю, т. е. силы уравновешены. k"i Однако знаменатель также обращается в нуль, если -*- кратно it, т. е. если § = -Х (103) где h — любое целое число. Подставив сюда значение Y> найдем, что это будет при 2i (103') откуда k = h-^-y или -г = /№ и k == hi, т. е. знаменатель равен нулю, если k кратно -у или i. В этих случаях правая часть написанных сумм становится неопределенной. Для раскрытия неопределенности применим правило Лепиталя / . k-\ у ( sm —- » (104) при ^, кратном г или ----, 2 / Л/ ^/т Таким образом находим: 2-cos I. л=1 cos k [a -[- (л — 1) т] — 0 (если ? не кратно i или -^-), ч -- / ^c.os^ [a -}- (п — 1)ч] = ^cos ken. (если k кратно i или -g-J (105) Так, для четырехцилиндрового двигателя, кривошипы которого расположены под углом 7=180°, имеем: 4я 61 В этом случае согласно формуле (105) порядок неуравновешенных сил инерции будет k = -5- и порядки кратные ему, т. е. 2, 4, 6 и т. д. Для четырехцилиндрового двигателя, кривошипы которого расположены под углом 90°, имеем: 2тс *у — --. _ Т~~ I ' Согласно формуле (102) порядок неуравновешенных сил будет k = i и порядки кратные ему, т. е. 4, 8, 12 и т. д. § 21. ОБЩИЕ ПРИЕМЫ ИССЛЕДОВАНИЯ УРАВНОВЕШЕННОСТИ МНОГОРЯДНЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ В настоящее время применяется V, W, X, Н-образное и противоположное расположение цилиндров. Такие двигатели, в сущности, состоят из нескольких рядных двигателей, уравновешенность которых была нами рассмотрена выше. В этих случаях коленчатые валы выполняются, такими, как и в однорядных двигателях, но на одну и ту же шейку кривошипа действуют несколько шатунов от смежных рядов. Если каждый ряд в отдельности будет уравновешен, то и многорядный двигатель, состоящий из этих рядов, будет также уравнозешен. Так, например, многорядные двигатели, состоящие из рядов по шести цилиндров, будут полностью уравновешены в отношении сил инерции до 6-го порядка. Многорядные двигатели, состоящие из рядов с меньшим числом цилиндров (4, 2, 1), будут иметь неуравновешенные силы каждого ряда в отдельности. Методика исследования уравновешивания многорядного двигателя сводится к следующему: 1) определяется равнодействующая неуравновешенных сил инерции поступательно-движущихся масс каждого ряда в отдельности; 2) определяется суммарная сила инерции всех рядов одинакового порядка, — или как сумма проекций на оси координат равнодействующих каждого ряда или просто, как геометрическая сумма равнодействующих. При нахождении суммарной силы аналитическим способом нужно соблюдать следующие правила: 1) оси координат могут быть выбраны вообще произвольно, но они обычно выбираются так, чтобы вертикальная ось была осью симметрии поперечного вида двигателя, т. е. цилиндры должны быть расположены симметрично по обе стороны от нее; 2) отсчет углов следует вести в направлении вращения коленчатого вала: для нахождения силы инерции — от плоскости соответствующего ряда, при определении же ироекций этих сил на оси координат — от лю--бого, но общего для всех рядов начала; 3) при составлении уравнений равновесия (независимо от положения кривошипа на чертеже) силы считаются в каждом ряду положительными, и их знаки в дальнейшем определяются тригонометрическими функциями. § 22. УРАВНОВЕШИВАНИЕ ДВУХЦИЛИНДРОВОГО V-ОБРАЗНОГО ДВИГАТЕЛЯ Сила инерции 1-го порядка левого цилиндра р^ = Мп R^cos а = Сл<0 cos а, Сила инерции 2-го порядка правого цилиндра Р(ПУ == Мп /?о>2 cos (а + 270°) = ClV sin а. Эти силы направлены по осям соответствующих цилиндров. При у = 90® суммирование их легче провести геометрически (фиг. 65а): 62 но так как /^(-) __ /-4-J __ я/1 '-'Л '-'Пр •-'•-П получим: Я1) = Л!-, ДоЛ (106) Эта сила направлена по кривошипу и постоянна по величине, следовательно, ее моя но полностью уравновесить противовесом. Переходив к силам инерции 2-го порядка: р^ = Мп ДХсь2 cos 2a = Ci2) cos 2а; р№ = Мп R^z cos 2 (а + 270°) = — С$ cos 2а. Эти силы также направлены по осям цилиндров. При геометрическом сложении этих сил получим равнодействующую, равную rvo\ /~>о\ /77 о (ЛС\"7\ /Л-2) — С,\^) у 2 cos 2ос. ци// Таким образом в двигателях этого типа силы инерции 1-го порядка уравновешиваются полностью противовесом. 'Прав. Фиг. 65а. Схема действия сил инерции 1-го порядка двухцилиндрового V-образного двигателя. Фиг. 656. Схема действия сил инерции 2-го порядка и схема уравновешивания двухцилиндрового V-образного двигателя. Легко доказать, что силы инерции 2-го порядка всегда направлены по горизонтали. Эти равнодействующие можно уравновесить по методу Ланчестера, как показано на фиг. 656. § 23. УРАВНОВЕШИВАНИЕ ДВУХЦИЛИНДРОВОГО ДВИГАТЕЛЯ С'ПРОТИВОЛЕЖАЩИМИ ЦИЛИНДРАМИ В данном случае при совпадении осей цилиндров может быть применена схема с одним коленом (фиг. 66), с тремя коленами (Фиг. 67, а и б) или с двумя коленчатыми валами (фиг. 67, в). г При обозначениях, принятых на схеме (фиг. 66), силы инерции 1-го порядка a; P!I1p)-C(1)cos(a+ 180°). - g Сумма проекций этих сил на горизонтальную ось /ХО = С<»> [cos a cos 180° + cos (a -f 180°) cos 0°] = 1 —.-2 I f1. = — 2C(1>cosa. Аналогично имеем для сил инерции 2-го порядка: Фиг- 66- Схема двухцилин- дрового двигателя с одним, коленом. = C(2)cos2(a+180°); /X2) ---- C(2) [cos 2a cos 180° + cos 2 (a + 180°) cos 0°] = 0. Схемы, представленные на фиг. 67, а, выгоднее в отношении уравновешенности, так как благодаря симметричному движению поршней уравновешенность получается более полная. п и } г- 4 \ и. ------ "1 1 ъ \ ..... ......... и I ч г а в Фиг. 67. Схемы двухцилиндрового двигателя с одним трехколенным валом (а и б) и двумя коленчатыми валами (б). В самом деле, если С(л = С„Р, то рО) = рО) p(2) =p(2) = C пр , (D a cos 180° + cos a cos 0°] '= 0; p(2) = Фиг. 68. Схема двухцилиндрового двигателя с двумя коленами. Этими же свойствами обладает схема на фиг. 67, в, разумеется, при условии равенства величин Сн и Сврх и при дополнительном условии, что оба коленчатых вала одновременно приходят в ВМТ. Наиболее часто применяется схема расположения цилиндров, показанная на фиг. 68. В этом случае силы инерции уравновешиваются полностью, но появляются неуравновешенные моменты с плечом а. § 24. УРАВНОВЕШИВАНИЕ ВОСЬМИЦИЛИНДРОВОГО V-ОБРАЗНОГО ДВИГАТЕЛЯ С РАСПОЛОЖЕНИЕМ КОЛЕН ПОД УГЛОМ В 180° (ФИГ. 69) В восьмицилиндровом V-образном двигателе с расположением колен под углом в 180° в каждом ряду действует неуравновешенная сила инерции 2-го порядка, равная учетверенной силе одного цилиндра. Положим, что угол между цилиндрами \ = 90°, тогда сила, действующая параллельно осям левого ряда Pi2) = 4C(2)cos2a. Сила, действующая параллельно осям правого ряда Р$ -= 4С(2) cos 2 (а — 90°). Если в обоих рядах поступательно движущиеся массы одинаковы, то г(2) _ «_-л — Для нахождения равнодействующей необходимо взять сумму проекций этих сил на оси z и х. 64 Р<2 )-= 4С(2) [cos 2а cos (— 45°) + cos 2 (а - 90°) cos 45°] = 0; = 4С(2) [cos 2а sin (— 45°) ^ cos 2-(а — 90°) sin 45°] = — 4С(2) /2 cos 24. (108) Эта сила всегда будет действовать по горизонтали. Для ее уравновешивания нужно воспользоваться методом Ланче стер а, как это показано на фиг. 656. Моменты от сил инерции 1-го и 2-го порядков этого двигателя уравновешены при условии, конечно, если в двигателе имеется поперечная плоскость симметрии. Рассмотрим, как изменяются неуравновешенные силы подобного двигателя в зависимости от угла между рядами f. В общем случае уравнения (108) примут следующий вид: (109) = 4С(2) [— cos 2а ф cos 2 (а — т)] sin \- Тогда при 7 — 0 мы имеем вертикальный двигатель; его неуравновешенная сила 8C<2>cos2a будет направлена по оси z. При ?>0 появляется горизонтальная составляющая неуравновешенной силы. Максимальное значение неуравновешенной силы, оставаясь попрежнему в вертикальном на- /I \ \ м0 Фиг. 69. Схема действия сил инерции 2-го порядка восьмицилиндрового V-об- разного двигателя. Фиг. 70. Векторные диаграммы восьмицилиндрового V-образного двигателя с различными углами развала между рядами. правлении, уменьшается по мере увеличения угла между цилиндрами а горизонтальная составляющая увеличивается (фиг. 70). Когда т = 60°, неуравновешенная сила будет постоянная по величине, и ее векторная диаграмма будет окружностью. При f = 90° неуравновешенная сила инерции будет действовать только по горизонтали. При дальнейшем увеличении угла ч максимальное значение неуравновешенной силы слегка возрастает. Ее составляющая будет увеличиваться как по оси х, так и по оси z. Затем эта сила начнет убывать и, наконец, при f — 180° исчезнет совершенно. В этом случае мы имеем восьмицилиндровый горизонтальный двигатель, в котором силы инерции будут полностью уравновешены, если оси симметрии рядов, расположенных по обе стороны коленчатого вала, совпадают. § 25. УРАВНОВЕШИВАНИЕ W-ОБРАЗНОГО 12-ЦИЛИНДРОВОГО ДВИГАТЕЛЯ С УГЛОМ РАЗВАЛА МЕЖДУ РЯДАМИ ЦИЛИНДРОВ В 60° За начало отсчета углов примем ось z (фиг. 71, а). Сила инерции, действующая в плоскости 1-го ряда: _о}2> = 4С(2) cos 2 (a ± 60°). ВВА—142—5 65 Сила инерции, действующая в плоскости 2-го ряда, будет равна РЙ} - 4С(2) cos 2a. Сила инерции, действующая в плоскости 3-го ряда, будет равна РЙ1 = 4С(2) cos 2 (а — 60°). Возьмем сумму проекций этих сил на оси z и х: р<2> =, 4С(2) [cos 2а ф cos2 (а + 60°) cos 60° ф cos 2(а — 60°) cos 60°]. Преобразуем выражение в квадратных скобках; получим: рЮ = 4С(2) [cos 2а — cos 2а cos 60°] == 2С(2) cos 2а. (110) Аналогично рЮ = 4С(2) [cos 2 (а 4- 60°) sin (— 60°) + cos 2 (а — 60°) sin 60°] = = 4С<2> [cos 2 (а - 60°) - cos 2 (а -f 60°)] sin 60°. После преобразования разности косинусов получим: р^ = 4С(2) sin 60° 2 sin 2a sin 60° = = 6C(2)sin2a. (ПО7) Вектор этой неуравновешенной силы вращается в сторону вращения вала с двойной угловой скоростью и описывает своим концом эллипс-малая ось которого направлена по оси z и равна 4С<2>, а большая ось направлена по оси х и равна 12С<2>. Действительно [из уравнений (110} Фиг. 71. К уравновешиванию W-образного двигателя: а—схема расположения рядов двигателя; б—векторная диаграмма неуравновешенных сил инерции 2-го порядка. и (.110')], имеем: 2 / р(2) \2 "- -1- (111) Векторная диаграмма этой неуравновешенной силы показана на фиг. 71, б. § 26. УРАВНОВЕШИВАНИЕ 12-ЦИЛИНДРОВОГО V-ОБРАЗНОГО ДВИГАТЕЛЯ С УГЛОМ РАЗВАЛА МЕЖДУ РЯДАМИ ЦИЛИНДРОВ В 60° (ФИГ. 72) а. С центральными шатунами В плоскости левого ряда действует неуравновешенная сила rf6) = 6C(6) cos 6a. В плоскости правого ряда действует неуравновешенная сила pg) = 6С(6) cos 6 (а - 60°) = 6С(6) cos 6a. Их равнодействующая всегда направлена по вертикали и равна (112) где С<6> = 66 Определим величину этой неуравновешенной силы применительно к двигателю, имеющему следующие данные: 2 Жп = 0,242 кг • сек2 м Ре найдем: 512 и R = 85 мм\ п = 2400 об/мин. = 275 мм; 1 = 3,25' И 6С<6> /3 == 2,48 кг /Хв) = 2,48 cos ба. Этой силой можно пренебречь ввиду ее малой величины и большой частоты изменений. Моменты от сил инерции этого двигателя вследствие симметричности вала также уравновешены. б. С ПрИЦепнЫМИ Шатунами При Ъ ф У г " ' и> . 72. К уравновешиванию 12-цилиндрового V-образного двигателя. В этом случае, кроме неуравновешенной силы инерции 6-го порядка всего двигателя, в плос- кости ряда с прицепными шатунами будет действовать неуравновешенная сила инерции 3-го порядка, равная = 6С<3> cos 3 (а, + Ее величина не превышает 30—45 кг. Определение этой величины разобрано выше при рассмотрении неуравновешенной силы ряда с прицепными шатунами при f- -ф ?• § 27. ОБЩИЙ СЛУЧАЙ УРАВНОВЕШИВАНИЯ ПРОСТЫХ ЗВЕЗДООБРАЗНЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ С ПРИЦЕПНЫМИ ШАТУНАМИ Условимся называть главным цилиндр с главным шатуном и обозначим его № 1. Нумерацию остальных цилиндров ведем в направлении враще- ния вала (фиг. 73). По оси первого (главного) цилиндра действует сила инерции Фиг. <. (113) Обычно все звездообразные двигатели выполняются с ?-•--= f. В этом случае по оси п-го цилиндра с прицепным шатуном действует сила инерции [см., „Динамика двигателей", формула (55)] 5 Pi = Ми Ru? [cos (а — Yn) + X 4- (1 -Ь 4) cos 2а -Ь л L L. \ IJ ! /^ гп<3 О />У ___ -/ 1 9^ Г ГГ\С (°)П V М | Т ^-*-'-) -^ \а — Ти/ — --^ "7" *~^'5 v-1'^ ~~T«/J • Для краткости это выражение можно переписать следующим образом: Р1я = А(П1) cos (a — Тя) -f- M2) cos 2a + Л/(„2) cos 2 (a - Тя) - Q™ cos (2a - 7я), (1 14) n где (115) 67 Первые члены формул (ИЗ) и (114) представляют силы инерции 1-го порядка. Силы инерции 2-го порядка в формуле (113) представляются одним членом, а в формуле (114) — тремя последними членами. В звездообразных двигателях радиусы проушин гь г2, ..., гп и т. д. выполняются неодинаковыми с разницей в пределах от 0,5 до 2,5 мм. Поступательно-движущиеся массы всех цилиндров с прицепными шатунами выполняются обычно одинаковыми, но меньшими, чем у главного. Ввиду малости разницы этих величин, точность решения задачи почти не изменится, если принять радиус проушин всех прицепных механизмов одинаковым и равным их среднему значению, т. е. и массу поступательно-движущихся масс, равную среднему значению поступательных масс всего двигателя, -=— . (117) Тогда СУ> = Л(Л1>Г=С(1). (118) Рассмотрим уравновешивание силы инерции 1-го порядка. По оси главного цилиндра действует сила По оси каждого цилиндра с прицепным шатуном [формула (114)] действует сила Спроектируем эти силы на оси z и х, принимая во внимание, что ?„ различно для каждого цилиндра. Согласно фиг. 73: ^ = 0; ?2 — Т*» Тз = 2т; • • • ; Чп — (п — Составляем выражение для суммы проекций на ось z: = C(1 :[cos a -j- cos (a — 7) cos f + cos (a — 2f) cos 2f -f 4- COS (a — Зт) cos 3f + ... + cos [a — (n — 1) f] cos (n — 1) 7 = n=i _ [а — (n — 1)т] cos (n — l)f. Аналогично сумма проекций на ось х /?> = С(1) У* cos [а - (я — 1) ч] sin (n - 1) т- п=1 Заменяя произведение косинусов по формулам: cos AcosB = -7rcos(A 4-B)-\? -^-cos(A — В) -i -5 cos A sin В = у sin (A + B) — -~ sin (A -- B), имеем: n==l P(^ = 1 iC(1) cos a -f 4- C(1) У cos [a - (n — ---• « AHM я=1 68 Рассмотрим вторые члены этих уравнений. Для этого воспользуемся формулами (102), которые в этом случае можно представить в следующем виде: V +4 cos [a-(«-1)2-]---i-С"----* cos[--(/ —1)-]; smT- 4-С0)У sin [a-(re— 1)2Т] = -'-С(|)-----sln[a-(i-l)~]. я sini- Во всех звездах ^==. -?-. Следовательно, синус, стоящий в числителе, при любом г будет равен нулю. Синус, стоящий в знаменателе, при данном значении т не будет равен нулю для i — 3, 5, 7 и 9, т. е. для числа цилиндров существующих звезд. Следовательно, суммы, стоящие в левой части уравнений (119), всегда будут равны нулю. Таким образом в звездообразном двигателе неуравновешенная сила инерции 1-го порядка, действующая по осям z и х, будет равна: •'.#>= -f C°' sin a. Суммарная неуравновешенная сила инерции будет равна » (120) Эта сила (постоянная по величине) действует в плоскости оси цилиндров и направлена по кривошипу от коренной к шатунной шейке. Поэтому она может быть уравновешена противовесом. Учитывая необходимость уравновешения не только поступательно-, но и вращательно-движущихся масс шатуна и коленчатого вала, расчетное уравнение для противовесов можно представить в следующем виде: ?, (121) где Мг — масса всех шатунов, отнесенная к вращателько-движущимся частям; М2 — масса шатунной шейки и щек, отнесенная к оси шатунной шейки. Найденная по этому уравнению масса противовесов должна быть разбита на две части так, чтобы равнодействующая от сил инерции противовесов лежала на одной прямой с равнодействующей центробежной силы инерции колена и неуравновешенной силы инерции 1-го порядка. При симметричном колене передний и задний противовесы будут одинаковы. При наличии стяжного болта на задней щеке задний противовес выполняется соответственно тяжелее. Переходим к силам инерции 2-го порядка. По оси первого цилиндра будет действовать неуравновешенная сила 2-го порядка P(12)-=C(2)cos2a. По оси каждого п-то цилиндра с прицепным шатуном будет действовать сила Р??' = Й2) cos 2a + М2) COS 2 (а— т„) — Q(n} COS (2a - Тя). 69 Принимая во внимание изменение угла -fn для каждого цилиндра, про ектируем эти силы на оси координат: р<2> == С(!2) cos 2а + -5(22) cos 2а cos 4 + .+ М2) cos 2 (а — 7) cos 7 — Q_j2) cos (2а — 7) cos 4 + + -332) cos 2а cos 27 -f -f M2) cos 2 (а — 2T) cos 27 — Q(32) cos 2 (а — 7) cos 27+ + M2) cos 2 (а — 37) cos 37 — Qs2) cos (2а—37) cos -f B(n} cos 2oc cos (n — 1) 7 + + Л42) cos 2 [a — (n — 1) 7] cos (n — 1)7 — Pi2) -=#22) cos 2a sin 7 +M2) cos 2 (a — 7) sin 7 — Q(22) cos (2a — 7) sin 7 -f +M2) cos 2a sin 27+M2)cos 2 (a—2f) sin 27—Q(32)Cos2 (a—7) sin27+ +/5(42) cos 2a sin 37+M^cos 2 (a—37)sin37~Qi2)cos(2a—3^)si^ ^-J- B(n} cos 2a sin (я — 1) 7 + M2) cos 2 [a — (я — 1) 7] sin (n — 1) 7 — — Qi2)cos[2a — (n— l)Y]sin(/i— 1)7. (122) Просуммируем косинусы при каждом коэфициенте в отдельности. Принимаем во внимание, что одноименные коэфициенты при косинусах равны между собой, т. е. Если кроме этого принять, что сила инерции 2-го порядка главного цилиндра будет равна силе инерции 2-го порядка прицепного механизма, т. е. C(i2) = -5i2) + М2) — Q(i2), то • при этом условии суммирование можно производить по всем цилиндрам, т. е. от п = 1 до n = L Необходимый условный радиус проушины для главного цилиндра принимаем равным среднему радиусу, полученному из формулы (116): n—i = B(2) cos 2a ? cos (n — 1) 7 + n=l + Л/(2) cos 2 [a — (n — 1) 7] cos (n - 1) 7 -Q (2) n=i COS [2a — (Я — 1) 7] COS (П — 1)7 2a — 7 = + /V(2) 2 cos 2 [a - (n — 1 ) 7] sin (n - 1 ) 7 -Q2)?cos[2a-(/t-l)7] sin (n— 1)7. (123) 70 Суммы косинусов и синусов при коэфициенте Б(2) в уравнениях (123) равны нулю, так как согласно формуле (102) имеем: *=< sin 'f о i_1 cos я — =•------- cos —2~ я— ? -Т Sin "9 = — Sin VI У (2). Рассмотрим суммы косинусов и синусов при коэфициенте N }: n=i л=1 я=? n—i n=i \ I _ • > cos 2 [a — (я — sin 2 [а - (п - 1)-|- TJ- Величины полученных косинусов и синусов определяем по формуле (102). Первые полусуммы л=1 ° 4 n==i Эти полусуммы будут равны нулю, так как синусы, стоящие в знаменателе, при любом значении Y равны нулю, а синус, стоящий в числителе, не будет равен нулю при i = 3, 5, 7 и 9. Вторые полусуммы JL 2 sin sn 2 [«-(« - 1) AT] = -i-MO — ^—sln 2 [a - ^--|-т} В этом случае синус, стоящий в числителе, будет равен нулю при любом значении /, а синус, стоящий в знаменателе, не равен нулю при г> 3 и равен нулю при / = 3. 71 Раскроем полученную неопределенность при помощи правила Лепи- о 2гс т а ля и, подставляя в правую часть г-=3 и у = -о, получим: cos2[а-(л— 1)-§-т] = 2 • / . 3 2 • 3 • 3 • 2тг -----------cos--------—------- cos 4 — 4-3 Значение полусуммы синусов будет равно п = i п = 1 2-i-3 2 • 3 - 3 • 2тс - cos -1-^-2.3 2.11 З1п2[.-3-=14т]°->1)"'п2« — .«"-г^- Рассмотрим суммы косинусов и синусов при коэфициенте Q(3): л = i cos2[a — (я-1)~-т]со8(л п = г cos 2 Га — (я — 1) у TJ sin (п — 1) Y л = 1 Я' п = 1 Определим полусуммы косинусов и синусов по формуле (102): я---г 0. 2/7 «"•- J S1II _ я=1 Sin ^ Эти полусуммы будут равны нулю для всех значений i по соображениям, уже неоднократно указанным выше. Подставляя найденное значение сумм косинусов и синусов в уравнение (123), получим проекции неуравновешенной силы инерции 2-го порядка в звездах с числом цилиндров больше трех __.. — * Q(2) cos 2a = — i\ JL MR<& COS 2a; (124) +•* * ' -=— 4- Q (2) sin 2a = — u 4 -^^(°2 sin 2a- (125> -Ы * 72 Таким образом, при оговоренных выше допущениях суммарная неуравновешенная сила постоянна по величине и равна p(^ = il^.RM^. (126) Эта сила вращается с двойной угловой скоростью, причем, как видно по знакам, — в сторону вращения вала; при а = О она составляет 180° с направлением кривошипа; при а =180° она направлена по кривошипу. Ее величина для звездообразных двигателей средней и большой мощности достигает 450 -г- 750 кг1 Ее можно было бы уравновесить по методу Ланчестера, но вследствие конструктивных трудностей расположения противовесов эта сила остается неуравновешенной и передается на фундаментную раму. Это является одной из причин, вызывающих необходимость крепления звездообразного двигателя к раме на упругой подвеске. В звездообразных двигателях с тремя цилиндрами неуравновешенные силы инерции 2-го порядка будут: Q<2>] - COS 2а = - = _ [ДД2) -f- Q<2>] -- sin 2а =- — -у М^ [R + 2Xr] sin 2a. Вынося X за скобки и подставляя вместо L его приближенное значение 4- г, получим окончательно: (127) Векторная диаграмма этой неуравновешенной силы представляет собой эллипс с малой полуосью, расположенной по оси главного цилиндра и равной аг= и с большой полуосью Ь= l х Если не пренебрегать разницей в кинематике главного и прицепных шатунов и принять точное значение неуравновешенных сил инерции 2-го порядка главного цилиндра, то более точное выражение для неуравновешенных сил инерции 2-го порядка получим путем суммирования косинусов и синусов, стоящих перед разными коэфициентами [формула (123)] — от п = 2 до п = i. Проекции этих сил на оси координат в этом случае будут равны: п = i п = i р<*> = Cf > cos 2a -f ?(2> cos 2a cos (л — 1) f + Л/(2> cos 2 [a — л = 2 n = 2 — (/z — 1) 7] cos (n — 1) Y — Q(2) cos [2a — (л — 1) -у] cos (л — 1) -у; n= i n = i = B(2) cos 2a 2 sin(«— l)T + ^2> ^ cos2 [a — (я— 1) 7] sin (/г— 1) v — л = 2 л = 2 -Q<2> 2 cos[2a-(/i-l)7]sin(«-l)T. (128) л== 2 Напомним величины коэфициентов: -~ = 2Х -у 73 Произведения косинусов, стоящие под знаком S при числе цилиндров л>3, имеют -следующие значения [все исследования производятся на основании формулы (102)]. = . S п = i cos (n —1)7= ^J cos(n — 1)7 — cosO° = — 1; и =2 n =1 n—i n—i V sin (n — 1)7= ^jSin(«—1)7—sinO°=-0; n—2 n=l n= i У cos 2 [a — (n — 1) 7] cos (n — 1) 7 = -^ \ cos 21 a — (л — 1) -^ 7J Я==2 n== t i- У cos2 [a - (л- 1)-|- f] = "Г ? cos 2[a- (л- 1)~ 7J _T cos2a n n = 1 2 o — (л — 1) -- Lcos2a^_cos2a; = - n = i \ cos 2 [a — (л— 1)7] sin (л — 1)7 tt= 2 *- V sin 2 o — (л— 1) - n = г (л— l)-- 7 J^ 2 П = I Л = - л = i У cos [2a-- (n -1)7] cos (л— 1)T = 4" У Cos2ta~ <я — 1)7]+ ~ У cos2a n — 2 /Z = 2 Л = 2 П -== I = 4- У cos2 [а-(л- /— 1 о 1 —-— cos 2a----Л- cos (i-0 cos 2a; л = i n = \ cos [2a — («—!) 7] sin (л — 1) 7 = -75- \ sin 2a-----"- N sin 2 [e — (n — 1) 7] = ^_j Z _y--| -- .Mad [=2 П =2 n= 2 ra= z n = i -iS sin 2a — sin 2a — % sin 2 [a — (л — 1) 7] + sin 2a =-= ~- sin 2a. n = Подставляя найденные величины суммы в формулу (128), получим: р(2) ___, ГС(2) _ д^ _ Подставим значения этих коэфициентов P<2> = — + д _.(/_ 2) /* -т- г sin 2a. (129) Таким образом суммарная сила переменна'по величине. Для простоты построения и исследования целесообразно представить переменный по величине вектор суммарной силы 2-го порядка в виде суммы двух постоянных по величине векторов, вращающихся с двойной угловой скоростью коленчатого вала в разные стороны (метод Тэйлора). 74 Вектор, вращающийся по направлению вала, обозначим С> а вектор, вращающийся против направления вала — = С(а) sin 2а + Cj2) gin (_ 2a). (130) Отсюда, сопоставляя уравнения (129), (130), имеем: откуда легко найдем значение коэфициентов С и Если X вынести за скобки, то получим: 032) (133) О величине разницы при вычислениях по выведенным формулам и формуле (126) можно судить на примере задачи 7. Задача 7 Исследовать уравновешенность девятицилиндрового звездообразного мотора М-25 сноминальноймощностью 700 л. с. при 1950 о б/м и н. Даны: R = 87,35 мм; L = 349,25 мм; I = 280,57 мм] г2 == г8 = 69,8 лш; г3 = г8 = 71,6 мм; Г4 = г- = 69,45 жж ; Г5 = г6 = 69,2 ^л/; ^1 — Т = 40°- Масса поступательно-движущихся частей главного цилиндра Мх = 0=353 кг • сек2 • м~^. Масса поступательно-движущихся частей бокового цилиндра MI— 0,333 кг- сек2 • м~г. Средняя величина поступательно-движущихся масс ., 0,3538 . 8 • 0,333 А 0_ „ __, ^f -= _? - _ - '. - _ 0,337 кг • сек2 • м х . - »i/ Сила инерции первого порядка, направленная по радиусу кривошипа, 1 м г, 2 9-0,337.41550.0,0873 кклл ----- М#ю2 == - -— - - - — г - = 5500 лгг. Л Л Для ее уравновешивания нужно поставить на щеках два одинаковых противовеса, каждый из которых при р = R должен весить i/4 Mgi = г/4 ' °>337 ' 9»81 ' 9 = 7'48 кг-Средний радиус проушин _ 2 . 69,8 -f 2 . 71,6 + 2 « 69,45 + 2 > 69.2 __ Г~~ 9 Сила инерции второго порядка, вращающая со скоростью 2о> по направлению вала [формула (132)] С<2) = 4~0>337 • 0,0873 . 41 550 • 0,25 [l + 2 ' °^7 (1 — 9)— ? \ v/*'"'C) __0,07 (l,_W]\_ 0,08773 "] ; 0,3494 0,28 У 0,28.-0,25j "" 75 Сила инерции второго порядка, вращающая с угловой скоростью 2ш в сторону, противоположную валу [формула (133)] л*™ ло^П . 2-0.07 0,07 / 0,07 \ 0.0873 1 < 41 550 . 0,25 l + -- ~ 0349 V + 0^8 J "" - т. е. практически ее можно во внимание не принимать. Подсчитаем эту неуравновешенную силу по приближенной формуле [форм)гла (126)]: Р<2) = 9 • 0,25 • ~ - 0,0873 • 0,337 • 41 550 = 690 кг. U5-ia Полученное расхождение очень мало. § 28. УРАВНОВЕШИВАНИЕ ЗВЕЗДООБРАЗНЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ С ЦЕНТРАЛЬНЫМИ ШАТУНАМИ В случае центральных шатунов по оси каждого цилиндра будет действовать неуравновешенная сила, равная р = Мп #со2 (cos a + X COS 2a) = C COS a ^ C<2> COS 2a. Отыскание неуравновешенных сил в этом случае можно производить. методом, изложенным выше. Силы инерции 1-го порядка приводятся к равнодействующей, направленной по кривошипу, и уравновешиваются противовесами. Величина этой равнодействующей находится по формуле (120), а вес противовесов — по формуле (121). Вследствие более простого закона изменения сил инерции при центральных шатунах низшие порядки сил инерции в 'этих звездах обычно уравновешены. Первый порядок неуравновешенной силы инерции любой звезды этого типа равен числу цилиндров без единицы. По величине эта сила равна силе инерции одного* цилиндра, умноженной на половину числа цилиндров. Таким образом в трехцилиндровой звезде остается неуравновешенной сила 4- Р 12) ~ 2 го порядка; -2 в пятицилиндровой звезде ~^-f^ — 4-го порядка; в семицилиндровой „ -т^Р^ — 6'го порядка; . - 9 /оч в девятицилиндровой „ -^^i — 8~го порядка. Следовательно, практически .можно считать уравновешенность звездообразных двигателей с центральными шатунами весьма совершенной. § 29. УРАВНОВЕШИВАНИЕ ДВОЙНЫХ ЗВЕЗД В практике встречаются сдвоенные звезды, состоящие из пяти, семи и девяти цилиндров в каждой звезде. Большее распространение получили сдвоенные звезды по семи цилиндров в каждой звезде (Гном-Рон К- 14> Пратт Уитни и др.). Эти звезды получаются меньше по диаметру и допускают свободное размещение всасывающих труб и проводки. Для обеспечения охлаждения задней звезды оси цилиндров этой звезды сдвигаются по отношению к осям цилиндров передней звезды на угол, равный половине угла развала между цилиндрами. Коленчатые валы сдвоенных звезд выполняют двухколенными, с расположением колен под углом 180° (фиг. 74). Как было показано выше, равнодействующая сил инерции 1-го порядка поступательно- движущихся масс в каждой звезде направлена по радиусу кривошипа и равна РШ = -i-.ШЯоЛ (134) 76 Как видно из фиг. 74, эти равнодействующие в спаренной звезде дают пару с плечом а, расположенную в плоскости кривошипа, момент этой пары равен ' . MM = ±-iaRM<&. (135) Этот момент, а также' и момент, составляемый центробежными силами вращателыю-движущихся масс, могут быть полностью уравновешены противовесами. В случае звезд с центральными шатунами силы инерции 2-го порядка уравно- Зоди Передн X Фиг. 74. Схема коленчатого вала двойной звезды. Фиг. 75. вешиваются сами собой отдельно у каждой звезды, за исключением трехцилиндровой. В случае прицепных шатунов в каждой звезде остаются неуравновешенными силы инерции 2-го порядка, которые могут образовывать пару. Величина этой пары зависит от взаимного положения главных шатунов в передней и задней звезде. Допустим, что главный цилиндр задней звезды сдвинут по отношению к главному цилиндру передней звезды на угол f0 (фиг. 75). На фигуре ось координат 2, общая для обеих звезд, помещена симметрично по отношению к этим главным цилиндрам. Ранее было доказано, что в каждой звезде остаются неуравновешенные силы инерции 2-го порядка, равные р(2) = г т = С. (126) При а = 0 эта сила совпадает с плоскостью кривошипа и направлена в его противоположную сторону, при вращении кривошипа она вращается с двойной угловой скоростью коленчатого вала. Принимая это во внимание, отложим силы по их направлению, действующие в каждой звезде при расположении кривошипов, показанном на фиг. 75. Как видно из фиг. 75, сила инерции передней звезды Сп повернется от своего первоначального положения на угол 2а, сила инерции задней звезды С3 — на угол 2а3-=2(т0-1-а+1800). Спроектируем эти силы на оси координат: n = с„- cosj-n = - Cncos2(a Ф ъ\ (136) 77 Так как обе звезды выполняются совершенно одинаковыми, можно принять Сп = С3 ==С. Суммарные силы, действующие по осям координат, будут равны рх п = Сп • sin рп = — Сп - sin 2 (а + >-) , cos 2(a -f -| = — С3 • sin 2 f a 4- •jTo)-= P*n + Pz3=-C[cos2(a4- -i-To) =— 2Ccos2 (a + 4" To) cos-|-TO*, (137) = P* п + Px з - - С [sin 2 (a 4- -1 то) + sin 2 (a + -f- To)] = -=— 2C sin 2 Га + -?- TO) cos -y To- Общая равнодействующая этих сил будет равна: Я2) =-= = 2С cos -- (1 38) Величина этой равнодействующей будет зависеть от угла сдвига между осями главных цилиндров. При То — О Я(2) = 2С; при т~ = 90° Р(2) - у"2С, при т = 180° Я2> -'0. Определим моменты, создаваемые этими силами относительно осей координат фиг. 76 Фиг. 76. - ~ С [cos 2 (a -f -i- To) - cos 2 (a + ~ To)]=Ca sin 2 (a + -1. To) sin -i- To; =PXu-%—P**% = TC[sin 2 (a + Т Yo) - sin2 (a + -1 To)] = • = С • a cos 2 (a + -I TO) sin -i- TO. Результирующий момент будет равен: -/Ml + /И2 = С- asin 4- То- (138' Величина этого момента также зависит от угла сдвига между осями главных цилиндров. При TO == О М2) = 0; при TO — 90° М^ = -^ т^2 Са при То = 180° Л1<2> = С • а. Следовательно, с изменением угла TO меняется величина равнодействующей силы и момента. Когда сила удваивается, что соответствует расположению главных цилиндров в затылок друг другу, момент будет равен нулю. С увеличением угла TO от 0 до 180° равнодействующая сила уменьшится до нуля, а результирующий момент растет до своего максимального значения. Результирующая сила и момент остаются неуравновешенными.. ГЛАВ А III КРУТИЛЬНЫЕ КОЛЕБАНИЯ КОЛЕНЧАТЫХ ВАЛОВ § 30. ГАРМОНИЧЕСКОЕ ДВИЖЕНИЕ По окружности круга радиусом R двигается точка А с постоянной угловой скоростью р (фиг. 77). В момент времени t0 эта точка находится на оси OY, в момент времени t— отошла от этой оси на угол а = p(t— Тогда расстояние х, пройденное по оси ОХ проекцией этой точки, будет: =const или вообще х = R sin а = R sin (pt — pt0); (139) здесь С—постоянная, зависящая откачала отсчета. Движение, подчиняющееся такому закону, называется гармоническим. Если бы за начало отсчета была принята ось ОХ, то в этом случае по фиг. 77 расстояние точки А' от начала координат х = R cos р = R cos (pt—pt0) = R cos (pt + C'). Фиг. 77. (139') Величина R, входящая в уравнение (139), носит название амплитуды. Амплитуда показывает величину наибольшего отклонения точки А' от ее среднего положения в начале координат. Величина р называется круговой частотой гармонического движения; (pt -f- С) — фазой, С — начальной фазой. Из уравнения (139) видно, что гармоническое движение является периодическим, так как, если величина pt будет последовательно принимать значения 0, 2тг, 4тг и т. д., то значения величины х будут одинаковыми. Период колебания, т. е. промежуток времени Т между ближайшими по времени одинаковыми положениями точки Л', найдется таким образом из условия т. е. T = 2к_ P (140) (141) Круговая частота может быть выражена на основании формулы (140) через период Т следующим образом: 79 Отсюда видно, что круговую частоту гармонического движения нельзя смешивать с числом п колебаний или полных изменений величины х в секунду, так как n=-jr или, по формуле (141)] —— т» И тс § 31. СВОБОДНЫЕ КОЛЕБАНИЯ С ОДНОЙ СТЕПЕНЬЮ СВОБОДЫ Простейшим примером таких колебаний может служить движение груза, подвешенного на пружине (фиг. 78), сила упругости которой пропорциональна деформации. Обозначим через G и М вес и массу груза (массой пружины пренебрегаем), через 8 — начальный прогиб пружины под действием силы веса G. Если этот груз оттянуть вдоль оси пружины на величину а и потом отпустить, то он начнет совершать колебательное движение. В данный момент времени, когда груз находится на расстоянии х от положения равновесия, на него действуют: сила тяжести О и сила пружины Р, направленная обратно отклонению х. При указанных на фиг. 78 правилах отсчета и знаков движение происходит под действием силы PC = --- (142) здесь К—коэфициент упругости пружины, т. е. сила, соответствующая единичному удлинению, так что К* = G. Тогда диференциальное уравнение движения груза представится в следующем виде: (143) ). (144) или ^ ?_.t .т.___ Фиг. 78. Решение уравнения (144) можно искать в следующих формах: х — AcosfJ/ - . м (145') ИЛИ sin (145") В правильности этого решения можно убедиться подстановкой. Действительно, при решении по формуле (145") _ М sm *+р, (146') (146") т. е. после подстановки в формуле (144) имеем: Величины В и р могут быть найдены по начальным условиям. Например, если принять за начало движения момент запуска этой 80 системы, описанной выше, т. е. когда при t = О х — а и скорость х' — О, то из уравнения (146') имеем: cos p = О, что возможно при р = -у. Тогда из уравнения (145") имеем: х=а=В sin р-=? sin -"-; ЪА ' т. е. .9 = а. Таким образом мы имеем гармоническое движение груза с амплитудой колебания а и периодом, который найдется из условия м т. е. период r=2Ti|/~ (147) и начальная фаза В том случае, если начальные данные известны не для крайнего положения груза, т. е. если величина а не дана, но известно положение груза х0, скорость х'0 при каком-то другом начале отсчета времени t = Q, то-уравнения (145"), (146') приобретают вид: Возведем эти уравнения в квадрат, сложим почленно и решим относительно В. Тогда, учитывая, что sin2j3 -}- cos2(3 == 1, получим величину амплитуды _ В=у *g + W-f-.< (148) Если же эти уравнения разделить почленно, то для определения начальной фазы имеем: tgp = -^T/A. (149) *о V М Задача 8. Дано (фиг. 79): Средний .диаметр навивки пружины d = 40 мм', диаметр проволоки § == 4,5 мм; число витков / = 5. К пружине прикреплен груз 11 кг, _ _t к которому на нитке подвешен груз 10 кг. Найти амплитуду и период ^"Y колебаний, которые возникнут, если пережечь нитку. Массой пружины ^ Л ** - &^ • ( • . ' ! I \\\ можно пренебречь. Решение. . ' Прогиб пружины Фиг. 79, здесь G '— - модуль упругости 2-го рода, равный для стали 825000 кг/см2', Р — усилие деформирующее пружину. Амплитуда колебаний равна разности прогибов / и /' под нагрузками /\ = 21 кг и Р2 — 11 /сг. Так как прогибы пропорциональны величинам Р, то амплитуда можзт быть найдена непосредственно по разности: Р! — Р2 = 21- 11 = 10 кг, т. е. ' • ' , 8-5- 403 • 10 4,5*. 8250 ' В В А— -142— 6 81 По определению Тогда по формуле (147) --« J/? = 2- Уравнение движения и приемы решения остаются аналогичными при колебаниях кручения с одной степенью свободы (фиг. 80). Если маховик т отклонить от положения равновесия, повернув вокруг вертикальной оси на угол «р. то восстанавливающий момент УИскр, под действием которого этот маховик начнет колебаться. По закону Гука Л-скр = -^— = /С«р, (150) где j — полярный момент инерции сечения вала; G — модуль упругости 2-го рода; К — коэфициент упругости, т. е. момент, необходимый для закрутки данного вала на один радиан. Если J — момент инерции маховой массы т, то момент от сил инерции имеет следующий вид: ЛЛ . = Ju," Фиг. 80. Свободные J т ' крутильные колебания. Тогда аналогично уравнению (144) п 1 К .. Г\ (151) Решение этого уравнения аналогично выражениям (145) к, .4cosf|/-y- ^+ т) или Период колебания аналогично уравнению (147) Т=2кУ -^. (153) Амплитуда, аналогично (148) «Х- (154) Начальная фаза аналогично уравнению (149) 1DOOO 70 80 90 ЮО 110 мм № -и Фиг. 81. Диаграмма для определения жесткости В Приведенных уравнениях при кручении цилиндрического вала, величины <р, А и В обычно вычисляются в радианах, но могут вычисляться и в градусах дуги. Значение К зависит от полярного момента инерции сечения вала J и длины /: JG К (156) 82 Для полого вала с диаметром daap и ''ВЫ * К ар _ г "'' 32 НЗР вн На фиг. 81 даны значения /С0, т. е. момента, необходимого для закрутки сплошного вала круглого сечения на один радиан на длине 1 м. Величины KQ для пустотелого вала можно получить по фиг. 81 как разность значений АГ0 двух сплошных валов с диаметрами <#НаР и dBH. Задача 9. Найти период и амплитуду колебаний чугунного диска толщиной Ъ =200 мм и диаметром 2R = 400 мм, установленного на валу с наружным диаметром 40 мм, внутренним —20 мм и длиной 1,5 м, если известно, что вначале диск был повернут на угол 1° от нейтрального положения. Массой вала можно пренебречь. Решение. Момент инерции диска , о Т L Я4 м 7,8 • 1000 Л0 0,2* Л. „ J — 2тс --- Ъ - = 2к -^тг^----0,2 ~— = 0,4 кем • сек2. g 4 9,81 4 Восстанавливающий момент К на 1 радиан при длине вала 1.5 м на основании фиг. 81 и формулы (15Q) к = А- -= -20|5~Л5)'100 =1265 **•*• 1,5 1,5 1) На основании формулы (153) период 2) На основании формулы (154), так как в начале движения при t = 0 cre = 1°, <рв = О, амплитуда -4 = l^l2 = 1°, что, однако, ясно и без формулы (154). 3) На основании формулы (155) р == arc tg ^ = ~ . 4) Для положения маховика в любой момент времени имеем на основании уравнения (152): <Р = Г • sin (б6,3* + -|Л - (~ cos 56,30°-§ 32. ПРИВЕДЕННАЯ ДЛИНА ВАЛА При исследовании колебаний кручения коленчатого вала его колена заменяются прямолинейным валом постоянного сечения, эквивалентным по жесткости, т. е. дающим одинаковый угол закручивания при той же нагрузке. Длина такого вала называется приведенной, а сам вал приведенным или эквивалентным. Угол закручивания колена слагается из углов скручивания коренных шеек, шатунной шейки и из угла поворота одной шейки относительно другой, происходящего за счет изгиба щек (фиг. 82). Если обозначить через а и Jp длину и полярный момент инерции шатунной шейки, а через /о — полярный момент инерции коренной шейки, то длина шатунной шейки /0. ш, приведенная к размерам коренной, на основании данного выше определения, может быть найдена из следующего уравнения: м ' а _ — - GJp ~ GJ0 откуда приведенная длина шатунной шейки о. ш . . Р 83 Для приведения щек к коренной шейке представим щеку в виде консольной балки длиной R, заделанной по оси шатунной шейки и изгибаемой на конце моментом М (фиг. 83). - В этом случае угол отклонения . 3- • ' р ~~ ~ здесь Л —экваториальный момент инерции сечения щеки относительно оси, параллельной оси вала. Фиг. 82. Скручивание вала, лежащего в коренных подшипниках. Фиг. 83. Такой же угол отклонения лри кручении моментом М дал бы вал с моментом инерции /0. щ и длиной /0. щ, которая найдется из следующего условия: (159) MR о. щ GJ о. щ т. е. --о. щ — -ч G /о. щ (160) Z7 Обозначая половину длины одной коренной шейки через Ь, а толщину щеки через ?, получим полную приведенную длину симметричного колена /ош + 2/о.щ; (161') здесь величина с определяет часть толщины щеки, принимающую участие в деформации скручивания коренной шейки. Данные действительных замеров угла закручивания валов показывают некоторое расхождение по сравнению с величиной /0, подсчитанной по формуле (16Г), вследствие влияния формы щеки, скруглений и реальных условий заделки шатунной шейки в щеках. Учесть эти особенности можно эмпирическими коэфициентами при /0. ш и /0. щ. Значения этих коэфициен-тов были определены Картером на основании закрутки нескольких валов для двигателей с расположением цилиндров в ряд. После подстановки в формулу (16Г) величин /0. ш и /0. щ по формулам (158) и (160), а также при выражении моментов инерции У0, Jр, Л через конструктивные размеры формула (16Г) с учетом опытных коэфициентов получает следующий вид: , " вн а4 — 0. нар 0. вн где 'нар •d вн (161) . нар и ^о. вн d и я?вн — наружный и внутренний диаметры коренной шейки; то же для шатунной, h — ширина щеки; R — радиус кривошипа. Эта формула, известная под названием формулы Картера, дает совпадение с опытными данными .в пределах ±10%. 84 Для авиационных двигателей приведенная полная длина симметричного колена равна /0== 1,7 ч- 2,2 (2b+'2e + a), т. е. длина приведенного к сечению коренной шейки колена приблизительно вдвое больше действительной его длины. Приведенная длина колена может быть найдена также по следующей формуле * /о = '1 + 4+ 4; /1-= 26 + 0,4*;"' где /2 = 0,773 (R + z -d) 4°- 5 'Э. Щ (162)* /з = а + 0,4*, здесь rf — наружный диаметр коренной шейки; 2 —экспериментальный коэфициент **. Приведенная длина коленчатого вала звездообразного двигателя в виде простой звезды может определяться непосредственно по формуле (161). В случае определения длины коленчатого вала в двигателе двойной звезды за недостатком опытного материала приходится делать те или иные допущения. При наличии промежуточной щеки можно вести расчет по формуле (161) для одноколейного вала с удвоенной длиной шатунной шейки. К найденной длине следует добавить длину эквивалентного вала, найденного для промежуточной щеки по формуле (160). §зз. ЭКВИВАЛЕНТНАЯ МАССА Для решения задачи на колебания момент инерции колена может быть представлен в виде момента инерции эквивалентной массы М0, находящейся на оси шатунной шейки, т. е. на расстоянии R от оси вращения вала. По определению эта масса должна удовлетворять условию где у'кол — момент инерции самого колена; М шт — масса вращательно движущихся частей шатуна; Мэкв п д—сосредоточенная на шатунной шейке масса, эквивалентная массе поступа тельно-движущихся частей шатунно-кривошипного механизма. Величина Мэкв, п. д найдется из условия, что кинетическая энергия Т9 этой массы равна среднему значению кинетической энергии Тср поступательно-движущихся частей шатунно-кривошипного механизма за один полный оборот вала (от 0 до 2я) (164) . „. Д ти Если скорость поршня при различных углах а поворота кривошипа (1 R \ sin а + -о"/- $'ш 2°Ч , * Формула приведения Гайгера (Z. V.D.I, № 48, 1921), видоизмененная на основании закрутки нескольких валов, произведенной в ЦАГИ (см. Известия В. Н. О. ВВА № 1, 1923 — 1924. Дмитриевский, Расчет коленчатых валов авиационных двигателей на упругие колебания кручения). ** По Дмитриевскому, на основании закрутки трех валов (Испано, RAF, Бенц) 2=-— 1,57 при 4 = 1,24-7-1 и -?-=1-5-1,21. L4r \лг *** Имеется также формула приведения Тимошенко; за недостатком места эта формула здесь не дана. См. „Теория колебаний в инженерном деле". 85 2ж Гер « da = ( sin sin атс --г- / (sin2 a + -г -т» sin2 2а-Ь т- sin а sin 2а) dot. 2т. / V 4 Lz ' L / (165) Принимая во внимание, что sin2 Л = 1—cos 2 А И имеем: sin А - sin В = -- cos (Л — 2 1 /1 cos (A + 5)> ср о у [l - COS 2a -f 4 L2 4 L2 COS 4a -f- так как вообще D E> + --г- cos ( — a) —j~ cos Г COS «at/a = 0, TO Г-ср = _ , ._ 4 L2 \ / ' (166) /X. (О Приравнивая формулы (164) и (166) и сокращая на --у-, получаем: :в.„.д = 4-Ж"(1 +4-Тг)' <167) --1 \ ^ •--• / Из других величин, входящих в формулу (163), величина Укол может быть найдена либо подсчетом, либо непосредственно прокачиванием вала, например на бифилярном подвесе (фиг. 84). При повороте вала вокруг его оси на очень малый угол а нити подвеса отклонятся от вертикали на угол р. Заменяя ввиду малости углов синусы дугами, имеем: = a 2 ' 1 & 2 I ' Восстанавливающая сила будет Р.—. '-' •*-• —^ (168) (169) Фиг. 84. здесь G — вес вала. При этих данных диференциальное уравнение движения можно написать в следующем виде: 2Р-»—-Л'. или, принимая во внимание формулы (168) и (169), имеем: Gab Ъ 86 г. е. (ПО) Период колебаний по формуле (153) будет: Если по секундомеру замерить величину Т, то (171) Уравнение (171) дает значение момента всего коленчатого вала. Для отдельного колена при общем числе колен / и моменте инерции носка JH г __ КОЛ •/к. в — «/н (172) -| т i т о. U__ " Фиг. 85. Приведенная схема'коленчатого вала. Значение момента инерции эквивалентной массы, найденное по уравнению (163), относится к серединам участков приведенного вала, соответствующих каждому отдельному колену. Таким образом после приведения длины и определения эквивалентных масс каждый коленча-,тый вал может быть представлен в виде схемы, показанной на фиг. 85. Момент инерции винта Лин может быть определен также при помощи замера периода колебаний около оси втулки на би-филярном подвесе. Для приблизительного теоретического подсчета величины Увин можно пользоваться следующей формулой: G r8 т ___ *-*ВИНГ ft rrq\ ''ВИН --- ~ , \*« *-*/ „ S где и — вес винта; g — ускорение силы тяжести; г—радиус инерции винта, равный 0,4-г 0,45 от радиуса винта R для деревянных винтов, а для металлических* 0,354-0,4. § 34. ПРИВЕДЕННАЯ СХЕМА ДВИГАТЕЛЯ С РЕДУКТОРОМ И НАГНЕТАТЕЛЕМ В этом случае для исследования колебаний система заменяется прямолинейным непрерывным валом постоянного сечения, эквивалентным в отношении жесткости и моментов инерции, как показано на фиг. 86, а и б. Обе эти схемы являются эквивалентными в том случае, если момент Мк. в, приложенный к коленчатому валу для преодоления инер-I) ции винта Лин и упругости вала редуктора /Ср (фиг. 86, а), 4 р П КзЛ \ т L ____________ I •и Р •*• а Фиг. 86. Приведенная схема вала с редуктором, равен моменту Мк. в, необхо- димому для преодоления инер- ционных сил приведенной массы винта Уэ. вин и упругости заменяющего участка вала /Сэ. в (фиг. 86, б). * Доллежаль, Редукторы авиационных двигателей. С в эн (Swan) в книге Handbook of aeronautics, приводит следующие данные для деревянных винтов: ^вин = 0,002Ш5--- ~ 0,0026D5 кгм • сек*; дуралюминовых 7ВИН = 0,028D4'4 кгм-сек*; стальных пустотелых «/вин= 0,013?>4'4 кгм • сек*. Здесь D — диаметр винта в м. 87 Если обозначить через аир углы поворота коленчатого вала и вала О редуктора, причем •— = I, то для схемы, показанной на фиг. 86, а, имеем момент от сил инерции на валу редуктора м _ / 8" — / /а" • lYLj - «'ВИН Р - -/ВИН-'а ) то же на коленчатом валу Жк.в = Шу=УвиН/аа*. (174) Для схемы, показанной на фиг. 86,6, имеем: *.. (175) Следовательно, -'э, вин == -* вин-^ • , \*' W То же для ведомой шестерни редуктора /ьА (177) . ш Аналогично, если АГР — коэфициент жесткости вала редуктора, то момент, необходимый для закрутки его на угол р (фиг. 86, а), Следовательно, Мк. в = Шв = /CPi2a. (178) С другой стороны, в схеме, показанной на фиг. 86, б, /Се. в*. (179) . в Следовательно, Кэ. в = /СР*а. (180) Эти же результаты можно было бы получить из условия равенства кинетической энергии действительной и заменяющей массы или потенциальной энергии действительного и заменяющего участка. В самом деле, если р' и а' — угловые скорости, то . в*'2 (181) Л. в = *2Л. (177) Если . в то Аэ. в — --2-лр. (180) Аналогично формуле (182) можно найти жесткость эквивалентного участка в случае применения пружинной муфты в ведомой шестерне редуктора. Если п—число пружин, /dp — коэфициент упругости каждой из них (в кг/см), т.е. сила, деформирующая пружину на 1см, X — сжатие одной пружины, соответствующее углу р поворота ступицы относительно обода шестерни и г—расстояние оси пружин от оси вала редуктора, то из условия равенства потенциальной энергии (при условии посадки пружин без предварительной затяжки) имеем: V П 2 = 2~~'.. а так как Х^рг, то Рг*. J (183) 88 Необходимо добавить, что жесткость заменяющего участка в действительности оказывается ниже величин, подсчитанных по формуле (180) или (183) вследствие упругости зубьев, обода и ступицы шестерен, ..-..•, ,.' Таким образом уравнение (180) должно иметь следующий вид: При наличии планетарного редуктора заменяющая схема определяется аналогично вышеизложенному, причем более удобным оказывается способ., соответствующий уравнениям (181) и (182). Аналогично формуле (181) можно также написать (фиг. 87) откуда . л -j- (185> (186) где Jn—момент инерции планетарной шестерни относительно ее геометрической п —число шестерен; Jp — момент инерции всего комплекта планетарных шестерен с их осями и опорами относительно оси вращения винта; / —передаточное число редуктора; i1== I1—передаточное число от ведущей шестерни с числом зубьев z2 и планетарной 22 с числом зубьев г^ Р — угол поворота планетарной шестерни, соответствующей повороту коленчатого* вала на угол о. Определение /G. в производится по формуле (184). Для величины \ в данном случае опытов не имеется, но, повидимому,. ?^0,5 за счет деформации в зубьях и на осях планетарных шестерен. ~L Jp к 1 Jk.6 Фиг. 87. Приведенная схема вала с планетарным редуктором. Приведение частей привода нагнетателя выполняется аналогично вышеизложенному. Найдя величины жесткости эквивалентных участков, можно определить их длину по формуле: (187) t-Э. В К, э. в здесь /о — момент инерции сечения эквивалентного вала. Для выполненных двигателей средней и большой мощности величина /э. в. имеет следующие значения: вал редуктора с пружинной шестерней 4.в^ ^ 2 -г- 1/к. в; привод к нагнетателю 4. в ^ 10 — 70/к, в (4. в — полная приведенная длина вала). § 35. СВОБОДНЫЕ КОЛЕБАНИЯ ВАЛА С ДВУМЯ МАССАМИ Случай свободных колебаний вала с двумя массами соответствует простому звездообразному двигателю без редуктора (фиг. 88). * Для шестерен без пружинной муфты (типа Ролльс-Ройс) по данным Свэна (Hand book of aeronautics) ? = 0,58. Для того чтобы эта система пришла в колебательное движение, необходимо первоначально повернуть в разные стороны обе массы. После того как система будет предоставлена самой себе, обе массы придут в состояние колебания кручения, все время вращаясь в разные стороны друг относительно друга, т. е. с одинаковым периодом колебаний. Таким образом на валу имеется сечение ЛЛ, которое при колебании системы остается неподвижным. Это сечение называется узлом колебаний и положение его может •быть найдено, если представить, что мы имеем две колеблющихся массы с моментами инерции Jl и /2, длинами вала /х и /2, но д с одинаковым периодом колебаний. Тогда на основании уравнения (153) получим: L, А Фиг. 88. Двухмассо-вая система. (188) Для случая вала постоянного сечения величины коэфициентов упругости /d и /С2 могут быть представлены в следующем виде: :здесь /С0— коэфициент упругости всего вала длиной L. Тогда уравнение (188) примет следующий вид: i (189) •откуда А V Таким образом решение задачи на свободные колебания вала простого звездообразного двигателя сводится к следующим этапам: .1) определение приведенной длины и эквивалентных масс, 2) определение положения узла колебаний по формуле (188), 3) непосредственное решение по формулам (152) — (155). Решение этой же задачи может быть уделано методом, изложенным ниже. Намечаем среднее положение дисков; углы отклонения каждого из них ют положения равновесия обозначаем через уг и <ьа. В общем случае эти углы нужно расположить в положительном направлении отсчета углов {фиг. 89). Тогда получим уравнения движения для каждой из масс в следующем виде: (190) + Ко (?i — <р2) = О, —/Со Of 1 — <р2) = 0. Различные знаки восстанавливаю- ^[^ 1г Фиг. 89. щего момента объясняются тем, что массы J± и /2 вращаются силами упругости в обратных направлениях. Решение системы уравнений (190) ищем в форме 4/2 = Й2 cos (pt + р (191) Из предыдущих объяснений видно, что для обоих решений частота и начальная фаза колебаний должны быть одинаковыми, так как массы при колебательном движении проходят положение равновесия одновременно. Подставляя корни из уравнения (191) в уравнение (190), имеем после сокращения на cos (pt + р): - KQ (О-.- 02) = 0. J 1 У1> j В этих двух уравнениях три неизвестных — частота р и амплитуды Ог и 02. Задаваясь одним из неизвестных, например 0-.-= 1, можно определить остальные. Складывая почленно оба уравнения (190'), имеем после сокращения на рг т. е. или, при 02 — 1, &1 = — --• (192') -ч Знак минус показывает, что в отличие от положения, принятого на фиг. 89, массы в действительности отклонены всегда в разные стороны от положения равновесия. Если на оси вала отложить величины 02 --= 1 и найденное значение ^ (фиг. 89), то из подобия треугольников и на основании (192') легко притти к уравнению (189) --^ == А. = А. (189) Подставляя значение ^ в одно из уравнений (190'), имеем: р2^#оЛ±_^ (193) Отсюда на основании уравнения (141) ?-AV. (194) заменяя величину /2 или Л на основании уравнения (189), легко показать, что уравнение (194) тождественно с уравнением (188). Так как в звездообразных авиационных двигателях момент инерции винта значительно больше момента инерции приведенных к кривошипу масс (Л =60 — 120 кг-см-сек2-, J0 — 10 -ч- 12 кг-см-сек2), то узел колебаний лежит очень близко к винту, амплитуда которого значительно меньше амплитуды приведенных масс. Поэтому в некоторых источниках рекомендуется считать вал звездообразного двигателя как одномассовую систему, полагая приблизительно 4=/-. § 36. СВОБОДНЫЕ КОЛЕБАНИЯ ВАЛА С ТРЕМЯ МАССАМИ Пусть массы с моментами инерции У-., /2> Л находятся в колебательном движении, причем в данный момент они отклонены от среднего положения соответственно на углы , лол')^ ИМеем: 'J' = — ^iP2cos (p^ + р); ; (196) Ч' ' Фиг. 90. Трехмассовая система. ^з— Подставляя значения ср и у" из уравнений (196')'и (196) в уравнения (195) и сокращая на cos (pt + р), имеем: = 0 ; (а) (Ь) (с) (197) Для того чтобы найти период колебаний, надо исключить из уравнений (197) величины &-_, &2 и 08. Из выражений 197(а) и 197(с) имеем: А = - T^F", (197') Вместо того чтобы подставлять эти значения в уравнение (1977), можно просто сложить уравнения ,(197), (197') и (197"); тогда после сокращения на р2 получим: /А = 0. . (198) Подставляя в это уравнение величины из уравнений (197') и (197"), имеем выражение: ^2"2 ___ Г\ ТГ5——IT — U, -Л ~Г ^2^2 которое после преобразований дает следующее уравнение: = с. (199) 92 Отсюда можно найти величины р — частоты колебания; задаваясь же одной из величин &, можно по уравнениям (197) и (198) найти остальные величины 9- и определить углы отклонения отдельных дисков в данный момент, т.е. определить форму колебаний системы. В данном случае оказывается, что вал имеет одновременно два вида колебаний. К подобной задаче может быть сведен вал двигателя с расположением цилиндров в виде двойной звезды. Задача 10. Найти форму колебаний коленчатого вала двойной звезды. Дано: Ji = 100 кгсмсек2; , , Q 2 Jr^O / ._.— /___ J if?Г* \f f*01St** ' " I Т О Т О »/ О --------- -/ О -------* О ЛС-1х-/№ C/C/V У ' ------ ?>0 нар = 80 **, DRH = 40мм. Dn Приведенная схема вала показана на фиг. 91. Решение. #=33200-- 2100 = 31 100 кг-ж рад ' Отсюда, принимая во внимание, что /х= 0,5 м и /2= 0,25 м, имеем: Т т i / к, \ ; i i *l \ Т i 500мм с ---------------------------- ^_ '50мм Фиг. 91. ,= 0,622-107 кг По формуле (199) 100-3-3 рад 2 = 1,244- 107 кг-см рад ' 4_ /ЮО-3+3-3 100-3+100-3 0;622 - 1,244 - 101-" Р \ 1,244 -107 + 0,622 - 1Q7 После преобразований получим: /?4 — 1,042 • 107/?2 + 0,091 • 1014 = 0. Решая это биквадратное уравнение, находим: /?2+100 +3 + 3 = 0. г>\ = 0,096 • 107; А = 980; = о, 946-107; = 3080. Отрицательные корни отбрасываются, как не имеющие физического смысла,, Отсюда получим периоды 0) (2; т = I --------- —-------—•• CPW ' 980 156 ' Т - -2^ - * и *-»/-\/-^г\ 3080 490 сек. Фиг. 92. Формы колебаний трехмассовой системы. Второй вид колебаний »-.-=-- Первый вид колебаний — 156 колебаний в секунду. Второй вид колебаний—490 колебаний в секунду. Форма колебаний найдется по уравнениям (197') и (197"). II е р в ы и вид колебаний ft _ 0,622J}2 1,244 »2 0.622 100- 0,946 — 0,622 1.244ft, 3 - 0,946 — 1,244 о 3 3-0,096—1,244 = — 0,007 ^2; ==.— 0,78»-. = + 1,3 »а. Эти отклонения могут быть изображены графически, если задаться величиной $2 (например &2 = 1), что сделано на фиг. 92. На схеме (фиг. 92) видно, что система имеет два вида колебательного движения — одноузловое и двухузловое. 93 § 37. СВОБОДНЫЕ КОЛЕБАНИЯ ВАЛА С МНОГИМИ МАССАМИ Пусть на валу (фиг. 93) на расстояниях 1г /2 /3 и т. д. размещены маховые массы; их моменты инерции J± /2 Л и т- Д- Жесткости соответствую щих участков вала /С-., А2, АЗ и т. д. Углы отклонения маховиков от положения равновесия (ось OY) в данный момент ylt Изменяя знаки на обратные, получаем уравнения: s-»!) =0; . —&2)-*i(a2-ai) = 0; (а) (б) (204> Если задаться величиной амплитуды Оь то уравнения (204) представляют собой систему п уравнений с п неизвестными. Из этих неизвестных величина р определяет период колебаний, а 02> &з, ^4 и т- Д.—форму колебаний, т. е. положение всех масс вала при*, заданном положении одной из них. Для нахождения периода колебаний необходимо путем последовательного исключения величин &2, 03 и т.. д. полу ить из системы уравнений (186)* одно уравнение, по которому и определится величина р, Нетрудно убедиться, что при п массах уравнение это будет степени' 2(п—1) относительно/», что дает п— 1 положительных корней. В предыдущем § 36 мы получили биквадратное уравнение при трех массах. Таким образом, определение периода колебаний вала с п массами сводится в конечном итоге к технике решения уравнения степени 2 (я—1). Этого можно избежать, применяя для решения метод Толле. Сущность метода заключается в следующем. На основании уравнений (204) выразим величины амплитуд ^ $з и т.д.. через предыдущие величины Olf &2 и т. д. Тогда по уравнению (204, а) получим: >,.. (205а> По уравнениям (204, б) и (204, а) (205б> По уравнениям (204, в) и (204, б]. и вообще ^п— 1 К, -ь + Л»* -т- УЗ (205в> (205), Взяв какое-либо произвольное значение &ь например Ог= 1, задаемся значением р и последовательно вычисляем значения 02, 43, . . ., Ьп по формулам (205). Для первой оценки величины р можно пользоваться либо данными подобного вала, или приближенными методами, освещенными в § 38. Для проверки правильности решения необходимо воспользоваться соотношением, которое можно получить из системы уравнений (204). Если . 95» сложить почленно все уравнения (204) и сократить на величину /?2, то получим: i=n = 0. . (206) Таким образом, если величина р оценена правильно, то вычисленные значения 02, &3 и т- Д- должны удовлетворять уравнению (206). В противном случае необходимо задаться новым значением р и определить величины $2> $з и т- Д. заново. Если и в этом случае ЕУ$г?0, то наиболее близкое к правильному значение р можно определить интерполяцией или экстраполяцией, которую довольно удобно произвести графически. Для этого по оси абсцисс откладываем значения /?, которыми задавались, а по оси ординат — соответствующие величины LM. Пересечение с осью абсцисс кривой, соединяющей несколько значений 2..Л>,и даст правильное значение р. Задача сильно упрощается для авиационного двигателя, у которого колена одинаковы как по размерам, так и по массам. Тогда, обозначая момент инерции винта через Jn, имеем: (но /__/__/ __ __ 7 __ / • -/1 — -/2 — J3 — • - - — Jn—l — J, IS s IS IS IS IS *\l==f\'2l=:=f\3==: • • • — -\n— 2 == -v> Таким образом уравнения (205) приобретают вид: С\ А •* И ДЛЯ $п — 1 (207а) (2076) (207в) (207) Уравнение для проверки (206) будет иметь вид: •О'••'' '"'> J(^i + &2 + ^зi-f • • '• + ^п—2) -f- Jfin ~ 0. (208) Задача 11. Найти период и форму собственных колебаний коленчатого вала мотора BMW-6Z со степенью сжатия е = 7,3. /;2 1,2 1,2 1,2 '1,2 1,2Нгсмсг!12 i .' * К t| К т К т \ к, t ~Кп-1 _ i 1 i ,1 1 [ 1 г 1 -• 37 i?7 -37- CM Фиг. 94. Дано: Приведенная схема вала * (см. на фиг. 94). Наружный и внутренний диаметр вала соответственно равны 75 и 42 мм. Ре ш ени е. По диаграмме, приведенной на фиг. 81, находим: в 25 500—2400 0,37 рад 3 * Схема заимствована из справочника И. Ш. Неймана, ч. 1. тогда 25 500—2400 0,56 1,2 100 = 4,12.10° рад ' К 6,24-106 J 1,2 /Сл_- 4'!2 • 106 =-- 0,29 . Ю-6, Задаемся числом собственных колебаний лс = 100 сек. *> т. е. период Т — ---г-- сек.; так как рТ = 2я, то /; == 628, А = -4- pz = 0,192 - 10~~6 • 6282 = 0,076; /С = 0,29 « = 0,1 14. — 1 При условии, что ^i = l, вычисления располагаем, как указано в табл. 17. Таблица 17 »i ^2 »» ^4 #5 &е »7 & 1 0,924 0,778 0,573 0,324 0,050 -0,345 А + ».+... -^^ 1 -0,076 1,924 — 0,146 2,702 — 0,205 3,275 - 0,249 3,599 — 0,274 3,649 — 0,405 ^2^ 4,38 Jji^n -27,8 JJ& + J?nJzJ* i [уравнение (208)] -23,42 Задаемся величиной пс = 70; после аналогичных вычислений имеем JS& + J $ = -=4-23,52. Наиболее вероятное решение (пс =85) находим по графику на фиг. 95. Проверяем это решение, пользуясь данными табл. 18. Таблица 18 »i »2 »3 ^4 »5 ^6 07 &' 1 0,945 0,838 0,685 0,494 0,276 -0..076 Z& 1 1,945 2,783 3,468 3,962 4,238 __ Я2уа к-ръ» -0,055 -0,107 — 0,153 - 0,191 -0,218 —0,352 У2ё Jtfin 5,07 —6,09 JZ§ + Jnbn —1,02 В В A—142—7 97 in 30 го ю-o- -w -20 70 80 \30 100 Фиг. 95. Графическое интерполирование. IJt? го W О ~w\ L 24 Q 250260 Фиг. 96. Графическое интерполирование. лс = 5050 мин Пс= 1'5000 мин Фиг. 97. Форма свободных колебаний системы, показанной на фиг. 94. К \OJ5OJ5OJ5OJ50,15 0,346 \*Ю7 ^ Фиг. 98. Форма двух видов свободных колебаний коленчатого вала с редуктором. 98 и пс =245сек. Найдем другой вид колебаний, задаваясь величиной пс =255 сек. На основании аналогичных вычислений строим график, показанный на фиг. 96, и про веряем найденное значение пс = 250 сек.""1» пользуясь данными табл. 19. Таблица 19 *i #2 *»з *4 «* &* *7 * 1 0,528 -0,193 —0,823 -1,065 —0,804 0,015 SU — Л2# 1 -0,472 1,528 -0,721 1,35 -0,630 0,512 — 05242 -0553 0,261 -1,357 0,820 JZb -1,63 •/А 1,28 Л.Н-./А -0335 После проверки получаем, что п = 250 сек. —I. пс = 15000 мин." Найденные таким образом формы свободных колебаний представлены графически на фиг. 97. Результаты аналогичного просчета для двигателя с редуктором представлены на фиг. 98, заимствованной из книги Свэн, Handbook of Aeronautics. Из результатов расчета видно, что число собственных колебании уже в двухузловом движении оказывается весьма высоким. Так как для надежности двигателя решающим являются колебания с низкой частотой, то обычно дальше 2-го вида колебаний определения не производят. Вообще же число форм колебания равно числу положительных корней, т. е. п—1; форма с наибольшей частотой имеет число узлов также п—1. § 38. УПРОЩЕННЫЕ МЕТОДЫ ОПРЕДЕЛЕНИЯ ПЕРИОДА СОБСТВЕННЫХ КОЛЕБАНИЙ Один из наиболее простых методов определения периода собственных колебаний заключается в снижении числа масс в расчетной системе условным объединением нескольких масс действительной схемы в одну (фиг. 99). Такая замена отражается прежде всего на числе видов колебаний, получаемых подсчетом. Если в схеме (фиг. 99, а) имеется б видов колебаний (с 1, 2, 3 и т. д. узлами), то в схеме, показанной на фиг. 99, #, их только 3, в схеме на фиг. 90, б — 2 и, наконец, в схемах 99, г и 99, д всего один вид колебаний. Однако, поскольку обычно больше двух видов колебаний не вычисляется, эта погрешность может остаться без исправления. Вместе с тем меняются и значения частот, что показано на фиг. 99 по вычислениям инж. Шор. Имеются также готовые формулы и номограммы, позволяющие вести просчет периода и даже формы собственных колебаний в некоторых частных случаях коленчатых валов. Все они составляются обычно в предположении, что /! = Л = • • - = Л-i — J и ^i — 4 = • •. = 4—2, равно как и соответственные значения К. Инж. Дмитриевский приводит следующую формулу для 1-го вида колебаний (с одним узлом)*: Дмитриевский, Известия ВН.О ВВА № 1, 1923. о о Фиг. 99. Формы свободных колебаний заменяющих систем. /7 2,00-i /,7.7- 1.10-i 0.70^- E. -0,730 •0,750 j-0/270 •0,760 '•-0,770 n- /77: WA =1/4- f/1 k « К » с /С > 4 1 > 1 > < 1 1 1 i 1 i ' ° i =/77 1-0,0/0 \-0,01В 10,0/4 \ 0,016 \-0,0/8 f 0,020 1-0,022 10,024 '^0,026 IT 0,028 \-0,030 Фиг. 100. Номограмма для определения периода собственных колебаний шестиколенного вала. лс =9,55-1/ J 1+Д"? . Г * 'я i Г * -^-+6 значения коэфициентов а я b приведены в табл. 20. Таблица 20 1п-1 /7 ь . - 3 массы, не считая винта (У) < 1,666 > 1,666 2,77 2,95 2,28 2,0 4 массы „ < 1,766 > 1,766 3,706 3,866 4,564 4,268 6 -масс , , <2 >2 5225 5,525 12,05 11,45 i Серенсен и Тетельбаум, * приводят номограмму для определения числа собственных колебаний. Номограмма (фиг. 100) составлена для шестико-ленного вала безредукторного двигателя. Здесь по заданным конструктивным соотношениям I ' Л и по круговой частоте условно изолированной массы с моментом инерции J и длиной вала / находятся круговые частоты одноузлового и двухузлового колебаний всей системы. Задача 12. Определить период собственных колебаний вала, данные по которому приведены в задаче 11, пользуясь номограммой, показанной на фиг. 100. Решение **.. со Соединяя прямой линией значения пит, получаем для 1-го вида колебаний — =0,233 и для 2-го вида -—=0,671. Отсюда <°А о>, = 0,233-2280 = 533 сек."1, юп = 0,671-2280 = 1530 сек."1 * Серенсен и Тетельбаум, Статья в ТВФ № 5, 1934. ** Аналогичные, но более полные номограммы, позволяющие вычислять не только период, но и амплитуды колебаний, составлены для 5 и 7 массовой системы инж. С т р у-ковским и опубликованы в трудах ЬАММ за 1936г., а также в книге К л и м е н ко и С тру к о в с к и и, Проектирование автотракторных двигателей, 1937. За ограниченностью места эти номограммы не приводятся. 101 и, следовательно, __ п. = 0 = 5080 мин. , С1 2я 6Qa) rr = 1470° мин Общий недостаток этих методов — малая универсальность, так как упрощенные формулы и номограммы составляются обычно для какой-нибудь заданной схемы. § 39. ВЫНУЖДЕННЫЕ КОЛЕБАНИЯ БЕЗ ЗАТУХАНИЯ И ПРИМЕНЕНИЕ АМОРТИЗАТОРОВ Пусть на систему, показанную ранее на фиг. 78, действует периодическая сила -}- F (фиг. 101). Если принять направление этой силы за положительное, то по правилу Далямбера Ъ. (209) Пусть F=QcosQt, где Q — амплитуда силы; '• , 2гс Q — частота, соответствующая периоду / == --—. Тогда уравнение (209) можно представить следующим образом: Мл" +Kx = Q cos Qt, (209a) Для решения уравнения (209а) найдем сначала частное решение в форме (211) Для нахождения значения величины В, при котором уравнение (211) будет частным решением уравнения (209а), сделаем подстановку этого значения л; в уравнение (209а). Так как х? = — BQ*cosQt, (211) то — /5Q2 cos Ш -f pB cos Ш = q cos Qt; откуда В== -JT- TQT- „ (212) Эта величина В является амплитудой колебательного движения, совершающегося с частотой возмущающей силы, т. е. является амплитудой вынужденныхколебаний. Полное решение уравнения (209а) найдется в виде суммы отклонений при свободных и вынужденных колебаниях: (213) где А, р и р представляют собой амплитуду, частоту и начальную фазу собственных свободных колебаний системы, 102 Полную величину перемещений х можно найти, лишь зная величины А и В из начальных условий и определив частоту по конструктивным данным. В качестве примера разберем случай, когда при t0 = О, 'X0 = Q и XQ= 0. В этом случае х'0 — Ар cos ? = О, т. е. Р--Т' т. е. А = — q Таким образом *= р*-& (со* Q*--cosр/). Помня, что cos А — cos В = — 2 sin —к— • sin 2 2 '. получаем: Рассматривая величину O/Y ЭТ ___ О (215) как переменную по времени амплитуду суммарного колебательного движения, получим, что J3-™ = 2 — о ^0 т. е. вдвое больше амплитуды вынужденного колебания (для XXI d.X /Э ти О 2 * данного частного случая). Обращаясь к рассмотрению решения (211), мы видим, что при p^Q, т. е. при близких частотах собственных и вынужденных колебаний, амплитуда вынужденных колебаний В стремится к бесконечности независимо от величины силы q. Это явление называется резонансом. Вместе с величиной В стремится к бесконечности и суммарная амплитуда, а так как напряжения пропорциональны деформациям, то при резонансе возможны поломки механизма, хотя бы величина силы при статическом действии ее была далеко не достаточна для разрушения. Для нахождения амплитуды вынужденных колебаний при различных соотношениях между частотами р и Q удобно представить уравнение (212) в следующем виде: я В = -^. (216) Из уравнения (210) можно видеть, что величина -— является деформацией при статическом действии силы q (когда л" = 0). Обозначая хст=-^-, получим: В= -^-. (216') 1 Pz Коэфициент t\ = -—QZ-, показывающий, во сколько раз амплитуда при '-Т-г вынужденном колебании больше или меньше перемещения при статической нагрузке, называется к о э ф и ц и ентом нарастания колебаний*. * Это определение принадлежит проф. Тимошенко. 103 Q При S =p, t] = oo (абсолютные значения величины t\ при различных соотношениях фиг. 102). даны в нижеследующей табл. 21 и на диаграмме Таблица 21 Значения козфициента нарастания колебаний Q Q Q Т] — — 'Ч У] Р р Р 0 1 0,95 10,26 1,6 — 0,64 0,2 1,04 1 со 0,4 1,19 1,05 -9,76 ! 1,8 — 0,45 0,6 1,56 1Д -4,76 J 2 - 0,33 0,8 2,78 1,4 — 1,04 ! 10 — 0,01 0,9 5,26 00 0 Для удобства вычислений значение f\ можно представить в следующем виде: или ri = — 1/т хТ, (217) 1 — где пв и Тв —число и период колебаний возмущающей силы, пс и Тс —то же собственных колебаний. Все выводы, приведенные в настоящем параграфе, могут быть целиком применены к случаю крутильных колебаний. Для этого необходимо лишь в уравнениях (210) заменить величины х, х', х" через у, у' и ср* и полагать, что ,2 __ и q -= Фиг. 102. Зависимость коэфициента нарастания колебаний от частоты. причем величина К будет иметь раз- кгм г\ мерность-------0-, а величина Q—кгм. Из рассмотрения данных табл. 21 видно, что по мере увеличения частоты вынужденных колебаний по сравнению с частотой собственных колебаний пружины деформации ее уменьшаются. А так как сила пружины пропорциональна деформации, то колебания нагрузки на опору, в которой закреплен конец пружины, также уменьшаются, опора оказывается нагруженной более равномерно. На этом основано применение пружин в роли амортизатора при передаче периодически меняющегося усилия или момента. Задача 13. Сравнить нагрузку рамы при установке двигателя непосредственно на ней и при установке на пружинящих кольцах. Дано: Двигатель четырехцилиндровый рядный, вес G — 150 кг; ход поршня 5=120 мм; число оборотов коленчатого вала п — 2400 об/мин; вес поступательно-движущихся частей Gn=3 кг; отношение R : L — 1:3,5; коэфициент упругости всех колец К = 300 кг/мм; рама принимается абсолютно жесткой. 104 Решение. Рама нагружена суммарной силой от инерции поступательно движущихся частей Р<2> = 4ЛГпЯш2 ~ cos 2а -= 4 д-|-- |— ~ cos 2а ^ 1 300 cos 2а ^ 1300 cos Q*- Амплитуда силы Р^ = 1300 кг- период Т = -^- сек.: (сила инерции 2-го порядка);- Q -= 2^-~500сек."~1. Предельные усилия, передающиеся на раму без упругих колец, Р/ = ± 1300 кг. При постановке упругих колец с заданной характеристикой система может быть-уподоблена схеме, показанной на фиг. 101. Частота свободного колебательного движения этой системы, согласно уравнению (147);„ 1//С 1/300000 К ж^к-Тб—= —1 сек. Пользуясь диаграммой, показанной на фиг. 102, найдем значение ч\ О. 500 окк Л< при — = = 3,55 т; = 0,1. Тогда, пользуясь уравнением (216), определяем деформацию колец 1300 В = у]* -= т) .-- = 0,1 - = 0,43 мм. 300 Этой наибольшей деформации соответствует наибольшее усилие Ртах ^ 300 . 0,43 ^ 130 кг. Таким образом нагрузка рамы от инерционных сил уменьшилась с величины 1300 cos 5001 до значения 130 cos 500/ Вместе с тем двигатель совершает колебательное движение на раме с амплитудой 0,43 мм. Из той же табл. 21 для t\ нетрудно убедиться, что амплитуда колебания в данном случае может быть уменьшена постановкой более мягких амортизационных колец (причем одновременно будет уменьшаться нагрузка на раму). Изменения усилия HI раму при разных значениях К. можно проследить непосредственно по диаграмме (фиг. 102) и табл. 21, так как р(2) Р-пят == -vD — К.1\Х = Кч\ —Т?— max ст Л Задача 14. Сравнить нагрузку на зубья шестерни редуктора с передаточным числом /== 0,6 в случаях пружинной и жесткой передач на винт для семицилиндрового звездообразного двигателя. .Дано: Мощность двигателя 120 л. с.\ п = 2900 об/мин (о> -к 300 сек.""1). Решение. Средний момент на коленчатом валу 716-120 х------' ==: »SU Для семицилиндрового звездообразного двигателя Для простоты решения примем, что действующий момент имеет вид: М = Мср + 0,40Мср cos Ш. Так как двигатель семицилиндровый, то, обозначая угол поворота коленчатого вала; через а, получим: М = 30 -f 12 cos -^-а = 30 -f 12 cos -^- «о/ = 30 + 12 cos 1050/ кгм. -- ' Значение cos -х- а взято потому, что период кривой момента соответствует повороту -* 7 коленчатого вала на ат — 2к : ~. -2 ' 105 При заданном передаточном числе / = 0,6 момент на большой шестерне составит: М М0 = ~s- = 50 + 20 cos 1050/ кгм- При абсолютно жестких шестернях нагрузка на зубья колеблется в пределах: = 70 кгм; Мт-ш = 30 кгм при Мср = 50 кгм. Примем для редуктора конструктивные данные, показанные на фиг. 103. Массы колена, вращательных частей и приведенные массы поступательно-движущихся частей относим к малой шестерне, т. е. считаем вал абсолютно жестким. Упругость вала и самой шестерни редуктора в расчет не принимаем и считаем, что деформации подвержены лишь пружины. Коэфициент упругости одной пружины считаем К = = 50 кг/мм; предварительную затяжку пружины принимаем равной 100 кг, т. е. меньше -число пружин .2-5 усилия 120 кг, соответствующего Mmin при радиусе RQ — = 50 мм. При перечисленных данных пружина должна быть сжата на 2 мм. при монтаже. Если бы нагрузка вала моментами Мср, -Vfmin и Мгаах производилась в статических условиях, то этим нагрузкам соответствовали бы деформации пружины Дср = 4 мм, Дт1п = мм, т. е. деформация равна 1,6 мм от средней величины при нагрузке Afcp. Коэфициент упругости при закрутке шестерни может быть определен по деформации пружин М MR0 5000.50 Фиг. 103. = 2,4лш и Дтах = if__ __ = 6,25 • 10* кгсм/рад. ср Приведем момент инерции коленчатого вала к валу редуктора ,- 3 2 Л = J т^г = TTSX- = 8,35 кгсм • сек2. Отсюда для свободных крутильных колебаний J 8,35 Из данных табл. 21 и фиг. 102 при -— = 1050 = 12 = 87 сек/ = -0,01; Р 87 т. е., учитывая соотношения уравнения (218), имеем: М = 30 + т) 12 cos 1050* == 30 — 0,01 • 12 cos 1050f, -г. е. Afmax = 30,1 кгм, Мmitl = 29,9 кгм. Необходимо отметить, что этот результат не получится, если предварительная затяжка будет увеличена сверх наибольшего значения нагрузки при Мтах. В этом случае при колебании момента будет изменяться лишь давление концов пружины на упорные поверхности / выступов вала и шестерни (фиг. 103), но вся шестерня будет вести себя как жесткая, без пружинной муфты. § 40. ДИНАМИЧЕСКИЕ ДЕМПФЕРЫ Пусть на систему, состоящую из вала с коэфициентом упругости К т маховика с моментом инерции 7, действует момент (фиг. 104) М = Q COS Qt. 106 Б этом случае на основании уравнения (214) амплитуда вынужденных колебаний /5 = 1СТ _ К 1 — Q2 1 — /С Если к большому маховику присоединить на валике с коэфициентом упругости K! массу, то можно так подобрать ее момент инерции Jlt что амплитуда вынужденных колебаний может быть уменьшена до нуля. Эта добавочная система называется динамическим демпфером. Как видно на фиг. 104, уравнения движения в этом случае по аналогии с уравнениями (209) и (195) будут: ( ) = cos = 0. Решения этих уравнений ищем в виде <р • = 0 cos 9t\ нию амплитуды колебания. Такая картина работы возможна лишь тогда, если период качания маятника около точки В точно совпадает с периодом колебаний стержня L. Если же, например,»период качания маятника будет вдвое больше периода колебания стержня, то масса М в начальный момент будет лежать на оси ОА, а через одно колебание займет положение, показанное на фиг. 106 справа, и, следовательно, будет увеличивать амплитуду качания. На основании этой физической картины движения можно найти необходимую длину маятника. А , М/ Фиг. 105. Схема работы маятникового демпфера. / Пусть при отклоне- | нии стержня L от рав- | новесного положения • на очень малый угол <р | маятник с плечом р отклонится от оси ОВ на угол а (фиг. 107). Ввиду малости этих углов их sin в дальнейшем заменяем дугами, a cos приравниваем единице. Тогда О Фиг. 106. Фиг. 107. , *' ', L L -f p а-='?-+-о==со-4-ф — = ф ------— • | , I т т (225) Полагая, что масса М сосредоточена в одной точке, уравнение движения маятника можно составить, вводя момент инерции его массы /Ир2 а" + Рц DB = 0. Определяя величину а" из. уравнения (225), также учитывая значения DB и Рц, показанные на фиг. 107, получим: р CD откуда после сокращений можно написать: . '+ — о>2ср = 0. Период этого движения [см. уравнения (151) и (153)] т - 2 1 - (226) (227) 108 В коленчатом валу двигателя М-25-В роль стержня L играет щека противовеса, роль маятника — задний противовес. Как было сказано выше, период качания маятника должен быть равен периоду возмущающей силы. Если принять его равным промежутку времени между вспышками Тв, то при числе цилиндров i, угловой скорости вала «> в четырехтактном двигателе (весь процесс за два оборота — '4 7.=--. . (228) Тогда, сравнивая уравнения (227) и (228), после сокращений получим: - <229> В частности, в девятицилиндровом двигателе Р~~2(Г^' что при L — 150 мм дает р = 7,5 мм. Достоинство демпфера этого типа заключается в том, что его действие от режима работы двигателя не зависит, как это видно из уравнения (229). Это объясняется тем, что период качаний демпфера изменяется по времени обратно пропорционально числу оборотов вала двигателя так же, как и период возмущающей силы [см. уравнения (227) и (228)]. Однако не следует думать, что демпфером такого типа можно полностью уничтожить колебания коленчатого вала, так как им гасятся колебания лишь одной определенной частоты, по формуле (228) — частоты / колебаний за два оборота вала. При изменении этой частоты на другую, например k колебаний или периодов за два оборота вала, величина радиуса р должна быть изменена согласно уравнению, аналогичному уравнению (229) - <229/> Далее в § 42 и 43 будет показано, что момент, действующий на коленчатый вал, может быть представлен в виде суммы гармонических моментов различного порядка, т. е. меняющихся по закону sin и cos различной частотой — 1, 2, 3, . . ., & периодов за два оборота вала. Таким образом для полного устранения вынужденных колебаний было бы необходимо присоединить к колену несколько маятников с различной длиной плеча р, удовлетворяющей уравнению (229') при разных значениях k = 1, 2, 3. . . и т. д. В звездообразных двигателях, как это показано далее, моменты различных порядков, действующие на одно колено вала, могут взаимно уничтожаться; остающийся момент имеет порядок i периодов за два оборота вала, вследствие чего в двигателях М-25 и Райт Ст-100 подбор величины р сделан по уравнению (229). Конструктивно подвеска противовеса на одной точке не всегда может дать положительный результат. Вследствие значительных размеров противовеса, заданного условиями уравновешенности, и большой величины его момента инерции, период качаний его получается значительно больше периода возмущающей силы независимо от расстояния ц. т. от точки привеса. В самом деле, рассматривая противовес как физический маятник с массой -Мпр, приведенной длиной р0 и расстоянием а от точки привеса А до центра тяжести (фиг. 108), на основании известных из механики соотношений имеем: 109 Здесь JA и Уц. т — моменты инерции физического маятника относительно оси привеса и центра тяжести. Из уравнения (230) видно, что как увеличение расстояния от оси привеса до центра тяжести, так и очень сильное уменьшение ведут к возрастанию ро, а следовательно, и периода качаний. Для нахождения минимального значения р0, возможного для противовеса с данным моментом инерции Уц. т, приравняем нулю производную по а (231) отсюда p0min будет при Центр Ьачани Подставляя это выражение в уравнение (230), получим: Л Фиг. 108. • Omin - (232) В частности, для двигателя М-25, у которого задний противовес имеет вес G = 6,8 кг и величину -/ц.т~ 0,6 кг см сек*, Ро min ~2 V 0,6 0,007 == 185 мм и, следовательно, приблизительно в 5 раз больший период колебаний, чем нужно для того, чтобы удовлетворить уравнению (228). Для получения р = 7,5 мм подвеска противовеса выполнена на двух роликах по схеме, показанной на фиг. 109. В этом случае при обкатывании противовеса по роликам любая точка его массой ДМ совершает круговое движе- . 1ЛЛ „ к ' . ние радиусом р ==2г — d. Ш биФиляРного подвеса демпфера. Таким образом момент инерции противовеса в этом случае можно рассматривать как сумму моментов инерции бесконечно большого числа математических маятников длиной р J Здесь величина р может быть получена любая. Конструктивно это достигается подбором диаметра ролика d и радиусов отверстий. Эффективность действия демпфера зависит от его массы, в чем можно убедиться из рассмотрения схемы фиг. 110. Коленчатый вал представим в виде маховика с моментом инериии J и прямого вала с коэфи-циентом упругости К- Тогда, принимая, что маховик отклонился во время колебаний на угол <р равновесного радиуса, получим два восстанавли-Фиг. ПО. вающих момента: от сил упругости вала йот силы Т, полученной разложением лярное. ПО. на направление радиуса ОА и перпендику- Так как при малых углах колебаний <р ~ sin * Данные Штиглица и Адрианов а. Таким образом уравнение движения маховика будет иметь следующий шид: Ч" + 2яср' +/72<р == Ц cos (Qt + С), (236) где „о К _ Q __ г>„ ^ Как показывается в теории диференциальных уравнений, решение этого уравнения при небольшой величине сил трения имеет следующий вид: <р = Ae~nt sin (/р2 -л2 ? + р) ф J3 cos (Qt + С ~ в). (237) Первое слагаемое этого уравнения дает свободные колебания, второе слагаемое — вынужденные. Входящие в это уравнение величины Ли В являются амплитудами свободных и вынужденных колебаний; р — постоянная интегрирования, зависящая от начальных условий; е — сдвиг фазы; -? — основание Неперовых логарифмов. Для В и г дается следующая зависимость: ; (238) - <239> В самом деле, если искать частное решение уравнения (236) в виде ? = В cos (9* -Ь С - а), (240) то — в); (240') — e). (240") Умножая почленно уравнение (240) на /?2, (240') — на 2п, складываем шочленно^и, принимая во внимание (236), получаем: B(p*—Q*)cos(Qt -Ь С- е) - 2nQBsin(Qt+C—s) = q cos(2? + С). (241) В правой части делаем следующее преобразование: cos (Qt + С) = cos [(Qt + С — в) + е] = = COS (Ш -\- С — е) COSs — Sin (О, +С— г) Sine, откуда имеем: [^ (р2 — Q2) — g cos е] cos (Qt + С — - в) — — «)=0. (242 Для того чтобы при любых значениях t уравнение (242) было удовлетворено, нужно, чтобы = i? sin е. j Отсюда легко получить уравнения (238) и (239). Если рассматривать движение маховика без трения, то в уравнениях (235) — (240) это будет соответствовать ?=0; п = 0. Тогда уравнения '(237) и (238) принимают уже известный ранее вид Рассматривая уравнения (212), (213), (237) и (238), можно сделать сле дующие заключения: '412 1) наличие трения увеличивает период собственных колебаний, для которого имеем из уравнения (237) т 21С . 1 =— , 2) при наличии трения величина амплитуды собственных колебаний уменьшается со временем пропорционально множителю е~". Это дает основание не принимать во внимание собственных колебаний, если имеются достаточные заглушающие силы; 3) период вынужденных колебаний не зависит от заглушающих сил. Вместе с тем наибольшее отклонение при вынужденных колебаниях не совпадает по времени с наибольшим значением возмущающего момента, отставая от него на время, соответствующее величине е. Действительно, второе слагаемое в уравнении (237) достигает величины В при Qt+C — e-=0, когда возмущающая сила имеет величину Q cose, т.е. после достижения максимального значения возмущающего момента через I1 ' сек.; О 0,5 4) амплитуда вынужденных колебаний сильно зависит от заглушающих сил, в особенности вблизи резонанса (когда р -5т Q). Вынося из-под знака радикала величину р2, уравнение (238) можно представить в следующем виде: ч Фиг. 112. Коэфициент нарастания колебаний с заглушением. D __ _ г ~7v ст> где V( V- ( 2/г \2 у2 (244) (244') Значения этого коэфициента даны на фиг. 112 при различных соотношениях между коэфициентом затухания 2/г и частотой собственных свободных колебаний р без затухания. Задача 15 Найти амплитуду вынужденных колебаний коленчатого вала звездообразного д е в я т и ц и л и н д р о в о г о двигателя. Дано: * ' Мощность двигателя 700 л. с. при п = 1900 об/мин; коленчатый вал приведен к теоретической схеме прямого вала с коэфициентом упругости /С=7- 10е кгсм!рад и диска с моментом инерции J = 20 кгсм-сек*', коэфициент затухания принят ? = 15б кгсмсёк. В В А—142—8. '113 Решение Определяем Q, 2п и р [уравнение (236)]. п " t7 Принимая, что период момента соответствует повороту коленчатого вала на - имеем [см. уравнение (228)]: Т = — = 4тс /«о 9 - 200 ' откуда Q = -у-- = 900 сек"1. Принимаем в первом приближении, что суммарный момент на коленчатом валу М = Af cp + 0,2Мср cos Qt = 264 + 53 cos 900. . Таким образом момент, вызывающий колебательное движение, Л-в == 53 cos 900* лггл* = 5300 cos 900* кгсм, откуда О 5300 • q = Т = -20~ = 265 Пользуясь далее уравнением (236), находим: 5 150 ' _ _ 20 ' ' 20 Тогда _ р " 590 " ) ' /7 - 590 По фиг. 112 находим -1 = 0,7, по формуле (244) В = 0,7 -- == 0,7 • 0,75 • 10~ -= 0,53 - 10^ - 0,03° = 1,8'. Здесь 0,75 -10~~3 — деформация вала при статической нагрузке. Задача 16 Найти амплитуду вынужденных колебаний коленчатого вала звездообразного девятицилиндрового двигателя. Дано: Мощность двигателя 590 л. с. при п = 1600 об/мин; ? = 100 кг-см-сек и 6000 кг-см-сек.; остальные данные предыдущей задачи. Решение В этом случае. 2« - 9 • 167 _.. _0^ __ 750 __ " ~ 4^ ~ 75U С6К- ' р " 590 - If48f 100 - _i 2л 5 5 сек. 2Q . . о _ 6°°° _ ОЛА -1 2л _ 300 __ п _ ^"~"20~~ еК> ' ~7"~ 590 "" ' Так как сравнительно с данными задачи 15 величина Ne уменьшена пропорционально п, то момент на валу и статическая деформация имеют такую же суммарную величину и амплитуду, как в задаче 15. Тогда по диаграмме (фиг. 112) имеем: В = 1,5 • 0,75 - Ю-3 = 1J3 .'КГ3 = 0,075° = 3,9'; В = 1,1 • 0,75 • 10~3 = 0,33 • Ю-3 = 0,047° = 2,9'. Из рассмотрения решений задач 15 и 16 видно, что при одинаковой величине возбуждающего момента амплитуда вынужденных колебаний, а следовательно, и напряжения, возникающие при этом, меняются с изменением частоты (т. е. числа оборотов) и с введением заглушающего сопротивления. Таким образом для борьбы с вредным влиянием колебаний можно „гасить" колебания фрикционным демпфером. Прототипом таких конст- 114 рукций является демпфер Ланчестера (фиг. 113). Масса М вращается на конце коленчатого вала вместе с ним вследствие трения дисков D, стянутых пружинами п. При возникновении колебаний конца вала происходит проскальзывание дисков, и развивающееся при этом трение заглушает колебания. Аналогичное устройство имеется в редукторах двигателей Фиат (фиг. 114). Здесь момент передается с коленчатого вала на малую (ведущую) шестерню редуктора А через муфту Мг, сидящую на шлицах носка вала, пружины я, Фиг. 113. Схема демпфера Ланчестера. Фиг. 114. Схема демпфирующего устройства в редукторе Фиат. заложенные между выступами Ьг и Ь2 и внутреннюю муфту Af2, которая сцеплена с шестерней А торцевыми зубьями. Муфты Мг и Afa сцепляются между собой дисками д, трение которых играет роль заглушающего сопротивления. Нажатие дисков осуществляется пружинами пг. В двигателях Юнкерс применяются демпферы жидкостного трения. Здесь на валу винта или на хвостовике коленчатого вала укрепляется диск с лопатками, заключенными в заполненный маслом кожух, который соединен с ведомой шестерней редуктора, или сидит свободно на хвостовике вала. Для отвода тепла, выделяющегося при трении, через кожух осуществляется циркуляция масла. § 42. ГАРМОНИЧЕСКИЙ АНАЛИЗ При решении задач 15 и 16 мы предполагали, что возмущающий момент изменяется во времени по закону cos. Полученные при этом выводы и приемы решения остаются в силе и в том случае, когда возмущающий момент изменяется по какому-либо другому произвольному периодическому закону. В этом случае достаточно заданный периодический закон изменения возмущающего момента или силы представить в виде тригонометрического ряда Фурье f(x) = cos л: • •• +Bksinkx+ ... + В- sin (245) или сокращенно cos to sin to. Такое разложение заданной функции в ряд [см. уравнение (245)] носит название гармонического анализа. 115 Для определения значений Ak и Bk в том случае, когда период функции равен 2тс, умножим сначала обе части уравнения (245'j на cos mx (где т — произвольное целое число) и интегрируем обе части в пределах от 0 до 2тс или от — те до -{- тс (обычно принято последнее). Тогда •:•..• Г f(x)cosmx-dx — j A0cosmx-dx-{- -H.ft-.-iJ J» /» _ V Ak cos kx • cos mx • -I* + / V Bk sin &л; • cos mx • dx. (246) При любых значениях т и k • . . '•• -fie Г cos /гал> eta = О и sin Г /?й sin &л: • cos mx • dx — к + U 1 Г • dx, -f -у / -5fesin(^ — m)x-dx = 0. 2 -----1C —1C В то же время при любых значениях k и т за исключением k — m f Ak cos kx • cos ягя . dx = —1C • • . • +TC 4-TC = ~2~ / ^fc cos (^ ~~ w) •* '-^ + ~T" / ^ft cos (& + --*) л • dx — 0; . • . ..• —It ; —1C при k = т +к 4-тс I Ak cos kx • cos kx> dx — -7r- j Таким образом, уравнение (246) при m — k приобретает следующий вид: 4-т: 'RAk, (247') откуда . . . . +* 1 Г Ak— — I coskx-dx. (247) •—1C Аналогично, умножая уравнение (245') на sinmx • dx и интегрируя в пределах ± тс, получаем: +1С Bk=-~ ( f(x)sinkx-dx. (248) '••.-•• ' • ' —-к • . Значения (247) и (248) известны под названием коэфициентов Фурье. В том случае, когда функция задана графически, как, например, кривая крутящего момента на одном колене коленчатого вала, то интегрирование заменяем суммированием конечных разностей. Для этого приравниваем длину отрезка оси абсцисс, соответствующего полному периоду кривой, величине 2тс — 360° независимо от его действительного значения, S,, /. 2тс ... Л равных частей: Дл: == ^-, 116 После этого для каждого значения ;>с вычисляем произведение из соответствующей этой точке ординаты на величину sinkx и coskx, задаваясь последовательно значением К, начиная с /С— 1. Проделав это умножение при одном и том же значении К для всех точек, суммируем результаты, умножаем на Дл; и делим на тс. Таким образом получаем коэфициенты гармоник в следующем виде: Ak = - /(*) cos kx Дл: = --/ W cos bx (247/) i i и 5 5 Bk=^yf(x)smkx&x=^?f(x)smkx. (248') i i Задаваясь значением /С=0, из уравнений (247') и (248') получим: 1 Для того чтобы избежать слишком большого числа членов, можно уравнение (245) упростить, соединяя члены Akcoskx и Bksin kx при одинаковых К по следующим уравнениям: Ak cos kx -f ?ft sin kx = VA\ + Bl sin (kx -f- 8ft) = Q sin (b: + 8Л) (249) Угол 8, т. е. сдвиг фазы этой новой гармоники, найдется из соотношения (250) при этом надо учитывать знаки при Ak и Bk: при -4Л>0 и ЯЛ>0 0°<8А<90°; 900<8ft<180°; (250') при Лй<0 и Bk>0 270° < 8А < 360°. В правильности этих формул можно убедиться подстановкой в левую часть уравнения (249) величины , к к и применением производной пропорции получаемой из уравнения (250) при возвышении его в квадрат и прибавлении единицы к обеим частям равенства. В правильности уравнений (249) и (250) можно убедиться также непосредственно из тригонометрических соотношений, показанных на фиг. 115; здесь по уравнениям (249) и (250) определяется длина отрезка С'С" и угол 8; Чтобы убедиться в справедливости соотношений (250'), надо на фиг. 115 положить угол kx = 0, принять за положительное направление вектора Bk — вправо, Ak — вверх. Отсчет углов 8ft вести при этом от оси абсцисс в одну сторону. Полученные гармоники обозначаются порядковым номером в зависимости от соответствующего значения К. Так, при К= 1, 2, 3 и т. д., 117 гармоники будут называться 1-й, 2-й, 3-й и т. д. или гармониками 1-го, 2-го, 3-го и т. д. порядка. Кроме амплитуд Q, они будут отличаться друг от друга периодами Т: и т. д. Таким образом на протяжении полного периода заданной функции 2-я гармоника пройдет полный цикл изменений два раза, 3-я — три раза, 4-я —четыре раза и т. д. (фиг. 116). В четырехтактном двигателе полный период кривой момента соответствует повороту коленчатого вала на 4т:; при гармоническом анализе кривой момента ее период условно принимается за 2тг, следовательно, 1-я ^оо -гармоника разложения (/С=1)прой- м дет весь цикл изменения своих величин один раз за два оборота коленчатого вала или полраза за один оборот вала, равный 2тт. 2-я гармоника пройдет цикл изменений два раза за два оборота, т. е. один раз за 2я. 3-я гармо- Фиг. 115. ника —три раза за. два оборота, т. е полтора раза за один оборот. Поэтому о иногда можно встретить такие обозначения гармоники, как, например, 1*/2, 2г/2, 3*/2 и т. д. порядков, что соответствует 3, 5, 7 гармоникам разложения кривой момента четырех- __50 тактного двигателя. Для выполнения гармонического анализа наиболее точно, необходимо анализируемую кривую разбить на Л 6 /V 300 м 200 чоо 50 0 50 100 кгм 100 50 0 SO 0 -50 50 0 -so SO 0 -50 90 180 270 360 450 540 БЗО 72 \, - \ п оугл ноле/ у пов ч чате орот 180 BQ У ла __ \ \ \ \ \ ! \ / L 13 < ' 51 > 7 i ^ р /31 4151 6/7/ зюг QZ11 223 ЯП - Со с, '— <---, 1-я гармонш •fa / ^ •^^ ^ / \ ^ -— v S* -NS 2-я zapMOHL /на / \ \ Су / ^ / \ \^ / / \ \ _^/ ^~-. 3-я га/. MOHL на / \ С3 J / N f / \ \ / \ / \ У Фиг. 116. достаточно большое число частей, например на 144, 96, 72. Точность анализа повышается вместе с увеличением числа точек, однако одновременно усложняется счетная работа. Для двигателей, работающих на различных режимах, целесообразно вести • гармонический анализ кривой момента лишь от газовых сил. Тогда, имея результаты анализа на одном режиме, можно перейти на другой, изменяя амплитуды гармоник пропорционально Pt. В то же время гармоники моментов от сил инерции могут быть подсчитаны отдельно. При переходе на новый режим они будут изменяться пропорционально п?. Задача 17. Произвести гармонический анализ кривой момента от сил газов одноцилиндрового двигателя, заданной на фиг. 116. Решение. Вычисления располагаем, как показано в первых семи столбцах табл. 22. 118 Таблица 22 х ! Х^ г% ел .5 № Ч-ч х° р со х X X х X X || /-_N X ' см см со со -ф "ф ^ со О .*, с ч-Н ?, со О .5 со О с со О .5 *^ CJ *К-^ СО *К-^ о 'со О со о "со * 1 0 15 +0966 0 +0,259 0 +0,866 +0,500 +0,707 +0,707 +0,5 +0,866 2 0 30 0,866 0 0,500 0 0,500 +0,866 0,000 1,000 -,05 +0.866 3 0 45 0,707 0 0,707 0 0000 1,000 —0,707 0,707 -1,0 0,000 4 0 60 0,500 . о 0,866 0 -0,500 0,866 —1,000 0000 -0,5 -0,866 5 0 75 0,259 0 0,966 0 - 0.866 0,500 —0.707 —0707 +0,5 —0,866 6 0 90 0,000 0 1,000 0 -1,000 0,000 0,000 —1,000 1,0 0,000 7 0 105 -0,259 0 0.966 0 -0,866 —0,500 +0,707 —0,707 0,5 +0,866 8 ___ f! 120 —0,500 + 3,0 0,866 — 5,2 —0,500 -0,866 1,000 0000 -0,5 +0,866 9 — 20 135 -0,707 14,2 0,707 — 14,2 0,000 — 1,000 +0,707 +0,707 -1,0 0000 10 — 30 150 -0,866 26,0 0,500 — 15 +0,500 —0,866 0,000 1,000 -0,5 —0,866 11 — 50 165 —0,966 48,3 0.259 __ 10 ю +0866 —0,500 -0.707 0,707 +0,5 —0,866 12 0 180 — 1,000 0 0,000 0 •+1,000 0.000 -1,000 0,000 + 1,0 0,000 13 + 300 195 —0,966 —290 —0,259 — 77,7 0866 +0.500 —0,707 - 0,707 +0,5 +0,866 14 250 210 -0,866 -217 -0,500 •— — | ^j»J 0500 +0866 0,000 —1,000 -0,5 +0,866 15 150 225 —0,707 —106 - 0,707 — 106 0,000 + 1,000 +0,707 -0,707 -1,0 0,000 16 80!240 —0,500 - 40 -0,866 -692 -0,500 +0,866 1,000 0000 -0,5 —0,866 17 35255 —0,259 — 9 —0,966 00,0 -0,866 +0,500 +0,707 +0,707 +0,5 -0,866 18 0270 0,000 0 -1,000 0 и т. д. и т. д. и т. д. и т. д. и т. д. Й Т. Д. 19 0 285 +0,259 0 -0,966 0 20 0 300 0,500 0 —0,866 0 21 0 315 0,707 0 -0,707 0 22 0 330 0,866 0 —0500 0 23 0 345 0,966 0 —0.259 0 24 0 360 1,000 0 0.000 0 у 709 -570,5 —459,1 /<*)ср 29,5 2 - 47,6 -J-2 = - - 38,2 Теперь на основании уравнений (249) и (250) можно написать для 1-й составляющей гармоники: Mw = Y(— 47,6)2 + (— 38,2)2 - sin (х + 5) = 61 sin (* + 8) кгм, гдеВ = 23Г20'. Вычисления, проделанные в табл. 22, надо повторить, подставляя вместо sin x и CGSJC последовательно величины 8ш2лг, cos 2x, sin Зх и cos ЗА: и т. д. Эти значения выписаны в столбцах 8—13 табл. 22. В результате будут получены коэфициенты 2-й, 3-й и т. д. гармоник. Как видно, по первым значениям coskx и sin kx при данном делении диаграмм на 24 части можно получить 12 разных порядков гармоник. Окончательно получаем, что заданный момент может быть представлен следующим образом: 2 • 29,5 + 61 sin (х + 231°20') + 60,6 sin (2x + 21 °) + + 51,7 sin (Зх + 181°40') кгм. В данном выражении величины х представляют собой абсциссы кривой момента при разложении в пределах, обозначенных от 0 до 2я. Заменяя их через углы поворота коленчатого вала а, меняющихся от 0 до 4п, получим: 2-29,5 + 61 sin (~ + 23Г20Л + 60,5 sin (2 • -у + 21°) + + 51,7 sin (з~ + 181°40Л + ... кгм.' \ -- / 119 Приведенный в этом примере способ подсчета может быть значительно упрощен более рациональным размещением таблицы. Как видно из табл. 22, для нахождения гармоник различного порядка нужно множить значения M=f(x) в различной последовательности на те же значения тригонометрических функций; в данном примере — на: ±3; ±0,996; ± 0,866; ± 0,807; ±0,500; ±0,259. Поэтому целесообразно располагать вычисления в форме табл„ 23, где в графах даются произведения М —f(x) на cos 0, cos 15, cos 30 и т. д. и из нее выбирать значения f(x)coskx или f(x) sin kx для гармоник различного порядка, сообразуясь со значениями sin kx и cos kx табл. 22. Для облегчения работы по выбору этих значений табл. 23 должна быть точно разграфлена и по этим графам должны быть сделаны шаблоны на непрозрачной бумаге с отверстиями, расположенными сообразно с последовательностью значений sinkx и coskx. Таблица 23 № о о о, ч— t + ю о" + о" + г* о г-о" + о 0 ю о" + о ю <ГМ о" + 0 о ю СМ сГ 1 о о ю о" 1 |> g о" 1 со СО 00 о' ! со СО О1„ о" 1 о о ои Т— 1 1 1 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 2 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 3 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 4 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 5 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 6 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 7 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 8 — 6 - 5,8- 5,2 - 4,2 _ з — 1,6 0 + 16 + з + 4,2 + 5,2 + 5,8 + 6 9 - 20 — 19,3— 17,3 - 14,1 — 10 - 5,2 0 5,2 10 14,1 17,3 19,3 20 10 — 30 - 29,0— 26,0 — 21,2 — 15 - 7,8 0 7,8 15 21,2 26,0 29,0 30 11 — 50 — 48,3 — 43,3 -354 - 25 - 13 0 13 25 354 43,3 48,3 50 12 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 13 +300 +290,0 +260,0 +212,0 + 150 + 77,8 0 — 77,8 —150 —2120 -260,0 —290,0 —300 Н 250 2402 2166 177,0 125 64,8 0 - 64,8 -125 - 177,0 -216,6 —240,2 -250 15 150 145,0 130,0 106,0 75 38,8 0 - 38,8 - 75 —106,0 -1300 -145,0 — 150 16 80 772 693 56,5 40 20,8; 0 - 20,8 — 40 — 56,5 — 693 - 772 - 80 17 35 33,8 30,4 '.24,8 17,5 96 0 — 9,6 - 17,5 — 248 — 304 — 33,8 - 35 18 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 19 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 20 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 21 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 22 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 23 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 24 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 Этот способ был предложен Циперером. Для нашей задачи эта таблица и шаблоны для гармоник 1-го и 2-го порядка показаны на фиг. 117. Для определения амплитуд гармоник и сдвига фаз, можно также пользоваться таблицами*, вычисленными для различных значений cosjc и sin x. Помимо чисто счетных методов, гармонический анализ может выполняться специальными приборами-анализаторами. Описание конструкции этих приборов и способа пользования ими не входит в задачу настоящего курса**. На фиг. 117а приведены значения коэфициентов гармоник по данным Свэна, отнесенные к I см хода поршня и 1 см2 площади поршня. * И. Ш. Нейман, Гармонический анализ тангенциальных сил от газов, Сборник трудов ЦИАМ, № 3, 1937. ** См. проф. Л. К. Мартене. Динамика поршневых двигателей, а также Нейман, Динамика авиационных двигателей. 120 CZD r— i cos 2c* 2cC CD •= Фиг. 117. Шаблоны Циперера для гармонического анализа. Нгсм pL Нг/с Кг см • Фиг. 117а. (См. на обороте. Кгсм hi см 0 — fa b!3 0,2 --------- n " 0 -------------- 1 0,2 b,s U,2 i -------------- 1 0 •0 0,2 b!7 0,2 --------- 0 0 , , 02 b,3 U2 ______ | 0 n . ... ----- 1 1 ------ и ------ 1 b?! 0,2 ---- __ ----- - ft ъ о 1 ---- № "* 0,2 j ---- - ----- ----- U fl? ,s 5 № pL Иг/см'* Фиг. 117а. Коэфициенты для гармонического анализа кривой крутящего момента от газов в кгсм в зависимости от pi на 1 CMZ поверхности поршня и 1 еж радиуса кривошипа (Swan Handbook for Aeronautics) cos • sin ka. = cos ka. -f sin где R — радиус кривошипа в см; Fn — поверхность поршня в см%. Пример. 5=190 мм; Оц=160 лш; Fn=200 см*; р^=10к Ai cos a+JSj cos a=9,5 • 200 (2,7 cos a+2?15 sin a)= = 5125 cos a+4075 sin a кгсм. 122 § 43. ГАРМОНИКИ МОМЕНТА ОТ СИЛ ИНЕРЦИИ ПОСТУПАТЕЛЬНО-ДВИЖУЩИХСЯ ЧАСТЕЙ. СУММИРОВАНИЕ ГАРМОНИК ОТ ГАЗОВЫХ И ИНЕРЦИОННЫХ СИЛ Для нахождения гармоник момента от сил инерции поступательно-движущихся частей надо взять следующие соотношения: Sin (а Таким образом р = •*/ Tf =- — y i cos В ' *2 (cos a -|- X cos 2a). 1 (cos a -f X cos a) COS p (251) (251') (252) Преобразуем выражение (252) I гпс 9гЛ sinacosft I cos a sin p ^ >. cos 2a) CQS p + cos^ - j. f. — Полагая cos (3^1 и помня, что sin ,8 = X sin a, имеем: Tj ~ — MnR о | /осо'\ = Жп-хсо2 — sin 2 -х- — -у sin 4 -х- — -г sin 6 -х- — -г- sin 8-«- . (^53 ) •^ L*- -*•* -" .а 4 ^24 ^J. Суммирование гармоник от газов и сил инерции выполняется лишь для гармоник одного порядка k. Суммирование может вестись аналитически по уравнению QjSin (kx + SJ-j-Q-jSin (kx + 82)=Qc sin (^л: +ос), (254) где COS Фиг. N 118. Сложение амплитуд гармоник. Проще суммировать графически, как показано на фиг. 118, по которой сразу получаются величины Qc и ос . Из фиг. 118 нетрудно видеть, что, взяв сумму проекций на ось OY Qi = i(y) мы приходим к уравнению (254). 123 Для иллюстрации результатов, получаемых при суммировании, на фиг. 119 приводятся данные гармонического анализа индикаторной диаграммы и суммирования гармоник от сил инерции по данным Штиглица для двигателя BMW-IV (X = -----У \ 3,4/ Для получения момента газовых сил Q надо величины Qr %, взятые из диаграммы, умножить на среднее индикаторное давление pi} площадь поршня и радиус кривошипа. Для получения момента от инерционных сил нужно значения QJ умножить на -"/ Jo vO 30 10 4 o \ УДА-*, i = 27°20' HZ/CM? • 2.0 J Ю 15 Порядок гармонии Фиг. 119. Относительные значения коэфициентов гармоник разложения индикаторного крутящего момента Q2 и сил инерции поступательно-движущихся частей QJ по Штиглицу для одного цилиндра. 0.5 \ 5 Ю 15 Порядок гармоник Фиг. 120. Абсолютные значения суммарных амплитуд гармоник крутящего момента для одного цилиндра по Штиглицу при п = 1240 об/мин. Здесь же даны значения фазового угла S для различных гармоник, кривая суммарных амплитуд для числа оборотов п = 1240 об/мин, и pt = =-5,41 кг/см*, отнесенных к 1 см2 площади поршня (фиг. 120). § 44. СУММИРОВАНИЕ ГАРМОНИЧЕСКИХ МОМЕНТОВ ОТ НЕСКОЛЬКИХ ЦИЛИНДРОВ НА ОДНОМ КОЛЕНЕ В том случае, когда на одно колено действует несколько шатунов суммирование гармоник одинакового порядка должно вестись с учетом сдвига, который находится сообразно с порядком работы цилиндров. Так, например (фиг. 121), для двух цилиндров 12-цилиндрового V-образного двигателя с углом развала цилиндров 60° при начале отсчета углов по часовой стрелке от оси левого цилиндра в мгновение, соответствующее повороту колена на а°, k-я гармоника момента будет иметь следующий вид: (255) Здесь величины Ok лев, Qk пр, 8йлев, 8Лпр- взяты различными, так как вследствие разницы в кинематике главного и прицепного шатунов могут несколько отличаться между собой как моменты от сил газовых, так и моменты от сил инерции. Для звездообразного двигателя с тем же числом цилиндров и углом между цилиндрами f = -т при ну- мерации цилиндров и направлении вращения, показанных на фиг. 122, уравнение (255) может быть представлено в общем виде Лев\ / Прав. •\ 60е / Фиг. 121. (256) В правильности этого уравнения можно убедится на нескольких частных примерах звездообразных двигателей, пользуясь фиг. 122. Так, для пяти- 124 цилиндрового двигателя при нормальном порядке работы через один цилиндр при угле поворота коленчатого вала а по первому цилиндру фазы в других цилиндрах соответствуют углам поворота Так как при гармоническом анализе четырехтактного двигателя весь 7 >0 период работы цилиндра 720° приравнивается 360° =-^-, то под знаком sin нужно ставить: а а а а . . 2 ' Т' Т="2""Т; ~2~==:1Г~~"Т' . • . \ I 4 \ \ ' / ^2 _^L-__Qv. 54 _ °L__4Y ^ 4>*-Г-/-- X 2 "" 2 °" 2 " 2 ь 'V \ / ^у т. е. независимо от нумерации цилиндров ведется \ /\\\//' Vor суммирование гармоник с аргументом ^ Г±__ (^_1)-/1 Фиг. 122. • L 2 ] где п — целое число, изменяющееся от 1 до i. Если предположить, что шатуны центральные, и поступательно-движущиеся массы одинаковые, как мы это делали в разделе уравновешенности, то уравнение (256) может быть преобразовано следующим образом: п— i siu (257') 2 Подставляя 7 = 7>имеем: - -Ь-1 *]. (257) Sill- Из уравнения (257) видно, что в случае звездообразного двигателя с центральными шатунами гармоники всех порядков, за исключением порядков k — i, 21, 3i и т. д., в сумме уничтожаются, так как в этом случае it , r\ sin -г- ф 0. Если же k = i, 21, 3i и т. д., то уравнение (257) превращается в неопре- 0 деленность вида ----. Раскрывая эту неопределенность, получим: k cos kit . -Г /a . 8%\ / — 1 т— йгип*Кт + *) — г ' ~ COS Г"~~ t i + 4)-Ц-1-]- (238) Так, для трехцилиндрового двигателя остаются гармоники 3-я, б-я, 9-я, и т. д., причем их суммарная амплитуда в три раза больше, чем амплитуда 3-й гармоники от одного цилиндра; для пятицилиндрового двигателя остаются 5-я, 10-я, 15-я и т. д. гармоники с суммарной амплитудой Qc = 5Q5, 5Q10, 5Q15; 125 для девятицилиндрового двигателя — первая остающаяся гармоника — 9-я; Qc = 9Q9 и т. д. При наличии прицепных шатунов могут оставаться, однако, гармоники порядка меньше i. Это сложение гармоник для трехцилиндрового двигателя может быть иллюстрировано фиг. 123. Весьма удобно и показательно вести суммирование графически, путем геометрического сложения амплитуд слагаемых гармоник, составляющих одна с другой угол ky, как это показано на фиг. 123 а для разных k при Q! = Q2 = Q3 и т. д. В этом случае вектор Qk первого цилиндра направляется под углом \k~-\-§k\ к произвольной оси; из конца этого вектора проводится вектор Qk второго цилиндра под углом k"[ к первому вектору. Далее из конца 2-го вектора проводится вектор Qk третьего цилиндра под углом ki ко второму и т. д. Если многоугольник, построенный таким образом, замкнется, то равнодействующий вектор = 0. § 45. РЕЗОНАНСНЫЕ РЕЖИМЫ РАБОТЫ ДВИГАТЕЛЯ Режим работы двигателя называется резонансным, когда период, или число, собственных колебаний пс без учета затухания равен периоду, или числу колебаний возмущающих сил. В уравнениях (238), (244) и (244') это соответствует условию или, что то же, — максимальному значению амплитуды В. • В этом случае, рассматривая коленчатый вал находящимся последовательно под воздействием гармонически изменяющихся моментов 1-го, 2-го, 3-го и т. д. порядков и приравнивая число периодов изменения этих моментов числу собственных колебаний вала, найдем резонансные числа оборотов ям. р для четырехтактного двигателя из условий резонанс от 1-й гармоники п. ._р. _ . (]) __ 2 ~~ с» Лм.р. ~~ П пт 9 и 9 ЛМ-Р- — гг • я<2) — п от -* и --• ~~~ "~ > ' ~~ с 2 от з-й •3.JL- = «»= « (259) Нетрудно доказать, что в случае двухтактного двигателя «Sft, = «.; «и», = "с т; Я2?Р = лст - • • <>р = «с i- (259') Вспоминая, что в многоколенных валах имеется несколько форм колебаний и, следовательно, несколько значений «с, можно заключить, что резонансных режимов может быть очень много. Однако не все они одинаково опасны, так как не все связаны с очень большим увеличением амплитуды. В случае многоцилиндрового двигателя при действии нескольких цилиндров на одно колено может оказаться, что некоторые гармоники будут вообще взаимно уничтожаться при суммировании. 126 Сд/марн hz/см2 10 Фиг. 123. Суммира-вание гармоник момента на валу. Левая половина: DJ, D2, D3—кривые крутящего момента, сдвинутые согласно порядку зажигания; а, Ь, с — постоянные члены разложения каждой кривой;d,e,f,g,h, /, k, I—гармоники разложения i/2> I» Wa» 2,21/2 и 3-го порядка. Правая половина: 2D—кривая суммарного крутящего момента; а—3D0—постоянный суммарный член разложениям Ь, с ; d, e, /, g—суммарные гармоники. Фиг. 123а. Суммирование амплитуд гармоник. Вверх у—1 и 2-го порядка для пятицилиндрового двигателя; вниз у—1, 2 и 3-го порядка для трехцилиндрового двигателя. 127 В этом случае резонанс будет вызываться лишь остающимися суммарными гармониками. Так, например, при четырехтактном девятицилиндровом звездообразном двигателе с центральными шатунами, у которого остаются 9-я, 18-я, 27-я и т. д. гармоники, имеются лишь следующие резонансные режимы: : k = 9 М'Р = п с> п. *= -в -•= = 2.5- —'•— пс=5500 1/мин '/.норм.мот.'/. --------Пс=3500 1/лшн /. удлин. вал/. п=1160 п=1400 При многоцилиндровом двигателе с расположением цилиндров в ряд нельзя вести сложение всех гармоник, как это делалось для звездообраз- ного двигателя, потому что возмущающие моменты приложены к различным коленам. Однако и в этом случае моменты различных порядков могут взаимодействовать между собой так, что из всех резонансных режимов лишь некоторые будут связаны с резким ростом амплитуды. Такие режимы называются критическими. Они определяются проще всего экспериментально посредством замера величины амплитуды колебания какого-либо сечения вала при помощи специального прибора, называемого тор-з и о г р аф о м. В качестве примера на фиг. 124 приведены результаты торзиографи-рования авиационного двигателя М-17 по дроссельной характеристике *. По оси абсцисс отложены числа оборотов коленчатого вала, по оси ординат — амплитуды колебаний хвостовика (в градусах). Сплошной линией показано изменение амплитуд с посадкой винта непосредственно на носке вала. Пунктиром показано изменение амплитуд, замеренное в том случае, когда носок коленчатого вала соединялся с винтом при помощи упругой муфты с промежуточным валом длиной около двух метров. Винт был установлен на другом конце этого вала. В результате жесткость этой новой системы была значительно снижена, что отразилось на собственном числе колебаний. Как видно из фиг. 124, наибольшие амплитуды без удлиненного вала были получены при п' = 915 об/мин, п" — 1220 об/мин, ri" = 1572 об/мин. По уравнениям (25У) этим критическим режимам соответствуют следующие порядки резонирующих гармоник: об/мин ' "Фиг. 124. Резонансная кривая авиационного двигателя М-17. *' = Я, м. р 2 • 5500 ~Т22(Г Ьт —L^ ~~ 1572 = 12 (или б-й порядок по углу поворота' коленчатого вала); 9 (или 4,5 по углу поворота коленчатого вала); 7 (или 3,5 по углу поворота коленчатого вала). * Опыты инж. Я. С. Адрианова. J28 Для случая удлиненного вала 1 2 ' 350° — fi b" ~~ Ь; ~ 1150 ~~ . ~~ 1400 ~* Без предварительного расчета или непосредственного замера в случае многоколенного вала нельзя заранее точно предсказать порядок резонирующей гармоники, дающей наибольшую амплитуду колебаний. Критический режим, при котором число собственных колебаний вала в минуту равно числу вспышек в минуту, называется главным резонансным режимом. Таким образом для четырехтактного двигателя имеем: -L Яг<р 1 = Пс , (260) Таким образом расчет демпфера двигателя М-25 велся на главный резонансный режим, которому, как видно из предыдущего, соответствует низший порядок остающейся суммарной гармоники. На фиг. 124 этому режиму соответствует 2яс 2-5500 П1С -, /гг.р = — -— - — Р) — = 915 об/мин. I \. ? Как видно из этой фигуры, главный резонансный режим не обязательно характеризуется наибольшей амплитудой. Из фиг. 124 видно, что, меняя упругие свойства системы, можно смещать резонансные зоны с желательного для работы режима (но нельзя уничтожить их совсем). В этом заключается смысл применения упругих шестерен редуктора, которые увеличивают приведенную длину коленчатого вала, уменьшают его жесткость и тем самым изменяют период собственных колебаний, а с ним и опасные режимы. Не исключена, однако, возможность того, что вместо увеличения надежности можно получить ухудшение. Так, например, если в случае, показанном на фиг. 124, рабочие режимы двигателя лежали бы в области п =1400 об/мин, то уменьшение жесткости системы, происшедшее вследствие введения длинного вала, могло бы. оказаться вредным. Работа на резонансном режиме обычно характеризуется неровным ходом двигателя и вибрациями. Причина этой неустойчивости режима в том, что на вибрации вала затрачивается некоторое непостоянное количество энергии. Однако объяснить сотрясение двигателя резонансом .следует лишь в том случае, если тщательно проверена работа карбюраторов и зажигания, так как первая причина тряски чаще всего объясняется именно их неисправностью. Во всяком случае, нужно помнить, что от резонанса тряска может проявиться лишь на отдельных, вполне определенных, постоянных режимах. ч § 46. ВЫНУЖДЕННЫЕ КОЛЕБАНИЯ КРУЧЕНИЯ КОЛЕНЧАТОГО ВАЛА РЯДНОГО ДВИГАТЕЛЯ Пусть имеется система из/ масс с моментами инерции /-, Л>---> Л и коэфициентами упругости Klt /C2, •••> Kt (фиг. i25). Пусть на каждую из масс действует периодический момент Mlt Ж2, . . . , Mi от внешних сил. Каждый из них можно представить в следующем виде: 2 Ak cos Qkt + ви s^ &kt, где индекс k — целое положительное число, определяющее порядок гармоник; его не следует смешивать с коэфициентом упругости /С Пусть одновременно с этими моментами действуют заглушающие моменты SB A— 142— 9 .120 Тогда уравнения движения этой системы могут быть написаны следующим образом: i k COS cos B*-sin cos sin [(261) Решение уравнений (261) необходимо вести не для суммы гармоник всех порядков, а для каждого порядка в отдельности. Тогда система уравнений (261) упрощается: <Рз) - /Ci («Pi - <ра) = ^^2 COS - < - Л cos - sin sin Q i-i - */ = *,- cos sin В этой системе уравнений величины Л*2, Aks,..., -3*2, -9*3, вообще могут быть различны, если различны силы газов и силы инерции на разных коленах, например, в случае цилиндров разного диаметра. В то же зЩ-] время величина Qkt для данного Mjy значения /< одинакова во всех уравнениях системы уравнений (26Г). Исследуя амплитуды вынужденных колебаний при k гармониках, мы получили бы таким образом k систем фиг- 125' уравнений (26Г). Решение системы уравнений (26Г) ищем в следующем виде: cpn = an cos 'Qkt + bn sin Qkt. Если это решение подставить в уравнения (26Г), то, учитывая, что Ф' === — anQb sin Qbt + Ьп&ъ cos Qfe^; • /? it К /v'/fr/v /v ' . *л ..-г,-. /*y (~) -* f*f\Q ^--r i - h cr Q1T1 т' / получим первое уравнение системы (261') в следующем виде: — /-QJ ^ cos Qff + /Ci (a-. — as) cos 9Л* - Q sin = 0; иначе [- /-QJ a,. + /d (a- - a2)] cos sin t = 0. При изменении времени z: это равенство не должно изменяться. В частности, должно оно сохраняться и при таких значениях t, как = 0;-o-; 2-^; 3-к- и т. д. 130 А это возможно лишь в том случае, если в отдельности: Аналогично рассуждаем относительно других уравнений. Таким образом вместо системы уравнений (26 Г) получим: - ?2 A -f Kz (Ь* — г (Ьг -j- /С8 (Ь9 - Ьл) - а,-_! — aj;) - Л,.; , - 6,.) = .9-. (262) Таким образом, мы получили систему уравнений с 2i неизвестными В отличие от подобных уравнений, встречавшихся при определении периода собственных колебаний (но без членов 5, А и В), величина Q-,— частота, — известна, так как частота вынужденных колебаний равна частоте возмущающего момента, а последняя нам задана. Решая эту систему, находим величины ап и Ьп, и, таким образом, величина колебаний любой массы п от гармоники порядка k в дальнейшем определяется по уравнению <ря = Сл sm(Qkt где Таким образом в случае многоколенного вала определение формы вынужденных колебаний не встречает принципиальных затруднений, и все сводится лишь к чисто техническим трудностям решения 21 уравнений с 2г неизвестными. В данном случае можно применить прямой метод решения последовательным исключением неизвестного, хотя при большом числе неизвестных счетная работа оказывается очень кропотливой и утомительной. Имеется ряд способов, сокращающих счетную работу (см. Н. Ш. Нейман — Сборник переводных статей по вопросам крутильных колебаний изд. ВВА). Одним из наиболее распространенных приемов является сведение заданной схемы к упрощенной с меньшим числом масс. Задачами* Найти форм у выну жденных ко лебани и шестицилиндрового дизеля с электрогенератором по приведенным ниже данным, при числе оборотов коленчатого вала, близком к резонанс у. Дано? Диаметр цилиндра D = 350 мм\ поверхность поршня F = 960 см2; ход поршня 2 х 175 мм; среднее индикаторное давление Р,- = 6,75 кг/см*; п = 450 об/мин. * Исходные данные и условия задачи заимствованы из книги: Wydler, Drehschwingun-gen in Kolbenmaschinenlagen. Пример этот из области неавиационной техники приводится в связи с дальнейшим изложением (§ 47) метода Ьидлера, основанного на исследовании данной системы. 131 Приведенная схема, коленчатого вала дана на фиг. 126. Здесь /- = 150$ кг-се к-'см; J2 = \QQQKZ'CeKz-CM; J3 = 74 = ... Л8 = 100 кг -сек2-см — моменты инерции ротора генератора, маховика и приведенных масс на каждом колене; /— 100 и 250 — приведенные длины в мм; Jp = 2400 еж4 — момент инерци и сечения приведенного вала. >.• Ре ш е,н и е. . . . • Для упрощения заменяем эту схему из восьми масс схемой из четырех масс, где моменты каждых трех колен сосредоточены условно в средних коленах (т. е. /3 и */5 совмещены с 74, Je и 78 совмещена с ./-) (фиг. 127). При заданных размерах вала коэфициент упругости имеет следующие значения: 830 000 • 2400 25 — = 79,88 • 106 кгсм рад 20 830000- 2400 30 66,4 • 106 рад ' кгсм рад Предварительным подсчетом установлено, что число собственных колебаний этой системы «с =2700 мин.""1 для одноузлового колебания, лс =4420 мин.""1 для двухузлового колебания, :лс == 8100 мин."1 для трехузлового колебания. , Возмущающие моменты, приложенные к массам 3 и 4, получаются суммированием моментов одного и того же порядка от каждых отдельных трех цилиндров (действующих через равные промежутки времени, соответствующего 1/3 от 4 тс). При этом суммировании уничтожаются все гармоники кроме 3-й, 6-й, 9-й, 12-й, 15-й, 18-й Js*300 1 * 250 \ \ Ч '/да \ WO 1\ •100. 100 \ 1 /00 \ 100' f~T t~i ( 73 \ ъ if < 7s '. Ъ \ 1 7 11 .250 1' f 7г=100 200 • 300 Г Фиг. 126. Фиг. 127- Оставшиеся суммарные гармоники имеют утроенную амплитуду по сравнению с амплитудой той же гармоники одноцилиндрового двигателя. Из всех этих гармоник при числе оборотов коленчатого вала п = 450 об/мин, резонирующей для одноузлового'колебания будет 12-я гармоника, так как в этом случае k ••••'•' • • • .-.-•, T-« = -V Тогда возмущающий момент на одной из масс 3 или 4 имеет следующий вид: М•'==(Л12 cos Q121 + ?12 sin Q121) F. /?. 3. Из данных гармонического анализа тангенциальной силы одноцилиндрового двигателя имеем, что при PI .== 6,75 кг\сжг /. Blz =? 0,246 кг/см2; . А1а =-- 0,276 Примем, что моменты на массах 3 и 4 (фиг. 127) находятся в одной фазе. Для п — 450 и порядка гармоники .12 имеем время одного колебания возмущающего момента 60-2 т. е. круговую частоту 2тс Т. * " 450 • 12 2тс . 450 • 12 2тс . 450 . 12 283 сек/ 3 = 60- 2 : 60-2 Таким образом величина возмущающего момента будет: ; Ms ==--М4-= (0,246 sin 280^— 0,276 cos 2800 - 960 - 17,5 ='123(Юsin280*—13 820cos280* = =-=.1,23- 104 sin280*— 1,38 • 10*cos280^ кгсм. • Так как мы определяем форму колебаний вблизи резонанса, то необходимо учесть заг л у ша ю щий мо м ент. Для определения заглушающего момента воспользуемся указаниями Видлера о том, что для стационарных двигателей заглушающее окружное 132 усилие на радиусе кривошипа на 1 CMZ поверхности поршня и 1 см]сек скорости колебательного движения на той же окружности имеет в среднем величину /?_ = 0,006 кг -сек/ см3. Тогда коэфициент ? заглушающего момента имеет величину ? = 0,006F • 3R* =' = 0,006 • 960 . 3 • 17.52 = 5300 кг • см • сек. Дальнейший расчет ведется при ? = 5000 кг - см • сек. Уравнения движения примут следующий вид: . ' • Л «Ра + #2 ( = °' : ^3 ?3 + 5?8 + ^3 ( = -4 cos Qt + В sin Qt, , полагая корни уравнения в виде - • " . , : , 7« /C, 0,664-10 ' ' ' ** ","-5»-*- u,u.s/e. (10) Л 1,23 - 10 1,853 A 2,081 /Cs 0,664-10 10 ' /C3 10 * (И) (AjZ — Г8Г — Y) = (- 0,6386 - 2,0306 + 0,0213 • 0,028 -f 1,3044) =- 0,0083 (12) Т (A"4 К + Z) = 0,021 3 (- 0,6386 • 1 ,3044 — 2,0306) = — 0,061 1 . (13) (14) отсюда (1 XA B TA (I 0 6386) I)853 4-0 0^13 2)°81 3'°8° А /Л 3371 <1+ХЛКл+Т K3 10*' 83% — 61,1^-— 0,337; 61,1%+ 8,.3&j =+ 0,308; %= 0,00422; *- = 0,00610; a2 = — 0,00213; 62 - — 0,00390; a3 = — 0,00550; &8 = — 0,00795; «4 =_ 0,00854; &4 = — 0,01244. 134 Таким образом закон движения масс изображается следующими уравнениями: масса / «р- = 0,00422 cos 283* + 0, 0061 0 sin 283*; „ 2 <р2 = — 0,00213 cos 283* — 0,00390 sin 283*; , 3 Ф3 = — 0,00550 cos 283* — 0,00795 sin 283*; , 4 ср4 = — 0,00854 cos 283* — 0,01244 sin 283*. Здесь значения <р в радианах, t — в секундах. Полагая Cj (azn + &J) и tgS == ~- [см. уравнения (249) и (250)], имеем: п Я5 С- = 0,00742; 5- = 34°45'- 35°; 5- =- - . 2« = 0,6. С2 = 0,00376; 82 = 215 С3 = 0,00970; 83 = 215 5 - . 2т. = 3,74. С4 - 0,01510; 84 = 215 | Таким образом, закон движения масс может быть представлен также в следующем виде: 0 и &>0 угол 8 лежит в первой четверти, при а < 0 и Ъ < 0— - в третьей четверти. Таким образом практически отклонения масс 2, 3 и 4 находятся в одной фазе, отклонение массы 1 смещено относительно них на 180°, т. е. прямо противоположно. Приведенный выше прием решения требует большой точности вычислений, которую не может обеспечить отличная 25-см линейка. Действительно, в графе 11 результат получается как разность пятизначных чисел, отличающихся на две последние цифры. § 47. ОПРЕДЕЛЕНИЕ АМПЛИТУДЫ ВЫНУЖДЕННЫХ КОЛЕБАНИЙ ПРИ РЕЗОНАНСЕ ПО МЕТОДУ ВИДЛЕРА Для упрощения расчетов и увеличения точности определения амплитуды вынужденных колебаний имеются различные приемы. Остановимся на способе Видлера. Путем вычисления амплитуд вынужденных колебаний для системы, разобранной в задаче 18, для частот от 180 до 400 сек.""1 Видлер показал, что форма вынужденных колебаний при резонансе близко совпадает с формой собственных колебаний системы. Это положение иллюстрировано фиг. 128, составленной по данным расчетов Видлера, на основании которой можно написать для резонансного режима Для вычисления величин С по заданному соотношению а1:а2:а3 воспользуемся уравнением работ, которое составляем на основании следующей физической картины движения системы. В случае свободных колебаний без затухания колебательное движение будет совершаться бесконечно долго без приложения внешних сил. При проходе колеблющейся массы через равновесное положение она будет обладать наибольшей скоростью, т. е. наибольшей кинетической энергией. В момент наибольшего отклонения, когда скорость равна нулю, кинетическая энергия также равна нулю, так как вся она превратилась в потенциальную энергию упругости системы. Во всяком другом положении системы сумма потенциальной и кине-тической; энергии будет постоянна. Вместе с тем во всякое мгновение сумма моментов от сил упругости и сил инерции равна нулю. При наличии заглушающего сопротивления установившееся колебательное движение будет возможно только при наличии приложенного извне 135 периодического момента. Но в этом случае при тех же амплитудах и частотах, что и при свободном колебании, сумма потенциальной и кинетической энергии останется без изменений, и таким образом работа возмущающего момента будет равна лишь работе сил сопротивления. Вместе с тем можно считать, что во всякое мгновение возмущающий момент равен моменту от сил заглушения; таким образом моменты от силы инерции и упругости попрежнему в сумме равны нулю. Принимая, что заглушающий момент изменяется пропорционально скорости, имеем: Отклонение 9 = a cos Qt + fr sin Ш = С sin (Qt -f P)- Скорость Заглушающий момент Элементарное отклонение Элементарная работа заглушения dL3 = ty'dy = ?C222cos2^ ± P) dt. Это выражение упрощается, если обозначить Ш ~ б * : dL3 -= ?С29 cos2 (9 -f Р)<Я. (264') Тогда, учитывая, что получим: " . (264) В пределах одного колебания (от нуля до 2тг) , ?(;)== &QCTt. (265) Переходим к определению работы возмущающего момента. Для него выше принято Мв = Л cos Q^ -f- В sin Q? ---- Q sin (Qt + 8). Тогда элементарная работа (266') После преобразований, аналогичных уравнениям (264') и (264), получим: (266) или, в пределах одного колебания от 0 до 2тг /?} = QCTC sin (S — 8). (267) * Не следует смешивать это ,'обозначение с обозначением угла поворота ^коленча-того вала. 136 Так как L(^ -=- /Л1), то для одной массы, приравнивая уравнения (265) и (267), имеем: : (268> В случае же системы из нескольких масс при одинаковых амплитудах момента Qn . где §„ — $п = zn — угол сдвига фазы амплитуды относительно фазы возму- щающего момента. Для резонансного режима, при котором согласно уравнению (263) С с с Ё ь *— '9 ^— 'Ч -1 -1 _ * • _ ? • а « 1 - м ' м • м * П * ' I ~р=Г . .~| . р-Г . * . • 1 - C/.j • CAg • Kg .... W-^ .•••.!, i г i где аъ а2 — 'Относительные углы закрутки, причем «,.= 1. Величины ^Ся и S^/z sin 8я можно представить в виде 2 О О i. *~» I 2, ] ; ч v __ /"* ^^ -". 1 1 i ?л sin гл=Сг. (а-_ sin вх+а2 sin e2-j-.. . + 1 sin s.) = Cf V^ra sin ел. (269) i Тогда для нахождения амплитуды вынужденных колебаний С{ получаем соотношение, приравнивая уравнения (269') и (269) т. е. V ^ В этом выражении неизвестны величины ея. Их нужно найти так, чтобы работа возмущающих моментов, т. е. величина 2a«sin?« ^ыла максимальной, что и будет соответствовать наибольшей возможной амплитуде при резонансе. Способ нахождения максимума этой величины пояснен в задаче 19. Задача 19 Определить амплитуды колебаний системы, разобранной в за-даче 18, на резонансном режиме, пользуясь методом Видлера. Решение. На основании фиг. 128 для формы свободных колебаний имеем: о- •= — 0,494; a2 = 0}249; as == 0,651 ; о4 = 1, тогда Так как к массам 1 и 2 моментов не приложено, то они в расчет по уравнению (270> не войдут. ' К массам 3 и 4 приложены одинаковые моменты, находящиеся в одной фазе MB = У(1,23 - 1 О*)2+(1,382 • 104)"2 sin (Qt + 8) = 1850 sin (Qt + о). Максимальное значение 2ая sin sn будет при "fl W3 4 " ~О~ * 137 Тогда согласно уравнению (270) г _ 1850» (1+0.651)____f °4 ~~ 5000 . 283 (1 + 0,425) ~ 1 и согласно уравнению (263) С3 == 0,651 • 0,0152 = 0,0099; С2 = 0,242 • 0,0152 = 0,0038; Сх = - 0,494 • 0,0152 = - 0,0075. Эти результаты весьма близки к тем, которые получены полным решением в задаче 18. \2 а 1,0 \ 0,5 - О - -0,5 - -1.0 - Т 1 1 ^ 1 J 3 \ •[Я 3 1 1 1 i 1 т 1 В предыдущей задаче оба возмущающих момента были в одной фазе. Если предположить, что они взаимно смещены на 180°, например из условий чередования вспышек, то величина o4sine4 + +а3 sin e3 была бы максимальной при е4 = __ -— ~~п и <х,=0,494 !0~f Свободные Хлебания Резонанс -О05 -/СгО,437 Вынджд. колебания -0,10 -* Резонанс ($1=283) 0.05 2 О -0.05- Вынужд. колебания °,05 \ д О -f Вынуждмебанил — *Ч - - т Р J ' *-* о » 1.С. а„ sin ел = 1 — 0,651 = 0,349. Этому случаю соответствовали бы другие значения Сп. В случае многоцилиндрового двигателя на различных коленах имеются моменты, меняющиеся по одному и тому же закону, но со смещением фаз по по- * -. с 2л рядку работы на угол ky =k-j, считая по периоду гармоник (на 2т., а не по коленчатому валу на 4я), Тогда для такого двигателя а„ sin ел = ах sin е -f «2 sin (e + Фиг. 128. Формы колебаний системы, В этом случае надо было бы путем показанной на фиг. 127, при различной ряда проб установить такое значение частоте вынужденных колебаний. гг./ е, при котором величина ^ал sm ъп будет наибольшей, и с найденной величиной в решать уравнение (270). Задача 20 В качестве примера определим значение е для 1-й и 5-й гармоник шестицилиндрового .двигателя BMW-4, пользуясь данными Штиглица*. Заданная форма свободных колебаний изображена на фиг* 129. Порядок работы цилиндров—1—5—3—6—2—4; *ЛЛ° -= 60°. _ Вычисления располагаем в табл. 24, причем значения sin [е-f (л—1) f] разносятся сообразно порядку зажигания. Так, для e = OsinO — в графу 1-го колена, sin60°—в графу 5-го колена, sin 120° —в графу 3-го колена и т. д. В табл. 24 показана часть ряда пробных подсчетов, на основании которых можно было бы выбрать наибольшее значение работы возмущающих моментов. Удобнее это * См. Сборник переводных работ, Крутильные колебания коленчатых валов, под ред. проф. Н е и м а н а, изд. ВВА. 138 е S "Э to S -3 со о 5-я гармоника 1-я гармоник. л Задаемся: Задаемся: ^0 о со ^ л» ; (Ч (0 0) 0) О> (Ч го и fo о ® 11 11 II • II 1! 11 II w g^ S'o и и и •— - 1 -i- о к g eg Ю О С5 О) О Sc X 000 о о о о о 0 0 Я СЛ ft СЛ ft СЛ « со а а а =• » а' а з СЛ СЛ СЛ СЛ • 3' <•> 7Г+ Д_^ До Л, + ^ _j- w +- 1+ + ^ т: о сл1з ^--V Д о го tl П) <~^ 1 ж **- 1 1 Нн^ !-) \ »-* I ^гтД ^~-1 ^^* w^^ I **^ ^*^ *™* **-? а >--__L •.!* H™*"~"^ Ч*-^' L— -J — ----; ' 1 i 1 оо оо оо оо 1 1 ро ор ° 0 р Ъо to оо tooo tooo to"oo "tooo -3 -4 -Л ->J -4 -q •-] "-J "-J "vl 1 Г 1 0 оо ро оо оо о о оо о ^^ V» ** V* о СЛ to СЛ 00 ~4-> 00 ел -а 4-- -»л 4---. 00 4^ . [ч^ -^j . К^ Ъо I—*- 1 1 1 о рр о о рр рр р о о о р 0 О5 со 0) оо о>Ъо "о>Ъо Ъ)"оо ~Ъ> "оо СО о -а о "•"1 "*J ^'fc "кД to о to •••3 1 I оо оо оо оо 00 ОО О о "о О) 00 00 00 00 00 00 2323 2323 о Г 1 ® р р р * г х-в0 о; ** S» ** т^Р •^ 94 3 и •и . to 4-. с-о -j to -j 5Ъ 4-. to to «j to ел „ •^ b-. _»1"""1 Ol i-l S значение находить графическим суммированием векторов als a2, as и т. д., располагая их друг к другу под углами fry сообразно с порядком зажигания. Из рассмотрения фиг. 128, б можно убедиться, что если за начало от- счетов принять ось OY, составляющую с вектором ах произвольный угол г, то выражение представляет собой сумму проекций этих векторов на ось ОХ, перпендикулярную оси OY. Наибольшему значению этой суммы соответствует такой угол е, при котором ось OY перпендикулярна к суммарному вектору ОА, проектирующемуся в этом случае на ось ОХ в натуральную величину. Для примера дается построение максимальное для 4-й, 5-й и 6-й гармоник (фиг. 129). Во избежание ошибок в определении углов между векторами рекомендуется до суммирования построить вспомогательную диаграмму, указы- вающую наклон векторов ax, a2, a3... и т. д., сообразно с порядком гармоники, порядковым номером вектора и последовательностью вспышки. При этом отсчет ведется в одну и ту же сторону. Необходимо подчеркнуть, что определение амплитуд вынужденных колебаний по метод уВидлера можно производить лишь для резрнансных режимов, когда форма свободных собственных колебаний подобна форме вынужденных колебаний. На всех других режимах, где этой закономерности не наблюдается, применять этот способ нельзя. Для определения возможных резонансных режимов на различных числах оборотов при известном периоде собственных колебаний вала необходимо воспользоваться уравнениями (260). Построением диаграмм, аналогичных показанным на фиг. 128, можно определить, какие из этих возможных резонансных режимов будут наиболее опасными. После этого по уравнениям (270) и (263) находятся амплитуды отдельных масс. § 48. ТОРЗИОГРАФИРОВАНИЕ Определение амплитуды вынужденных колебаний чисто расчетным методом не дает достоверных результатов, если неизвестна величина коэ- . фициентазаглуше- н и я. Поэтому в исследовании крутильных колебаний значительное место занимает эксперимент, заключающийся в замере амплитуд колебаний коленчатого вала. На основании этого эксперимента можно непосредственно определить резонансные режи- мы, опасные в отношении длительной работы, проверить данные теоретического расчета, определить величину коэфициента заглушения. Для этого служат приборы, которые называются торзиографами. Они выполняются двух типов. Прибор первого т и п а производит замер относительного взаимного перемещения двух сечений вала (тор'зиометр). Принципиальная схема такого прибора показана на фиг. 130. 140 OJ Л Фиг. 130. Схема торзиометра Фетингера. Фиг. 131. Схема торзиографа Гайгера. Здесь на сечениях I и II длинного вала, подлежащего торзиографирова-нию, укрепляется на зажимах фланец Л и длинная труба В с фланцем Вг. Возникающее во время колебаний взаимное перемещение фланцев Л и Вг регистрируется при помощи пера, установленного на рычаге Е, который отклоняется в ту или иную сторону при помощи углового рычага Д и двух тяг. Передвижение ленты, на которой ведется запись, может осуществляться разнообразными способами. По схеме фиг. 130 запись ведется на барабане, который передвигается вдоль вала в то время, как весь пишущий механизм вместе с валом вращается. Для смены бумаги барабан сдвигается влево (по чертежу). По аналогичному принципу устроен тор-зиоиндикатор DVL и торзиограф Ф р а м а. В последнем случае вместо механической системы регистрации перемещений использована оптическая, причем запись ведется на фотопленке. Общий недостаток приборов этого типа заключается в том, что они дают относительное перемещение, тогда как нам нужно знать абсолютные значения амплитуды. К тому же эти приборы требуют наличия свободного участка вала. Второй тип приборов характеризуется применением массы, равномерно вращающейся со средней угловой скоростью коленчатого вала. Это дает возможность вести запись абсолютных величин амплитуды. Прототипом приборов этого рода является торзиограф Гайгера (фиг. 131). В нем легкий диск А соединяется ременной передачей с сечением вала, движение которого исследуется. Таким образом, диск этот при колебаниях вала движется вместе с ним неравномерно. На этом диске установлены два угловых рычага ВиСс плоскостью вращения, параллельной диску Л, и с плоскостью вращения, перпендикулярной диску Л. Рычаг В одним концом связан с выступом Л на равномерно вращающемся маховике ?. Рычажок С своим нижним плечом связан со стержнем А', который проходит сквозь осевое отверстие диска Л. Этот штифт приводит в движение перо Л, которое и записывает взаимные перемещения диска Л и маховика Е на ленте, приводимой в действие часовым механизмом. Маховик Е приводится во вращение от самого же диска Л, через очень мягкую пружину, что обеспечивает равномерность скорости его вращения. В авиационной практике нашел применение более удобный в работе торзиограф DVL (фиг. 132). В нем фланец А' соединяется с хвостовиком коленчатого вала. Движение от центральной части Л при помощи мягкой пружины П передается маховику Е, который посажен на центральной части Л на шариковых подшипниках. Относительное перемещение равномерно вращающегося маховика Е и неравномерно вращающейся центральной части Л записывается алмазным 141 Фиг. 132. Схема торзиографа DVL. острием Л на целулоидной ленте а, которая во время замеров перематывается с барабана Б' на барабан Б, сцепленный с винтовой шестерней В. Включение механизма подачи ленты осуществляется простым зажиманием в руке головки Н. Этим останавливается винтовая шестерня В; барабан Б вместе с центральной частью А начинает обкатывать шестерню В и вращается при этом вокруг своей оси, таким образом подача ленты обеспечивается. Если отпустить головку Н, то шестерня В начинает вращаться вместе с центральной частью А, и подача ленты прекращается. Вид записи показан на фиг. 133 в натуральную величину. О наличии резо-нанса судят по величине амплитуды. Ре- -1 "^ J ^ зультаты торзиографирования по дроссель-ной характеристике мотора приведены на фиг. 124. Фиг. 133. Вид торзиограммы, полу- Основным недостатком торзиографа ченной „DVL в нату- лишь конца вала. Таким образом, амплитуды всех промежуточных точек вала остаются неизвестными, и только лишь для резонансных режимов можно на основании предпосылки Видлера принять, что форма колебания будет подобна форме собственных колебаний. При этом допущении можно не только получить величины отклонений для разных масс, но можно также найти величину ? — коэфицие н т а заглушения по формуле Q где С i — полная амплитуда колебаний места, где установлен торзиограф; Q — амплитуда резонирующей гармоники. Остальные обозначения те же, что и в формуле (270). При составлении настоящей главы использованы следующие источники: 1. Тимошенко, Теория колебаний в инженерном деле. 2. Крутильные колебания коленчатых валов — сборник, изд. ВВА. 3. И. Ш. Нейман. Динамика и расчет на прочность авиационных моторов, ч. 1 4. Н ort, Technische Schwingungslehre. 5. W idle r, Drehschwingungen in Kolbenmaschinenanlagen. 6. Н о 1 z e r, Die Berechnung der Drehschwingungen. 7. Swan, Handbook of Aeronautics, V. II- 8. DeviHers, Le moteur a explosions., Изд. 1935. РАЗДЕЛ ВТОРОЙ Т Л А В А I КОЛЕНЧАТЫЕ ВАЛЫ АВИАЦИОННЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ § 49. ВЗАИМНОЕ РАСПОЛОЖЕНИЕ КОЛЕН Различие в конструктивных схемах коленчатых валов определяется числом цилиндров, их расположением и числом тактов. Относительное расположение колен желательно иметь таким, чтобы: 1) обеспечивалось равномерное чередование вспышек и 2) достигалась наилучшая уравновешенность. Несоблюдение первого условия влечет за собой увеличение неравномерности крутящего момента (фиг. 1); несоблюдение в т о р о г о условия связано с перегрузкой подмоторной рамы и может служить источником вибраций частей самолета. В случае одноколейного вала в однорядном звездообразном четырехтактном двигателе с равными углами между осями цилиндров равномерное чередование вспышек обеспечивается при порядке работы цилиндров через один с интервалом между вспышками 720° здесь i— число цилиндров (нечетное); например, для девятицилиндровой звезды 1-3 —5 —7-9 —2 —4-6 —8—1. В двухтактном двигателе число цилиндров может быть четное и последовательность работы цилиндров— один за другим по направлению вращения коленчатого вала. Уравновешивание одноколейного вала осуществляется постановкой противовесов. Двухколенные валы при расположении колен под углом в 360° обеспечивают равномерное чередование вспышек для двухцилиндрового четырехтактного двигателя с цилиндрами, расположенными в один ряд, и для двухрядных звездообразных двигателей при расположении рядов в затылок друг фиг. 1. График зависимости равномерности Другу. Однако В ЭТИХ случаях не- крутящего момента от угла между цилиндрами: 1—8 цилиндров с интервалами между вспышками 60— мтах Мг 120°—60—120° и т. д. 2 — 8 цилиндров с *ср интервалом между вспышками в 90° М = 1,1. ср уравновешенные силы инерции поступательно-движущихся частей вдвое больше, чем у одноцилиндрового двигателя или однорядного звездообразного двигателя при тех же размерах цилиндра. В этом отношении значительно рациональнее расположение колен под углом 180° (фиг. 2), применяющееся в четырехтактных двух- и четырехцилиндровых двигателях с противоположным расположением цилиндров, а также в 143 т! m Lkl F 4 Фиг. 2а. Схема расположения Фиг. 26. Схема расположе- рЯДОВ ДВУХЦИЛИНДРОВОГО ДВИГа- НИЯ рЯДОВ ДВуХрЯДНОГО че- rVOMn ТПР™ППРНППГП mm с vrnOM теля с противоположным рас- тырехцилиидрового двига- Фиг. 3. Схема двухрядного звездо- Фиг. 4. Схема трехколешюго вала с углом теля с противоположным образного двигателя со смещенными «™,-,-- -™-,Р«ЯМН пяшгктм UO . расположением цилиндров. рядами. положением цилиндров. между коленами, равным 120е //М, V777 7777, а /,4 О I™-- 4 5 Фиг. 5. а—схема четырехколенного вала с расположением колен под углом 180 ; б—схема четырехколенного вала с расположением колен под углом 90°. ГГ. 1 Т'-тг f 2 ' 2,3 Фиг. б. Схема однорядного четырехцилиндрового двигателя. Фиг. 7. Схема двухрядного восьми- цилиндрового мотора с углом между рядами ч — 90°. двухрядных звездообразных двигателях со смещенными рядами цилиндров для лучшего их охлаждения (фиг. 3). В трехколенном валу двигателя с тремя цилиндрами в ряд для равномерного чередования вспышек колена должны располагаться под углами 120° (фиг. 4). Однако при такой схеме расположения колен появляется неуравновешенный момент от сил инерции. Четырехколенные валы могут выполняться с расположением колен под углами 180° и 90° (фиг. 5). Валы, выполненные по схеме, показанной на фиг. 5а, являются уравновешенными в отношении сил и моментов от сил инерции вращающихся масс и обеспечивают равномерное чередование вспышек в четырехтактных двигателях, имеющих по четыре цилиндра в одном ряду при любом числе рядов и соответствующем их размещении. В однорядном четырехцилиндровом двигателе возможны два порядка зажигания: 1 — 2 — 4 — 3 и 1 — 3 — 4 — 2, через равные интервалы 720 а = ----- = 180° поворота коленчатого вала (фиг. 6). Оба приведенных порядка вспышек применяются одинаково часто. V-образный восьмицилиндровый двигатель (например М-6) можно рассматривать состоящим из двух самостоятельных четырехцилиндровых рядов с одинаковой последовательностью вспышек в каждом из них через 180° поворота коленчатого вала. Но так как из условия равномерного чередования интервал между вспышками — Q — то через 90° поворота вала после вспышки в первом ряду должна быть вспышка во втором ряду. Это возможно в том случае, если угол между рядами 7 = 90° (фиг. 7). Два возможных порядка зажигания показаны на фиг. 8. При размещении рядов цилиндров под углом, отличным от 90°, порядок работы не изменится, но равномерность чередования вспышек между рядами I и II нарушится. Так, при угле между цилиндрами Y = 60° с этим же валом порядок вспышек будет следующий: • . • li-60°— 4„ — 120° — 2i— 60° — Зц-120°— 4i и т. д. Аналогично можно показать, что при рассматриваемой схеме вала в 12-цилиндровом W-образном двигателе (фиг. 9) с углом между рядами 60° при равных интервалах получается последовательность вспышек, показанная на фиг. 9, б. Х-образные 16-цилиндровые двигатели распространения в авиации не получили. Здесь при f -= 90° интервал между вспышками а = 90° при одновременности вспышки в двух противоположных рядах. Недостатком четырехколенного вала, выполненного по схеме, показанной на фиг. 5а, во всех случаях являются остающиеся неуравновешенными силы инерции 2-го порядка от поступательно-движущихся масс. От этого недостатка свободен вал, показанный на фиг. 5, б\ здесь силы инерции 1-го и 2-го порядка от поступательно-движущихся частей сами собой уравновешиваются, хотя появляются неуравновешенные моменты от тех же сил и от центробежных сил инерции вращающихся частей, что вызывает постановку противовесов и, следовательно, излишнее утяжеление конструкции (фиг. 10). В четырехцилиндровом четырехтактном двигателе с таким валом вспышки чередуются неравномерно (фиг. 5, б): Л -180° -4 — 90° -2— 180° — 3-270° — 1. ВВА— 142— 10 145 - Такая конфигурация вала вполне целесообразна в четырехцилиндровом двухтактном двигателе, в котором требуется чередование вспышек через 90°. В случае V-образного четырехтактного восьмицилиндрового двигателя с 7=90° (Аргус AS-10) удается осуществить равномерное чередование вспышек и при данной схеме вала (фиг. 11). 1ряд • Л яд 2 '90° \90° у \9й \ /S0°\ 3 . или 4 3 I \/\/\/\ 4- 2 / 3 Фиг. 8. Возможные порядки зажигания двухрядного восьми- цилиндрового двигателя. Построением аналогичной схемы можно доказать, что при угле между цилиндрами 180° (один ряд Нэпир-Рэпир) можно получить равномерное чередование через О лишь при расположении колен под 90° (фиг. 12). Шестиколенный вал, исходя из условий равномерного чередования вспышек и уравновешенности, строится по схеме, показанной на фиг. 13. в Ш ряд \ \ Фиг. 9. а---схема трехрядного W-образного 12-цилиндрового двигателя; б — один из порядков зажигания W-образного двенадцатицилиндрового двигателя. В однорядном шестицилиндровом двигателе при направлении вращения, показанном на фиг. 13 и при обратном, возможны следующие варианты порядка зажигания: 1)1 __ 2 __ 3 _ 6 __ с _ , 4; 5) 1 __ 3 __ 2 — 6-4 -5; 2) 1 __ 5 __ о __ 6 __ о __ 4; 6) 1 __ 4 __ 2 — 6 — 3 -5; 3) 1 — 2 _4 — 6 -5- 3; 7) 1 _ з _ 5 — 6 — 4 -2; 4) 1 — 5 __ 4 __ 6 ___ О __ - 3; 8) 1 , _ 4 _ 5 -6-3 __ о. •-*> 146 Фиг. 10. Коленчатый вал V-образного восьмицилиндрового двигателя Аргус-10. /\ v 30° 90° 90° 90* з 2-90*-t Фиг. 11. Расположение рядов и порядок зажигания V-образного восьмицилиндрового двигателя с расположением колен у вала под углом 90°. I ряд 77777/ "77777. '////ь 77777. К ряд "7777, 1±] Lfkl Хряд Еряд \/\ /V Фиг. 12. Расположение рядов и один из возможных порядков зажигания в двух рядах цилиндров двигателя Нэпир-Репир. Фиг. 13. Схема шестиколенного вала. Iряд Л ряд и и В 2 <& 4 ^ \/\/\/\/\/\ 6 ? л j \ Фиг. 14. а—схема расположения рядов V-образного 12-цилиндрового двигателя; б—один из возможных порядков зажигания V-образного 12-цилиндрового двигателя. 148 При обычно принятом в авиадвигателях расположении карбюраторов, по одному на три смежных цилиндра, рациональной является вторая и шестая последовательность порядка зажигания; при такой последовательности всасывание производится через равномерные интервалы в 240°, тогда как при остальных порядках зажигания карбюратор питает все три цилиндра в течение лишь одного оборота, бездействуя при втором обороте. В 12-цилиндровом V-образ-ном двигателе с коленчатым валом, выполненным по схеме, показанной на фиг. 13, обеспечивается равный интервал между вспышками а = 60° при угле между рядами цилиндров 7 = 60° (фиг. 14). Возможных порядков за- Лев. ~/ 5 , J \ / \ / 45° 75° 45° 75° U т.д. ':'? \/ Ч / Прав. в 2 Фиг. 15. Расположение рядов и порядок зажигания V-образного 12-цилиндрового двигателя с углом между рядами -у =45°. жигания так же как у шестицилиндрового двигателя получается восемь, но общепринятым является показанный на фиг. 14, б. В целях уменьшения габарита на некоторых двигателях (Либерти и М-5) угол между рядами цилиндров взят f = 45°. В этом случае порядок зажигания не меняется, но чередование вспышек получается с различными интервалами (фиг. 15 и 16). Вследствие неудобств с устройством магнето такое расположение рядов цилиндров распространения не получило. При двухрядном 12-цилиндровом двигателе с противоположными рядами (фиг. 17) равномерное чередование вспышек возможно при обычном ше-•стиколенном вале. При этом возможно тридцать два различных порядка зажигания, из которых наиболее целесообразный показан на фиг. 17, б. Такое расположение цилиндров встречается в двигателях Нэпир, Деггер, Рато - Потез, Лоррен- Мтах = 1,13 О 180 Фиг. 16. Кривые неравномерности крутящего момента 12-цилиндрового двигателя if—при угле между рядами у = 60°; 2—при угле между рядами у = 45° Потез. В случае 18-цилиндрового W-образного двигателя интервалы между вспышками а = =40° (фиг. 18). Равномерное чередование вспышек будет обеспечено при углах между 380 540 ~> 720 рядами в 40° и 80° (фиг. 18, а и 19, а). Порядок работы их при том же коленчатом вале показан на фиг. 18, б и 19, б. При расположении рядов в виде буквы Т (фиг. 20, а] применяется обычная схема вала, но равномерного чередования вспышек, как видно из фиг. 20, б, получить невозможно. Такая схема расположения цилиндров не получила распространения. В Х-образном 24-цилиндровом двигателе интервал между вспышками а — 30°, т. е. и угол между рядами должен быть также 30°. Так как это условие конструктивно невыполнимо, то на выполненных двигателях применялся угол 1 — 60°. Но в этом случае при обычном расположении колен шестиколенного вала возможно равномерное чередование вспышек лишь с интервалом 60°, т. е. при одновременной вспышке в двух рядах. Для устранения этого в двигателе Паккард первые три колена по отношению к задним смещены на 30°, очевидно, в ущерб уравновешенности всего двигателя (фиг. 21). 149 / ояд f'B 7/7Р/7 v 2 \/\/\/\/\/\ Л ряд 3824-15 or б ' Фиг. 17. Схема расположения рядов и один из возможных порядков зажигания 12-цилиндрового двигателя с противоположным расположением цилиндров. И ряд IP** I шр*д 1ряд / 5 \ Л ряд 8 Ж \ 2 ' \ \ 4 \ 2 \ 5 53 \ \ -24 ФиГ. 18. Схема расположения рядов и один из возможных порядков зажигания W-образного 12-цилиндрового двигателя прид==40°. Ж ряд о г» 2,5 Cf >/ 5 3. в 2 ЖряЬ Ж ряд 3 и / \ 2 / f / (J / <•, Фиг. 19. Схема расположения рядов цилиндров и один из возможных порядков зажигания W-образного 18-цилиндрового двигателя при 150 Фиг. 20. Схема расположения рядов цилиндров и один из возможных порядков зажигания Т-образного 18-цилиндрового двигателя. Фиг. 21. Схема расположения рядов цилиндров и по- , рядок вспышек в 24-цилиндровом Х-образном двигателе Паккард. 4 ,///л ///// 77777 7777. 7777 7777 7777 2 Фиг. 22. Схема восьмико ленного вала. 151 В двухтактных двигателях применение нормального шестиколенного вала связано с необходимостью давать вспышки в одном ряду на двух коленах одновременно. Во избежание этого необходимо применять вал либо по типу, показанному на фиг. 21, либо с коленами под углом 60° друг к другу. В обоих случаях возникает неуравновешенный момент от сил инерции. В четырехтактном однорядном восьмицилиндровом двигателе с интервалом между вспышками 90° колена вала должны быть расположены под углом 90° друг к другу. Этому условию может удовлетворять неско- 8 пиан nun ////.у/ и;/;. \ птшт или 7777, \ 7777 3 ///7/// Г 'шм ///////1 77777/ 7777, ттттт) 2 7 Фиг. 23. Схема восьмиколенного вала: .2.7 лько конструктивных схем. На фиг. 22 показан восьмиколенный вал, который получен из соединения двух четырехколенных валов, смещенных один относительно другого на 90°. Однако при таком расположении колен двигатель неуравновешен в отношении моментов от сил инерции 2-го порядка поступательно-движущихся частей. Полная уравновешенность может быть достигнута при конфигурации вала, показанной на фиг. 23; В авиации двигатели с восьмиколенными валами не получили распространения, хотя и были попытки создания таких двигателей. § 50. ЧИСЛО ОПОР КОЛЕНЧАТОГО ВАЛА Одним из основных условий надежности коленчатого вала является достаточная жесткость. Помимо геометрических размеров вала, она зависит от числа и расположения опор. При многоколенном вале наиболее целесообразно выполнение опор по обе стороны каждого колена. Но в целях облегчения картера и уменьшения длины двигателя возможно выполнение опор через одно или через несколько колен. Фиг. 24. Коленчатый вал двухрядного звездообразного двигателя Армстронг-Пантера. Фиг. 25. Коленчатый вал двухрядного звездообразного двигателя Твин-Райт 1—полукольцо; 2—шпонка; 3—стяжной болт. Примеры конструкции двухколенного вала на двух и трех опорах показаны на фиг. 24 и 25. Четырехколенные валы могут выполняться на двух, трех и пяти опорах, как показано на фиг. 26. Решающим основанием выбора одного из этих типов вала является расстояние между осями цилиндров. При длинноходных двигателях с очень малым диаметром близко поставленных 152 цилиндров размещение одной средней опоры (фиг. 26, а) становится не всегда целесообразным, так как может повлечь за собой значительное уменьшение несущей длины шеек. Наоборот, при большом диаметре цилиндров или необходимости поставить их достаточно далеко друг от а в' Фиг. 26. Схемы расположения опор четырех- Фиг. 27. Схемы расположения опор шести-коленного вала. коленного вала а—шестиколенный вал на трех опорах; б—шести-коленный вал на четырех опорах; в—шестиколенный вал на семи опорах. друга (например, при воздушном охлаждении) применение схем, показанных на фиг. 26, а и б, повлекло бы за собой излишнее уменьшение жесткости вала вследствие увеличения расстояния между опорами. Преимущественное распространение в конструкциях авиационных двигателей получила схема, изображенная на фиг. 26, в. Из шестиколенных валов с различным числом опор в современных авиационных двигателях находят всеобщее применение валы, выполненные по схеме, показанной на фиг. 27, в. § 51. ПОДШИПНИКИ ДЛЯ КОЛЕНЧАТЫХ ВАЛОВ В авиационных двигателях применяются шариковые, роликовые и скользящие коренные подшипники коленчатых валов. Преимущество шариковых и роликовых подшипников в том, что вследствие значительного повышения удельной нагрузки (в сравнении со скользящими подшипниками) уменьшается длина коренной шейки и, таким образом, при заданной длине колена может быть увеличена длина шатунных шеек или толщина щек. Одновременно уменьшаются потери на трение, отпадает необходимость смазки под давлением и уменьшаются изно-сы. Поэтому на одноколейных, а также и двухколенных валах звездообразных двигателей, где монтаж шариковых и роликовых подшипников не вызывает затруднений, они получили всеобщее распространение. При этом для двигателей большой мощности (500 л. с. и выше) применяются no-преимуществу роликовые подшипники. Вместе с тем были попытки применения на звездообразном двигателе скользящих коренных подшипников (например, Фиат А-50 и Райт-F). При монтаже шариковых и роликовых подшипников на вал применяется глухая посадка 1-го класса точности, что соответствует натягу от 0,00 до 0,040 мм на диаметре от 80 до 120 мм. Во избежание надира поверхности вала подшипники монтируются подогретыми до 80—100° С. На многоколенных неразъемных валах применение шариковых и роликовых подшипников встречает значительные затруднения. При монтаже коренные подшипники продеваются через колена вала, как показано на фиг. 28, для чего внутренний диаметр подшипников выполняется больше диаметра коренных шеек и на вал под обойму подшипника ставятся два полукольца; одно из них заходит в выточки вала и ставится до надевания подшипника, а другое ставится после этого; от выпадения второе кольцо стопорится винтом, а от проворачивания фиксируется шпонкой. Для 153. •облегчения продевания подшипников через колена вала щеки вала имеют призматическую форму с сильно скошенными ребрами. Существенным недостатком данной схемы является излишнее увеличение диаметра наружной обоймы подшипника. Это вызывает затруднения в конструкции картера и подвески, притягивающей подшипник к гнезду картера. От этого недостатка свободна конструкция, показанная на фиг. 29. В этой конструкции ролики катаются непосредственно по коренным шейкам вала, который должен выполняться из цементируемой стали, обладающей несколько пониженными механическими качествами. Кроме того, цементация коленчатого вала связана с усложнением производства и некоторым увеличением брака. Все это нужно отнести к недостаткам такого конструктивного решения. Фиг. 28. Монтаж роликовых подшипников на вал двигателя Нэпир-Лайон. Фиг. 29. Колено вала двигателя Майбах. Общим недостатком обеих конструкций является ограничение формы т размеров щеки, которая может быть только призматической. И поэтому у большинства современных рядных двигателей получили распространение •скользящие коренные подшипники. § 52. РАЗЪЕМНЫЕ КОНСТРУ/КЦИИ КОЛЕНЧАТЫХ ВАЛОВ В многоколенных валах разъемная конструкция необходима для возможности применения шариковых или роликовых подшипников. В звездообразных двигателях применение разъемного вала вызывается желанием выполнять кривошипную головку шатуна неразъемной. По данным Рикардо в некоторых старых автомобильных конструкциях 'Соединение коренных, шатунных шеек и щеки осуществлялось посредством прессовой посадки в горячем состоянии по цилиндрическим поверхностям (фиг. 30), либо посредством стяжных болтов (фиг. 31). Эти соединения достаточно просты в производстве, но для надежности требуют широких щек, что сильно утяжеляет вал, и поэтому в авиационных двигателях распространения не получили. Конструкция же, показанная на фиг. 30, неразборная. В мотоциклетных двигателях широкое распространение получили конусные соединения разъемных валов. В авиационных двигателях такое соединение применяется лишь при небольшой их мощности. Дефектом подобных конструкций (фиг. 32, 33 и 34) является недостаточная надеж- 154 Фиг. 30. Разъемный .коленчатый вал автомобильного двигателя мощностью в 125 л. с. Фиг. 31. Разъемный коленчатый вал1" автомобильного двигателя тяжелого грузовика- Фиг. 32. Коленчатый вал трехцилиндрового W-об- разного двигателя Anzani в 25 л. с. Фиг. 33. Коленчатый вал мотоциклетного двигателя. Фиг. 34. Соединение частей коленчатого вала двигателя Рено 500 л. с. 155 а Фиг. 35. Колено вала двигателя Фиат А-55: а—центрирующий поясок. ность соединения при коротком конусе и появление наклепа при передаче большого момента. Для большей надежности соединения длина конуса должна быть максимально увеличена. Более рациональным и надежным является шлицевое соединение (фиг. 35 и 36). Здесь одновременно с шлицами выполнены цилиндрические пояски а для точной центровки обеих половин вала. Крепление всего соединения достигается осевым стяжным болтом. Затяжка болта при монтаже должна быть такой, чтобы при изгибе шейки от усилия вспышки стык обеих частей вала не расходился. При недостаточной затяжке происходит наклеп и сваривание в месте стыка, что может привести в негодность весь вал. Для устранения этого в месте стыка прокладывается стальное закаленное кольцо. Соединение частей вала по этому типу надежно в эксплоатации и применяется до настоящего времени в двигателях Пратт-Уитней и BMW-Хорнет. Недостатком такого соединения является дороговизна изготовления. Наиболее распространенным является соединение, показанное на фиг. 37, 38 и 39. Здесь на задней щеке вала имеется разрез- г—86,5 ное ухо, в котором зажимается шатунная шейка, составляющая одно целое с передней частью коленчатого вала. Прочность соединения обеспечивается только силой затяжки болта. В двигателях Бристоль-Юпитер (фиг. 37) для относительной фиксации половинок вала при сборке служит наклонная шпонка, выполненная за одно целое с задней щекой путем протяжки. Чтобы болт во время завертывания гайки не вращался, в его головке сделан срез, приходящийся против выступа на задней щеке. В двигателях Бристоль-Меркур (фиг. 38) и Райт-Циклон (фиг. 39) отверстие в задней щеке сделано без шпонки. Центровка осей коренных шеек при сборке достигается при помощи цилиндрического контрольного стержня, который вставляется в точно обработанные отверстия в нижней части обеих щек. Для обеспечения надежности соединения задняя щека выполнена толще передней. 156 Фиг. 36. Колено вала двигателя Хорнет: а—центрирующие пояски. Фиг. 37. Вал двигателя Бристоль-Юпитер; Вид по стрелке А Фиг. 38. Вал двигателя Бристоль-Меркур. 157 В двигателе Райт-Циклон (фиг. 39) для уменьшения веса стяжной болт ввертывается на резьбе непосредственно в проушину задней щеки, где и контрится стопором. На поверхности шейки под болтом сделана небольшая лыска, чтобы приблизить болт к центру для уменьшения центробежных сил инерции. Чтобы уменьшить деформацию при затяжке, внутри шатунной шейки оставлена перемычка. Для надежности затяжки шатунная шейка ставится в отверстие задней щеки с натягом и при монтаже в прорезь проушины вставляется клин. Недостаточная затяжка ослабляет вал 90.Ш 7 Удлинение при Фиг. 39. Вал двигателя Райт-Циклон 1—задний противовес; 2—задняя щека коленчатого вала; 3—ролики, на которых подвешен задний противовес; 4—отверстие в задней щеке вала; 5—отверстие в противовесе; б—стальные закаленные кольца; 7—заплечики ролика; 8—ограничительная пластинка; 9—втулка хвостовика; 10—отверстие для центровки при сборке; 11—стопор для контровки стяжного болта. и опасна потому, что в этом случае может произойти смещение коренных шеек в работе и наклеп на поверхности шейки и щеки. Чрезмерная затяжка также нежелательна во избежание перенапряжения болта и шейки. Поэтому усилие затяжки при монтаже обязательно контролируется. Соединение разъемных валов по типу, принятому в двигателе Райт, ввиду простоты и надежности в эксплоатации, применяется также на двухколенных валах двухрядных звездообразных двигателей. В конструкции вала двигателя М-85 каждые два болта проушины для удобства монтажа направлены головками в противоположные стороны. Для обеспечения жесткости вала средняя щека сильно развита по контуру; значительные выемки материала щеки сделаны для облегчения веса детали (фиг. 40а). Правильность относительного положения частей вала при сборке достигается посредством контрольного стержня, который вводится в отверстия 1 и 2 (фиг. 406). Помимо рассмотренных соединений, сборных коленчатых валов необходимо указать на соединение по типу, принятому в двигателе Хирт, на торцевых треугольных шлицах (фиг. 41). Такой тип соединения дает 158 Фиг. 40а. .Средняя щека вала двигателя М-85, (с противовесами без №уш.еи шестерни. ^ peaykmopa относительно icu вращения) Фиг.^406. Вал двигателя М-85: 1 и 2—контрольные отверстия для центровки при сборке. Фиг. 41. Разъемный вал двигателя Хирт. С У. возможность собирать из одинаковых деталей валы с различным числом колен. За исключением двигателей Хирт такое соединение в других двигателях пока не применяется. § 53. РАСЧЕТ СТЯЖНОГО БОЛТА При расчете соединения типа, принятого в двигателе М-25, исходят из величины реакции Т' задней опоры от тангенциальной силы Т (фиг. 42). Момент сил трения F от затяжки должен быть больше или равен моменту от силы реакции T'R относительно оси шатунной шейки. При несоблюдении этого условия шатунная шейка не будет скручиваться моментом от силы реакции, и, следовательно, конструкция в силовом отношении не будет эквивалентна неразъемному колену. Последнее обстоятельство связано со значительным увеличением нагрузки на переднюю щеку и примыкающий к ней опорный подшипник. Если принять, что Р— сила затяжки болта, Q — соответствующее уси- лие на поверхности шатунной шейки и F =-= [J.Q — сила трения, где \ъ — коэфициент трения, то, пренебрегая жесткостью в сечении ОО' (фиг. 42) (что возможно в случае посадки щеки на шейку без зазора) *, можно написать: и, следовательно, отсюда D h-2 D ' так как обычно Т' ' то Фиг. 42. Схема расчета стяжного болта коленчатого вала. Так как мгновенные значения момента Жкр больше среднего, то, вводя коэфициент неравномерности крутящего момента К, получаем необходимую минимальную силу затяжки При расчетах величина коэфициента трения ^ принимается в пределах 0,124-0,15, хотя вообще в зависимости от удельного давления на поверхности трения она может меняться от 0,15 при давлении около 1 кг/см* до 0,4 при 45 к?/см2. Соответствующее этой силе напряжение разрыва в сечении /Шш (в случае сплошного болта — по внутреннему диаметру нарезки) D (D 'mm Так как сечение болта переменно (нарезка, внутренние сверления), то удлинение при затяжке X вычисляется как сумма удлинений отдельных * А. П. Островский, Курс конструкций и расчетов авиационных моторов, ОНТИ, 1935. -60 участков сечением/ и длиной / при одной и той же растягивающей силе: или •\ Л == min / ~Т ' Е (2) Для определения сечения /min при проектировании величина о-0 выбирается в пределах 1500-^3000 кг[см2, но при монтаже болт перетягивается до напряжения около 4000 кг/см2. Это создает запас затяжки, необходимый для деформации проушины. Задача Рассчитать минимальную силу затяжки, нап р*я жение и удлинение болта в конструкции, показанной на фиг. 39. Дано: Ne = 755 л. с.; п = 2200 об/мин, (на взлете); число цилиндров 9; К -= 1,45; h = 90 мм. Решение: 716-755.100 О._п — = 24600 кг см; <., •ср.кр р = 12 2200 1,45 • 24 600 = 8300 кг. 4 - 0,12 • 9 Принимая fm[n = 4,4 см2 по сверленой части болта и по внутреннему диаметру нарезки, при расчете удлинения распространяем все это сечение на длину 60 мм; тогда имеем: а0 =-^- = 1900 К2 /см2; X - 1900 -^~ ^0,06 мм. Норма удлинения при затяжке болта по инструкции X = 0,13 мм, что соответствует перетяжке до 4100 кг/см2. Расчет стяжного болта, примененного в конструкции двигателя Пратт-Уитней (фиг. 43), ^ ведется так, чтобы при на- Фиг. 43. Схема расчета стяжного болта вала двигателя Пратт-Уитней. грузке шейки усилием вспышки стык FF шейки с задней щекой не расходился. Для этого напряжение предварительной^затяжки на стыке FF должно быть больше растягивающего напряжения, которое получилось бы при изгибе в этом сечении в случае неразъемной конструкции. Эпюра напряжений в стыке показана на фиг. 43. Здесь VF -раст - w a изг> W — момент сопротивления сечения FF обеих частей вала при условии выполнения его неразъемным; _ ->зат — ~р" -^ Р — искомая сила затяжки, F — площадь стыка. Определив силу Р, легко найти араст болта и его удлинение при затяжке, причем дается запас не менее 25% от ЯШш. § 54. ЭЛЕМЕНТЫ КОНСТРУКЦИИ КОЛЕНА Размеры коренных и шатунных шеек должны быть достаточными для того, чтобы обеспечить прочность и жесткость конструкции и надежную работу подшипников. Первые два условия требуют увеличения диаметра шейки, второе — длины. Увеличение диаметра коренных шеек может быть сделано без особых затруднений, в отличие от шатунных, где оно лимитируется увеличением веса шатуна и его вращательных частей. Поэтому, как правило, в современных двигателях коренные шейки делаются по диаметру больше ВВА— 142— 11 161 шатунных. Для уменьшения же их веса те и другие выполняются пустотелыми с внутренним диаметром 60—50% от наружного. Длина шеек в рядных двигателях ограничивается расстоянием между осями цилиндра и минимально допускаемой толщиной щек. В звездообразных двигателях она должна быть больше, чем в рядных, вследствие весьма значительной нагрузки от центробежных сил вращательных масс шатунов. Практические размеры шеек для современных двигателей в долях диаметра цилиндра _9Ц даются, руководствуясь данными, приведенными в табл. 1. Таблица 1 Звездообразные № РЯПНЫР двигатели по Наименование лкигятели пор. однорядные двухрядные 1 2 3 4 Диаметр шатунной шейки Длина шатунной шейки Диаметр коренной шейки Длина коренной шейки 0 45—0,5 0,40—0,50 0.55—0,65 0,32—0,40 0,45—0,53 0,55—0,60 0,58—0,62 0,20—0,25 0,5 —0,6 0,57—0,67 0,60—0,70 021—0,25 5 Толщина щек 0,12—0,18 0,22—0,28 0,22—0,28 Массивность валов звездообразных двигателей объясняется необходимостью увеличения жесткости вследствие увеличения расстояния между опорами. -----68 •—' Фиг. 44. Вал двигателя Фиат А-25. В нормальных шестиколенных валах, вследствие расположения третьего и четвертого колен в одной плоскости, возникает сравнительно большая нагрузка на коренной подшипник, расположенный между ними. В 'целях уменьшения этой нагрузки во многих двигателях валы выполнялись с увеличенной по длине коренной шейкой (фиг. 44). Однако вследствие увеличения габарита и веса двигателя такое решение широкого распространения не получило. Для устранения этих неудобств 162 на коленчатом валу гоночного двигателя Испано-Суиза 1800 л. с. (фиг. 45) подшипник средней коренной шейки был выполнен роликовым, что не требовало увеличения длины шейки, но усложняло монтаж этого подшипника на валу, так как для осуществления его щеки вала должны иметь призматическую форму. Фиг. 45. Вал гоночного двигателя Испано-Суиза 1800 л. с. В настоящее воемя у большинства современных двигателей все коренные опоры выполняются одинаковыми, но, как показывает практика, износ коренных шеек и разрушение антифрикционного слоя подшипника чаще встречаются на средних коренных опорах. Устранение этого дефекта достигается либо улучшением антифрикционных сплавов, применяемых для заливки подшипников (например, переход от заливки вкладышей баббитом на заливку свинцовистой бронзой), либо разгрузкой опоры противовесами. Валы рядных двигателей с противовесами показаны на фиг. 46. Фиг. 46. Вал рядных двигателей с противовесами: а—вал гоночного двигателя Фарман с противовесами; б—вал гоночного двигателя Ролльс-Ройс с противовесами. Недостатками применения противовесов являются увеличение веса вала и понижение резонансных чисел оборотов, так что они могут попадать в зону рабочих режимов двигателя. Во избежание местных перенапряжений очень важно в местах переходов от коренных шеек к щекам и от щек к шатунным шейкам давать радиусы переходов (галтелей) примерно Vi2 --- Vis от диаметра шейки. Так как места переходов (галтелей) из шатунных и коренных шеек, так же как и сами шейки, шлифуются, то для вывода шлифовального круга переход от первой галтели к щеке совершается через вторую галтель (фиг. 46а), радиус которой устанавливается от 0,5 до 1,00 мм. Галтель не является несущей частью шейки, так как ввиду трудности пригонки подшипника обычно на вкладышах против галтелей делают фаски. В случае применения роликовых или шариковых подшипников 163 Фиг. 4ба. f 0.2 03 ОЛ 0.5 QffJ Фиг. 466. , 0,1 0,2 0,3 ОЛ Qf./Qff* Фит. 46в. 0,1 0.2 0,3 O.k 0,5^ 0,6 h Фиг. 46г. 0,08 0.12 С15 0,2 Фиг. 4бд. Значения коэфициентов концентрации напряжений при скручивании брусков с различными видами сопряжений по Свэну фиг. 466, в, г; по Серенсену фиг. 46д (Т. В. Фл. № 2, 1937). 164 г\ г\ между обоймой и щекой ставится прокладка с выемкой для предохранения от сминания галтели. Во избежание повышенных местных напряжений необходимо также выполнять достаточные радиусы закруглений во всех шпоночных канавках, отверстиях и переходах к резьбам. Отрицательное влияние резких переходов на надежность конструкции иллюстрируется на фиг. 46а, б, в, г, д величинами коэфициентов концентрации напряжений I по теоретическим подсчетам и опытным данным различных авторов. Под величиной 5 подразумевается отношение действительного напряжения в месте перехода к напряжению, подсчитанному обычными формулами сопротивления материалов. /-, Отверстие, перпендикулярное оси / ' вала, также вызывает концентрацию напряжений с коэфициентом ?==1,6-— 2 (Серенсен). В тех случаях, когда ролики катаются непосредственно по шейкам вала, беговая поверхность выполняется ко- Фиг. 47а. роче ролика во избежание заклинения, которое могло быть при отсутствии этой дорожки и при наличии выработки поверхности (фиг. 47а). Щеки валов рядных двигателей могут выполняться призматическими или в виде овальных и даже круговых дисков. Овальные щеки валов получили наибольшее распространение, например, в двигателях Паккард, Кертис-Конкверор, Фиаг AS-5, АМ-34 и в ряде других. Преимущество этой формы в том, что пря ограниченной толщине щек вдоль оси вала обеспечивается достаточная величина момента инерции ее сечения за счет развитой ширины. Призматические щеки распространены в звездообразных двигателях, где нет ограничения размеров в длину. В рядных конструкциях они сохранились лишь в маломощных двигателях воздушного охлаждения, где расстояние между осями цилиндров достаточно велико, либо в тех двигателях, где необходимо продевать обоймы подшипников через колена (Нэпир, ЮМО-205, Испано-1800) или неразъемный шатун (BMW-6, Майбах). Ребра щек и концы, примыкающие к шейкам, скашиваются для умень-Фиг. 476. Вал двигателя Армстронг-Леопард. щения веса. Эти СКОСЫ приходится выполнять особенно большими, если необходимо обеспечить надевание подшипников (см. фиг. 64). В двухрядных звездообразных двигателях средняя щека всегда делается особенно массивной для придания необходимой жесткости валу. На фиг. 476 показан вал двигателя Армстронг-Леопард, где в целях увеличения длины шатунных шеек и уменьшения расстояний между рядами средняя щека выполнена наклонно по отношению оси цилиндра. В двигателе Армстронг-Тигр (фиг. 48) по тем же соображениям на щеке выполнены подрезы, в связи с чем она сделана достаточно массивной. В двигателях Испано-Суиза 14НА и 14НВ вследствие сравнительно большого расстояния между рядами цилиндров, вызванного принятой схемой разъемов картера, щека выполнена с наклоном, направленным в 165 другую сторону по сравнению с наклоном щеки в двигателе Армстронг-Леопард. Для жесткости вала она выполнена очень массивной (фиг. 48а) В двухрядных звездообразных двигателях Райт и Пратт-Уйтней валы выполняют с промежуточными опорами (фиг. 25). Средний подшипник для возможности монтажа выполнен значительно большего диаметра, чем крайние, и ставится на полукольцах, заплечики которых привертываются к щеке. Для удобства монтажа передний противовес выполнен съемным. Промежуточная опора повышает жесткость вала, но Фиг. 48. Вал двигателя Армстронг-Тигр; для;,, надежной работы трехопорного вала необходимо строгое соблюдение соосности всех опор, что при значительной величине диаметра среднего подшипника ставит очень высокие требования1^ степени точцости производства. Фиг. 48а. Коленчатый вал двигателя Испано-Суиза, 14НА. Форма щеки разъемного вала двухрядной звезды уже была показана на фиг. 40а. Наличие двух стяжных болтов является результатом увеличения толщины щеки для придания необходимой жесткости валу. * § 55. ПРОТИВОВЕСЫ На валах рядных двигателей противовесы получаются относительно небольшими и выполняются, обычно заодно целое со щеками (см. фиг. 46). В звездообразных двигателях при очень значительной величине противовесов они выполняются съемными по производственным соображениям. Для уменьшения веса массу их размещают насколько возможно дальше от оси коленчатого вала. С этой целью им придается форма сегментов такой толщины, чтобы зазор между противовесом и стержнем шатуна, как и зазор в юбке цилиндров, не превышал 2—3 мм. После этого подбирается высота сегмента по заданной массе противовеса. Наиболее распро-166 страненный способ крепления противовесов к щеке — это крепление болтами внакладку с одной стороны (фиг. 49). Для разгрузки болтов от среза в большинстве случаев противовесы заходят в паз на щеке. В двигателе Бристоль-Меркур к небольшим противовесам, выполненным заодно со щеками, привернуты болтами допол- Фиг. 49. Крепле- к. ние противовеса коленчатого вала двигателя М-22. нительные массы. На заднем противовесе эта масса устанавливается пазом, на переднем — на заплечиках основного противовеса (фиг. 49а). В двигателях Гном-Рон (серии К) и Хорнет (фиг. 36) противовесы выполняются из двух частей и крепятся заклепками так же внакладку, но с двух сторон щеки. Крепление на заклепках проще в производстве и надежнее болтового, так как не приходится беспокоиться об ослаблении затяжки гаек. Выгода двухстороннего крепления в том, что заклепки работают на срез по двум сечениям. Вид по стрелке .В" •Фиг. 49а. Крепление противовесов на моторах Бристоль. Из тех же соображений в двигателях Райт-Циклон щека вала для крепления противовеса имеет форму вилки, так что получаются также две поверхности среза заклепок при неразъемном противовесе. В двигателях Райт-Циклон серий F-50 и G-100 (фиг. 39) задний противовес 1 одновременно работает как гаситель крутильных колебаний. Он подвешен к щеке вала 2 на двух роликах 5, которые входят в отверстия 4 и 5. От величины диаметра роликов зависит длина маятника. Для надежности работы в отверстия 4 и 5 впрессованы закаленные кольца 6. Во избежание чрезмерного увеличения амплитуды качания противовеса на щеке 167 привернута ограничительная пластина 8. Чтобы снять противовес, достаточно снять эту пластину, после чего ролики свободно удаляются из отверстий 4 и 5. Отверстия в цементированных кольцах и в щеке должны быть выполнены без перекосов и конусности во избежание надира щеки противовесом. г • В двухрядных звездообразных двигателях противовесы обычно ставятся также на продолжении крайних щек (см. фиг. 40). При этом размеры и вес их получаются относительно меньше по сравнению с противовесами однорядных звездообразных двигателей, так как плечо пары от инерции противовесов в 1,5—2 раза больше плеча пары от сил инерции вращательно-и поступательно-движущихся частей, что дает возможность выполнять противовесы заодно со щеками. Однако в мощных двигателях крепление противовесов выполняется обычно так же, как в однорядных звездообразных. На валу двигателя 1вин-Раит (фиг. 25) для монтажа среднего подшипника передний противовес—съемный и крепится на носке вала рядом с упорно-опорным подшипником посредством шпонки и стяжного болта. Задний противовес выполнен заодно со щекой. Такая установка противовесов связана с дальнейшим уменьшением их веса. Весовая, подгонка противовеса достигается либо спиливанием цилиндрической части поверхности сегмента и торцевых поверхностей, либо подбором пробок, ввертываемых в щеки со стороны противовесов. г § 56. НОСОК КОЛЕНЧАТОГО ВАЛА В безредукторных двигателях посадка втулки винта выполняется непосредственно на носке коленчатого вала. В прежних конструкциях • (фиг. 50) и на ряде современных моторов небольшой мощности центровка втулки винта достигается посадкой с натягом на коническом носке вала (1: 20) СО ШПОНКОЙ ДЛЯ Передачи Крутя- Сечение а-о щего момента винту. В этой кон-стржции при недостаточно тщательной подгонке конуса наблюдается наклеп втулки; иногда на- Фиг. 50. Носок вала двигателя М-5. клеп получается настолько значительным, что снять приварившуюся к носку втулку становится вообще невозможным и ее приходится распиливать. Подгонка ведется притиркой по краске. При монтаже между шпонкой и дном канавки должен оставаться радиальный зазор Фиг. 51. Носок вала двигателя Бристоль-Юпитер: 1—передний разрезной бронзовый конус. 0,^5 мм. При монтаже необходимо поверхности конусов смазывать минеральным маслом с графитом. Основными недостатками этой конструкции, наблюдавшимися в двигателях больших мощностей, являются: срез шпонки, смятие и трещины носка у шпоночной канавки. Для устранения последних недостатков в двигателях Бристоль-Юпитер применена посадка втулки, показанная на фиг. 51. Здесь центровка достигалась разрезным бронзовым конусом и боковинами шлицев, выполненных 168 Сечение б-б на конической поверхности носка. Для подгонки втулки к шлицам требовалась лекальная слесарная работа, причем втулки были невзаимозаменяемыми. При плохой подгонке явление наклепа не устранялось. В двигателе М-17 (фиг. 52) шлицы для передачи крутящего момента выполнены по цилиндрической части носка вала; центровка производилась-по гладкой конической части носка. Для облегчения пригонки конус на втулке сокращен до 104 мм против 170—200 мм. Наклеп в этой конструкции не устранен, так как пригонка конической части весьма затруднительна ввиду наличия шлицев. Одним из эффективных методов по устранению наклепа является покрытие поверхностного Фиг. 52. Носок вала двигателя М-17. слоя втулки электролитическим слоем меди толщиной 0,02 мм. Для быстрой замены винта в эксплоатации без кропотливой пригонки новой втулки к носку были попытки ввести фланцевое соединение. Однако в связи с трудностью по установке упорного подшипника самый фланец необходимо выполнять, отдельно от вала. Крепление втулки осуществляется посредством болтового соединения. Центровка обеспечивается цилиндрической поверхностью фланца вала; для передачи крутящего момента на торцах фланца вала и фланца втулки винта выполняются радиальные зубчики. - Наибольшее распространение получила посадка втулки по типу, указанному на фиг. 53. Здесь передача крутящего момента производится шлицами на цилиндрической части носка вала, а центровка втулки осуществляется на двух конусах. Задний конус — бронзовый и для лучшей затяжки разрезной; передний — стальной, разъемный, состоящий из. двух половин. Затяжка втулки производится гайкой с заплечиками, входящими в выточку на разъемном конусе. Благодаря заплечикам при отвертывании гайки конус упирается в разрезное пружинное кольцо 1, сидящее во втулке винта,, и таким образом производится съемка втулки с вала. При этой конструкции явление наклепа встречается значительно реже, так как шлицы могут быть выполнены методом обкатки с весьма большой степенью точности. Поэтому подгонка втулки по шлицам практически почти отсутствует, конуса же можно притереть к втулке независимо от вала. Для постановки втулки всегда в одном положении одна впадина между шлицами на носке вала не выполняется или заглушается винтом 2, а на втулке винта соответственный шлиц снимается. Расчет на прочность шпонки носка по среднему крутящему моменту без вычета сил трения на конусе для ряда выполненных конструкций дает напряжение изгиба 600—1500 кг\см?, среза —400—700 кг/см* и смятия. — 1200—1800 кг/см2. Фиг. 53. Носок вала двигателя Твин-Райт: 1—разрезное пружинное кольцо; 2—фиксирующий винт. Надежность шлицевых соединений зависит от точности их изготовления. По ACT 25 МТ принято считать, что при 4—6 шлицах в передаче момента участвует 0,75 от их общего числа, при 8—10 — 0,7, при 16—0,67 и при 24— 0,60. Удельное давление на смятие при этом допускается до 400 кг/см2] напряжение изгиба не превосходит 1500 кг\см>, § 57. УПОРНЫЕ ПОДШИПНИКИ Для передачи силы тяги винта и для продольной фиксации вала на яоске ставится упорный подшипник. В современных двигателях приме- •Фиг. 54. Упорный подшипник вала двигателя М-5. Фиг. 55. Упорный ..подшипник вала двигателя М-17 1—поясок вала» 2—разъемная втулочка, 3—фиксирующая втулка. няются преимущественно шариковые осевые и радиальные (опорно-упорные) подшипники. Осевые подшипники для тянущего и толкающего винтов могут выполняться двухрядными (фиг. 54) и однорядными (фиг. 55, 56). Для обеспечения надлежащего зазора между шариками и обоймами предусматривается распорное дистанционное кольцо на валу (фиг. 54) или установочные кольца определенной толщины в картере. Преимущество однорядных подшипников перед двухрядными—в их простоте, легкости и меньшем габарите. В этом случае (фиг. 56) при тянущем винте сила тяги передается цилиндрическим пояском вала 1 через заднюю обойму подшипника, шарики и переднюю обойму на картер двигателя. При толкающем винте тяга передается через буртик разъемной втулочки 2, сидящей в выточке на валу. Втулочка 2 удерживается напрессованной на нее втулкой 5, зафиксированной в осевом направлении пружинным кольцом 4. Подшипник ставится в картере с зазором в осевом направлении от 0,15 до,0,40 мм. Упорные осевые шарико-подшипники обычно устанавливаются между двумя скользящими опорными. Конструктивно удобный вынос упорного подшипника вперед (фиг. 54) невыгоден, так как вызывает увеличение длины консоли носка, что связано с увеличением .момента от неуравновешенных сил инерции винта. Фиг. 56. Упорный подшипник двигателя АМ-34 1—поясок вала, 2—разъемная втулка, 3—фиксирующая втулка, 4—пружинное кольцо. Фиг. 57. Упорный подшипник двигателя Паккард. Фиг. 58. Упорный подшипник вала двигателя Фиат А-55. Фиг. 59. Опорно-упорный подшипник вала двигателя М-22. Радиальные упорные шариковые подшипники выполняются с более-глубокими канавками под шарики по сравнению с обычными опорными. При установке радиального подшипника между двумя скользящими опорными по наружному кольцу оставляется диаметральный зазор не менее 0,2 мм (фиг. 57 и 58). Однако радиальные шариковые подшипники могут одновременно работать как опорно-упорные, благодаря чему их можно располагать впереди коренных подшипников. Это упрощает их крепление .и монтаж, а также дает выигрыш в габарите и в весе. Поэтому в современных двигателях постановка опорно-упорных подшипников получила широкое распространение на рядных и звездообразных двигателях. В двигателе М-22 (фиг. 59) опорно-упорный подшипник выполнялся двухрядным бочкообразным, самоустанавливающимся. Но вследствие дороговизны изготовления подобные подшипники не получили широкого распространения. Типичная конструкция подшипников для современных звездообразных двигателей показана на фиг. 60. Посадка опорно-упорного подшипника двигателя М-25 на вал производится с небольшим зазором (0,01 —0,04 мм) по внутреннему диаметру и с несколько большим зазором (0,01 —0,08 мм) по наружному ' диаметру. Применение отрицательного зазора не рекомендуется, так как вследствие деформации обоймы зазор в шариках будет уменьшен, что приведет к повышенным износам. В осевом направлении подшипник затягивается гайкой. Размер упорных шариковых подшипников определяется диаметром вала, и проверка на силу тяги обычно дает достаточно большой запас надежности. Величина силы тяги может быть подсчитана по формуле: Фиг. 60. Опорно-упорный подшипник вала двигателя М-25. Л/, • 75 - кг, где v — скорость полета в м/сек, соответствующая данной мощности Ne. При трогании с места, когда винт работает как геликоптерный, величина тяги доходит до 2—3 кг/л. с. § 58. УПЛОТНЕНИЕ В НОСКЕ Наиболее распростраденными устройствами уплотнений являются масло-отражательные кольца и нарезка, выполненная на носке в таком направлении, что она отгоняет масло внутрь картера. Чтобы масло, отбрасываемое центробежной силой с маслоотражатель-ного кольца на стенки, не попадало вторично на вал, в крышке носка картера выполняется кольцевая выемка. Иногда соединение обоих устройств оказывается недостаточным и в практике эксплоатации двигателя АМ-34Н пришлось поставить фетровый сальник / (фиг. 61). На более ранних конструкциях (например двигатель 172 М-17) в качестве уплотнения служило маслоотражательное кольцо 1 (фиг. 62) и сальник из фетровой набивки 2. В двигателе Кертис-Конкверор масляное уплотнение в носке вала выполнено при помощи трех входящих друг в друга втулок с заплечиками, распираемых пружинами. Аналогично выполнено уплотнение в двигателе JVL-22 (см. фиг. 59). Фиг. 61. Масляное уплотнение двигателя АМ-34Н: 1—фетррвый сальник. Фиг. 62. Уплотнение в носке двигателя М-17: 1—маслоотражательное кольцо ; 2—фетровый сальник. Фиг. 63. Уплотнение в носке двигателя М-25. Весьма надежное масляное уплотнение устроено в двигателе М-25 иг. 63). Здесь, наряду с постановкой маслоотражательного кольца 1, на гайке 2 упорного подшипника имеются кольцевые канавки с чугунными пружинными кольцами. Пружинные кольца работают по стальной цементированной втулочке 3, запрессованной в алюминиевую крышку картера. При недостаточном натяге наблюдалась течь масла из носка через зазор, образующийся при нагреве между крышкой и втулочкой 3. Для устранения этого дефекта запрессовка втулки производилась в крышку, нагретую до температуры выше рабочей. В последующих модификациях алюминиевая крышка была заменена стальной, чугунные кольца —бронзовыми, число мх увеличено до трех. § 59. ОСЕВАЯ ФИКСАЦИЯ ВАЛА РЕДУКТОРНЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ В редукторном двигателе коленчатый вал разгружен от силы тяги, однако осевая фиксация его необходима в этом случае от случайных сил, хотя бы непостоянных по времени и незначительных по величине. В двигателе Нэпир XI-A эта фиксация выполнена задним опорным роликовым подшипником (фиг. 64). В некоторых рядных двигателях со скользящими коренными опорами, как, например, Испано 12-Nbr, осевая фиксация коленчатого вала осуществляется торцовыми поверхностями вкладыша переднего коренного подшипника. При такой фиксации получается повышенный износ торцовых поверхностей подшипника и затруднительна подгонка осевых зазоров между щеками вала и коренными опорами при монтаже. 173 В двигателе Испано 12-Ybrs осевая фиксация вала достигается постановкой скользящего подпятника на переднем коренном подшипнике вала (фиг. 65). Здесь при монтаже вала подгонка осевых зазоров совершается подбором толщины колец / и 2. В случае выполнения шестерен редуктора с шевронным зубом, как, например, в двигателях Кертис-Конкверор, АМ-34, осевая фиксация коленчатого вала обеспечивается упорным подшипником вала редуктора. по'А А Фиг- 64. Осевая фиксация вала двигателя' Нэпир XI-А, Фиг. 65. Осевая фиксация вала двигателя Испано-12 Ybrs 1—2—дистанционные кольца. В ^звездообразных редукторных двигателях для осевой фиксации одной из опор применяется или шариковый опорно-упорный подшипник или роликовый с роликами, утопленными в кольцах подшипника и зафиксированными в картере внешним кольцом. § 60. КОНСТРУКЦИЯ ХВОСТОВИКОВ ВАЛОВ В рядных двигателях на заднем конце коленчатого вала крепится" коническая шестерня для привода деталей газораспределения и некоторых вспомогательных агрегатов. Наиболее простой способ соединения этой шестерни с валом на фланце, выполненном на заднем конце вала, показан на фиг. 66. При семи отверстиях на фланце (вообще числе отверстий, не кратном числу зубьев) соединение могло быть использовано для точной установки газораспределения. Так как вал зафиксирован упорным подшипником в носке, то при нагреве двигателя наблюдалось уменьшение зазора в зубьях, приводившее к частым поломкам шестерен. 174 Фиг. 66. Хвостовик вала двигателя М-5, Сечение л о А-6 Фиг. 67. Хвостовик вала двигателя Фиат 100 л. с. Сечени.епа-ис-п Ceveme no f-r Фиг. 67'. 175- В современных двигателях принята посадка шестерни, обеспечивающая возможность сдвигания шестерни вдоль вала при расширении картера от нагрева. В двигателе Фиат 100 л. с. шестерня для этого сажалась на шлицы хвостовика вала, выполненного за одно целое с задней коренной ' шейкой «(фиг. 67). Недостаток данной конструкции заключается в том, что при .появлении наклепа (вследствие свободной посадки шестерни) выходит в брак весь коленчатый вал. Поэтому обычно хвостовик выполняется отдельно из материала более высокой поверхностной твердости, чем коленчатый вал, и впрессовывается и затягивается гайкой или запрессовывается и крепится от поворачивания шпильками (фиг. 67'). Вместо продольных шлиц, по производственным соображениям, в двигателе Испа-но 12-Nbr применялись торцевые (фиг. 68) с цилиндрической вставкой для центровки. Для уменьшения неравномерности крутящего момента на приводе к распределению в двигателе Кертис-Конкверор хвостовик 1 (фиг. 69) выполнен эластичным. Он имеет торцовый кольцевой выступ с пазами и соединяется с коленчатым валом шлицами. На шестерне 2 также имеются кольцевые выточки и радиальные пазы. При -Фиг. 68. Хвостовик вала двигателя монтаже пазы хвостовика и шестерни Испано-12 Nbr. совмещаются и в образовавшиеся впадины ставятся пружины 3. При расширении картера хвостовик отводится вправо благодаря наличию упорного фланца и величина зазоров в шестернях не нарушается. Вид по стрелке на шлицы Фиг. 69. Хвостовик вала двигателя Кертис-Конкверор 1—хвостовик» 2—шестерня привода газораспределения» 3—пружины. Фиг. 70. Хвостовик вала двигателя Испано-Суиза 14-НВ. В современных двигателях с ПЦН через хвостовик передается до 10% индикаторной мощности для привода нагнетателя. В этих случаях в хвостовике предусматриваются шлицы для валика привода, либо приме- 176 няются упругие хвостовики различных систем*, например по типу, приведенному на фиг. 69. Конструкция хвостовика вала в звездообразных двигателях усложняется тем, что, помимо крепления шестерен и валиков для привода агрегатов, через хвостовик осуществляется подвод масла во внутреннюю полость коленчатого вала. Пример наиболее часто встречающейся конструкции хвостовика в двигателях без нагнетателей показан на фиг. 37, где шестерня привода агрегатов двигателя посажена на шпонке. В современных двигателях с нагнетателями хвостовик, как правило, выполняется в виде отдельного валика со шлицами, Примером может служить хвостовик вала Райт-Циклон (см. фиг. 39), где на шлицах в задней шейке запрессована в гулка 9 хвостовика с цилиндрической заточкой для запрессовки. Она имеет мелкие внутренние шлицы для соединения с валиком привота агрегатов. На двухрядном звездообразном двигателе Испано-Суиза 14-НВ хвостовик с внутренними шлицами для валика привода агрегатов крепится на болтах к кольцевому пояску в задней коренной шейке (фиг. 70). В двигателе Твин-Райт хвостовик со шлицами для валика агрегатов соединяется с задней коренной шейкой на торцевых зубьях и притягивается в осевом направлении шурупами (см. фиг. 25). Центровка хвостовика производится по внутреннему диаметру заднего коренного шарикоподшипника. § 61. РАСЧЕТ НА ПРОЧНОСТЬ КОЛЕНЧАТОГО ВАЛА Наиболее простым и распространенным в практике является расчет коленчатого вала как разрезной балки. В этом случае каждое отдельное колено вырезается мысленно двумя плоскостями /?-_#-_ и -92#2> проходящими через середины коренных подшипников, и рассматривается, как балка на двух опорах, помещенных в этих плоскостях (фиг. 71). Связь с соседними коленами учитывается лишь подходящим моментом Mnt который передается рассматриваемому колену от остальных, более отдаленных от винта. Напряжения, полученные при подобных допущениях, могут значительно отличаться от действительных и, следовательно, могут служить только лишь для сравнительной оценки конструкции. Поэтому допустимо дальнейшее упрощение: силы TuZ (центробежные силы вращательных частей шатуна С и самой шейки Рш) принимаются сосредоточенными в середине колена. Величины нагрузок Z, Т, С и Мп берутся из динамического расчета двигателя с учетом их направления; Рш и _°щ — центробежные силы шатунной шейки и заштрихованных частей щеки — определяются расчетом по геометрическим размерам вала; Рпр — центробежная сила инерции противовеса — находится по формулам теории уравновешения в зависимости от типа двигателя. Зная величины нагрузок, уравновешивают систему опорными реакциями Z'p Z'2i Т'г Т^ MR, которые определяются, пользуясь общепринятыми в механике методами расчета. Например, для симметричного колена с расположением сил, приведенным на фиг. 70, имеем: '- ' MR = Mn + TR и т. д. (4) Дальнейшее определение нагрузок в разных точках вала производится путем последовательного применения метода сечений. Рассматриваемое сечение мысленно закрепляется, отбрасывается часть *• Более подробно списание этих систем приведено в главе «Нагнетатели». ВВА— 142—12 •. >. 177 вала, лежащая вправо или влево от данного сечения (в зависимости от удобства расчета), и рассматривается действие на данное сечение всех оставшихся сил и моментов, включая и реакции опор. При этом обязательно соблюдение правила знаков, которое должно быть установлено при выполнении расчетной схемы. Например, для сечения АА шатунной шейки (фиг. 71) при направлениях сил, указанных на чертеже, имеем: Напряжения где w,,^ = те изг = M R М, СИЗГ TJ7 ' " TJ изг м. скр 32 D кр И ^кр = (7) (8) (10) Фиг. 71. Расчетная схема колена вала. Сложное напряжение определяется либо по второй теории прочности а = ел °ИЗГ ~ 178 либо по третьей = 0,5 max (12) Для удобства расчета на диаграмме (фиг. 72) даются значения коэфи-циентов •? и К. Напряжение в щеках определяется тем же методом. Так, для сечения пп (фиг. 71 и 73) задней щеки имеем моменты и соответствующие напряжения: Af = гл > > — p щ. в щ. н изг„ °р = Ье* (15) (17) (19) изг. TII,IV~~ изг_ I, III max Ш max* bze (14) (16) (18) (20) (21) Напряжения сдвига будут неодинаковы на широкой и узкой сторонах щеки (фиг. 74, справа). Для определения значений т приво- У///////А дится диаграмма %5-(фиг. 75). Суммирование напряжений произво- 20 дится отдельно для точек 1, 2, 3, 4 и /, //, ///, IV с учетом j? знака напряжения в этих точках. ^ На фиг. 74 по- JQ строены эпюры напряжений -оу, az И ар, фиг 72 График значений коэфи_ причем сжатию соот- циентов g и К- Рщв* О - пр. Фиг. 73. Расчетная схема щеки вала. ветствует направление вверх. Из фиг. 74 видно, что наиболее напряженным является ребро 2, наименее напряженным — ребро 3, так как j =-s а„ 4- а. С2 Г ' х! ас3 = (22) i Сжатие и I '0.22 ОМ- Of 1тношение-р- 0.8 | I J Фиг. 74. Эпюры напряжений расчетного сечения задней щеки (колено без противовеса). Фиг. 75. График определения значений коэфициентов при т (по Веберу). Сложное напряжение определяется лишь для середин сторон в точках /, //, /// и IV, так как на ребрах т -» 0. 179 При этом следует учитывать, что в точках / и /// аг == 0, а в точках // и IV az = 0. Для передней щеки порядок расчета не изменяется, необходимо лишь УИизг определять относительно сечения mm, так как здесь момент будет больше, чем относительно сечения, касательного шатунной шейки. При нахождении напряжений на коренных шейках пользоваться схемой (фиг. 71) можно лишь для последней коренной шейки, для промежуточных же нужно определить (геометрическим сложением) суммарную силу реакции /С, возникающую на данной опоре от правого и левого колена. к Фиг. 76. Расчетная схема средней коренной шейки вала. После произведенных определений коренную шейку рассматривают как двухопорную балку с сосредоточенной нагрузкой К и длиной / (фиг. 7.6). В этом случае ИЗГ = ЛГ цодх (24) м. '-'изг == "то изг м скр изг 2W изг (26) Используя приведенные уравнения, можно найти сложное напряжение по второй или третьей теории прочности. Приведенный метод расчета коленчатого вала вследствие его простоты рекомендован ЦИАМ как стандартный *. Полный расчет должен проводиться для всех колен при различных положениях вала от нуля до 720° (фиг. 77)**. Для режима номинальной мощности наибольшие напряжения, получаемые по данному способу расчета, не превышают значений приводимых в табл. 2. Таблица 2 Напряжения, кг/еж2 Элементы колена Сложное по второй теории прочности Сложное по третьей теории прочности Суммарное нормальное Шатунная шейка Коренная шейка Щека (в середине) Щека на ребре 1000—1500 700—900 700—1000 500—1000 I 300—600 750—900 1500—2000 * И. Ш. Нейман, Динамика и расчет на прочность авиагионных моторов. ** График напряжений заимствован из сборника № 3 ЦИАМ, 1937. 180 На основании имеющихся расчетов коленчатого вала * можно заключить, что наибольшие напряжения совпадают с передачей наибольшего крутящего момента. Поэтому для „.. 0 сокращения счетной работы /.***?_ З^Нолено от Винта _ достаточно ограничиться в случае расчета шестико-ленного вала проверкой лишь второго и третьего от винта колена в положениях, соответствующих -^„шах при соответствующих значениях Z и Т. При более точном расчете вал должен рассматриваться как многоопорная балка. Если не учитывать различной жесткости коренных и шатунных шеек, а также жесткости щек, при нахождении опорных реакций его можно заменить прямолинейным валом с сосредоточенными нагрузками т> г, с> рш- В этом случае задача решается применением уравнения трех моментов. Шатунная шейка 7203С Фиг. 77. График напряжений -в колене вала при а от 0 до 720°. Mn-i 1п Здесь -длины пролетов (фиг. 77'); ап и Ъп — расстояния от опор до центра тяжести фиктивной нагрузки; Ап, Ап+1— фиктивная нагрузка, соответствующая площади, заключенной между кривой момента и осью балки; Mn__i) Мп> Mn_^i—моменты на опорах. Задача весьма упрощается тем, что практически в авиационных двигателях /f __ __ Если при этом допустить, что все силы, включая и 2РЩ, сосредоточены в поперечной плоскости симметрии колена, так что эпюра моментов от каждой из них изображается треугольником, и фиктивная нагрузка д _ -• п п----4" JL 2 ' то уравнение моментов получает вид: п_, + 4Мп + Мп+1 = / (Рп Тогда, полагая, что на крайних опорах надопорный момент равен нулю, можно для вала, изображенного на фиг. 77', написать систему уравнений: М3 = - / (Рп + Р1П); М4 = - |- / (Рш + PIV); * Трапезин, Расчет неразрезного коленчатого вала, ОНТИ, 1937. Киносашвили, то же, сборник № 3 ЦИАМ, 1937. 181 - - -- / (Pv + PVI); M5 + 4M6 = - / PVI. Решая эту систему уравнений, можно найти величины опорных моментов М-, -И2, и т. д. 0 , I \PL r 1 \ r I ^ 9 ? <6 * C/ ^ J.X PV ^\* P с WW Ww 0 120 12 3 П-2 П-1 Л П-+1 Фиг. 77'. Для нахождения сил реакции на опорах мысленно разрезаем вал на двухопорные балки с опорными моментами на концах, как показано на фиг. 77х, слева внизу. Тогда силы реакции R найдутся из уравнений • / — Р- -я — -Vf- = 0 для 1-й опоры от 1-го пролета I . 2-й „ » 9» » 2-й » 2-го и т. д. Тимошенко дает для реакции опор следующее общее уравнение * I п+1 I п Здесь Ап и Вп — реакции на левой и правой (соответственно) опорах участка п, считая балку разрезной, величины же Мп — опорные моменты, положительное направление которых показано на фиг. 77'. Счетная работа может быть значительно упрощена, если рассматривать вал с отдельной нагрузкой только на одном из пролетов. В этом случае, как показывает Тимошенко, можно пренебречь опорным моментом и силами реакции на опорах, лежащих уже через одну от конца участка (при ошибке не свыше 5°/0). Таким образом многоопорный вал сводится к нескольким трехпролетным четырехопор-ным (фиг. 77' справа внизу). Моменты и силы опорных реакций на каждой опоре в этом-случае найдутся алгебраическим суммированием. Значения сил Рг и Р2 во всех этих уравнениях определяются для двух перпендикулярных плоскостей, из которых одна совпадает с плоскостью главного кривошипа. Из фиг. 77' видно, что для трех колен с углом 120°, при расположении сил, указанном на чертеже, и положении колена 7 в вертикальной плоскости имеем следующие нагрузки: Курс сопротивления материалов, 1923 г., стр. 235. 182 В вертикальной плоскости: т*г«-ч/*\ тг от1 1-й пролет 2-й пролет 3-й пролет р _ ^i в— Р2 в= Z2 sin 30 — Г2 cos 30; Р3 в== Z3 sin 30 + Г3 cos 30. -1 To же в горизонтальной плоскости; 1-й пролет 2-й'пролет 3-й пролет Г2 sin 30 Z2 sin 60; sin 30 + Z3 sin 60. При наиболее точном расчете необходимо принять во внимание неодинаковую жесткость элементов вала. Задача сводится к расчету балки переменного сечения (фиг, 77"), где перешейки a — а эквивалентны щекам. Эта задача может быть сведена к расчету вала постоянного сечения, но с изгибающими момелтами, измененными обратно пропорционально моментам инерции сечений. a f/77). Фиг. 77*. Решение этой задачи достаточно громоздко. Теоретическое решение дано проф. Тимошенко*. Практические просчеты для валов авиационных двигателей были проведены Трапезиным и Киносашвили. Оба эти автора указывают, что при расчете вала, как разрезной балки, получаются напряжения несколько завышенные для щек и шатунных шеек и заниженные для коренных шеек, что видно из сравнения данных, приведенных в табл. 3. Таблица 3 Автор Метод Части вала Трапезин разрезная балка неразрезная переменная жесткость Киносашвили разрезная балка Неразрезная балка постоянной жесткости переменной жесткости Шатунная шейка IV колена Шатунная шейка от хвостовика Щека задняя IV колена Коренная шейка пятая от хвостовика 1550 1460 1080 1275 930 1155 1268 1386 915 1136 879 921 1015 875 952 Учитывая сравнительно небольшую разницу в расчетных напряжениях, простоту первого способа и некоторую неопределенность величины коэфициентов концентрации напряжений, изменяющих значения полученных расчетных цифр, обычно расчет вала ведут по методу разрезной балки. Однако учет наличия промежуточной опоры становится необходимым в коленчатых валах звездообразных двигателей для нахождения силы реакции на промежуточном подшипнике. Решение этой за- Фиг. 78. Схема расчета вала Лачи проводится обычным методом трехопорной как трехопорной балки. балки **. Полагая, что прогиб вала под средней опорой от действующей силы уничтожается силой реакции X этой опоры, получаем (фиг. 78): ЛГ = О/ / -"1* (27) * Тимошенко ** Там.же; и Лессельс. 183 подставляя в эту формулу последовательно величины Рщ, Рйр, Z + С и /°ш, найдем силу реакции . (28) В частности, для /г — 1% = I и С — -^, что обычно бывает в авиационных двигателях, реакция на передней опоре определяется по уравнению -s 0,7Р; (29) вместо 0,5Р, получающей при расчете вала как разрезной балки. И 16 § 62. МАТЕРИАЛ, .ПРОИЗВОДСТВО И МОНТАЖ КОЛЕНЧАТЫХ ВАЛОВ Коленчатые валы авиационных двигателей выполняются из высококачественных легированных сталей. Химический состав и механические качества наиболее употребительных сталей приведены в табл. 4. Таблица 4 Химический состав Механические свойства Марка стали завода Круппа С Сг Ni W Mo а(> кг]мм2 удлинение 0/ /0 твердость по Бри-неллю •'"в Сопротивление уда-РУ кг . м см* 53 а 1 0,15-0,22 1,35-1,65 4,1-4,6 0,8-1,2 тт^^-. 115 8 388 9 53 а 2 0,2-0,3 1,3-1,7 4,0-4,7 — 0,8-1,2 110 12 354 9 7320 (фирма Райт) 0,35-0,45 0,6—0,9 1,25—1,75 — 0,15—0,25 100—110 12 386—340 8—10 Во всех марках сталей, предназначающихся для изготовления коленчатых валов, вредные npnvecn — сера (S) и фосфор (Р) — допускаются в количествах не больше 0,03%. Вследствие знакопеременной и ударной нагрузки желательно, чтобы предел усталости лежал не ниже 50% от временного сопротивления. (^ ^^^^и ------------ ^ ^ ' } у — • — • . Ж' Uf^— -------------- - III} 1 | г: 'Ни ! 1 -------- =---, ?/ Г" 1 /с= F-v — l 1 1 1 1 1 1 1 г • 1 1 t =s 4=3 Фиг. 79. Схема макроструктуры колена вала, просаженного в специальных матрицах. Фиг. 80. Схема макроструктуры колена вала, выточенного из болванки, без высадки колена. Изготовление поковок для коленчатых валов выполняется про-саживанием колен в специальных матрицах для получения соответствующей макроструктуры (фиг. 79). Выполнение поковок, где колена имеют вид простых утолщений, на валу недопустимо; при такой макроструктуре (фиг. 80) при механической обработке волокна будут перерезаться, что отрицательно отражается на прочности вала. После грубой механической обработки поковок валы проходят двойную закалку в воздухе при температуре нагрева 960 и 850° С с охлаждением на воздухе с последующим отпуском при температуре нагрева 170° С в масле. 184 При большой длине и сложной конфигурации валов во время термообработки наблюдается коробление; для уменьшения коробления охлаждение при закалке ведут иногда в зажимах. Шатунные и коренные шейки вала для обеспечения надежной работы подшипников обрабатываются с большой точностью. Дрпуск на отклонение от номинального диаметра на овализацию шеек и на кбнусность дается в пределах 0,01 -^ 0,02 мм. Биение коренных шеек шестиколенного вала при установке на третью и пятую шейки допускается не более 0,04 мм. Допуск на угловое смещение колен, лежащих в одной плоскости относительно друг друга, а также и между коленами, лежащими в разных плоскостях под углом 120°, не должен превышать 18' ~ 20'. Для того чтобы выдержать такие допуски, .необходимо специальное оборудование, приспособления и инструменты. Фиг. 81. Влияние чистоты отделки поверхности на предел уста- лости уст В % При обработке коренных шеек на токарных станках и креплении вала на центрах важно, чтобы усилия, с которыми зажимается вал центрами, не вызывали продольной деформации вала, так как в этом случае после обработки появятся биение и конусность шеек. Во избежание прогибов между щеками вставляются со слабым натягом распорные втулки, либо крепление вала выполняется на оправке (пропущенной внутрь коренных шеек) разжимными патронами на концах. При затяжке конуса создается необходимая сила трения, достаточная для передачи крутящего момента на вал. , Так как чистота механической отделки вала повышает предел усталости, что видно из графика (фиг. 81), то окончательная обработка вала проводится с большой тщательностью; щеки шлифуются мелкозернистым камнем, а шейки полируются. 1-- I— |з|й- _._t: сэ о 0> сх 0> Н CU га И- 03 о а> сЗ га -Ю- а,- о со О) 3 X л с; 03 се S 3 CQ 0> о о сч 00 I Каждый коленчатый вал рядного двигателя проходит в большинстве случаев только статическую балансировку. Выбалансировка достигается снятием металла на ребрах щек, причем допуск не превышает 5 г на радиусе кривошипа. При балансировке вала звездообразного двигателя на шатунную шейку надевают или подвешивают груз, равный весу половины поступательно-движущихся частей и полному весу вращательно-движущихся частей приведенного шатуна с допуском 10 г. В двойных звездообразных двигателях статическая балансировка вала недостаточна, поэтому необходима еще динамическая балансировка на специальных балансировочных станках. Для подгонки по весу противовесы выполняются из расчета верхнего предела весовых допусков шатунного механизма. Во всех других^ случаях они являются тяжелыми и вес их уменьшается спиливанием материала с концов или подбором пробок, ввертываемых в щеки вала. При укладке коленчатых валов рядных двигателей в картер проверяются осевые и диаметральные зазоры в шейках. Величина осевых зазоров определяется разностью удлинения вала и картера при нагревании во время работы. Вследствие того что осевая фиксация валов обыкновенно выполняется в носке картера, осевые зазоры между передней щекой и задней плоскостью коренного подшипника должны увеличиваться от колена к, колену (фиг. 82). В то же время зазор между задними щеками колен и передними буртиками коренных подшипников должен быть достаточно большим во избежание заедания при проворачивании непрогретого двигателя. Диаметральные зазоры в коренных подшипниках устанавливаются на новых двигателях в пределах 0,05 н- 0,08 мм при диаметрах шейки 60 -*- 90 мм. Г Л А В А II * ШАТУНЫ АВИАЦИОННЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ § 63. ПОРШНЕВАЯ ГОЛОВКА И СТЕРЖЕНЬ ШАТУНА Поршневая головка шатуна выполняется двух видов: с затянутыми и плавающими поршневыми пальцами. Фиксация пальца в головке применялась в некоторых двигателях старых моделей, как, например, Клерже, Лоррен (выпуска 1915 —1917 гг.) и Фиат А-25 (фиг. 83). Конструкция с затянутым поршневым пальцем на практике себя не оправдала, так как сопровождалась односторонним износом пальца и бобышек поршня. Кроме того, она дорога в производстве и неудобна в монтаже. а б В подавляющем большинстве СО- Фиг. 83. Способы крепления поршневого временных конструкций приме- пальца в головке шатуна двигателей: я — няет1:я свободная посадка Лоррен, б — Фиат А-25 выпуска 1925 г. пальца поршня (плавающий палец). В этом случае при стальных шатунах в головку шатуна запрессовывается бронзовая втулка с натягом 0,03-^0,12 мм. Во избежание сдвига втулка укрепляется латунными стопорами, которые либо ввертываются в тело головки и втулку, или запрес- Фиг. 84. Способы крепления втулок в поршневых головках шатунов: а и в—применяются на многих двигателях; б—на двигателе АМ-34> г,д—МВ-6. созываются, а затем расклепываются или завальцовываются. Толщина этих втулок выбирается 2 •*- 3 мм в случае изготовления их обточкой*. Способы крепления втулок в поршневых головках показаны на фиг. 84. * При выполнении втулок из листовой бронзы (фиг. 84, г) толщина их может быть уменьшена до 0.8 мм\ посадка втулок производится при помощи ручного пресса с после- дующей протяжкой, причем стык располагается под углом 45° к оси шатуна. 187 В маломощных двигателях с дуралюминовыми шатунами поршневые головки работают без втулки (фиг. 85). В отдельных конструкциях встречаются плавающие втулки (фиг. 85') с большим количеством сверлений для удержания смазки. Толщина стенок головки в современных конструкциях выполняется в пределах 4-ъб мм в стальных конструкциях и 7 Ч- 12 мм в дуралюминовых, в зависимости от размеров и веса поршня. Проекция поверх-Фиг. 85. Поршневая го- ности головки составляет от 5 до 10% поверхности ловка дуралюминового пООШНЯ шатуна маломощного v^ * „ двигателя Джипси-Сикс. Смазка поршневой головки производится чаще всего распыленным маслом, разбрасываемым при вращении коленчатого вала. В этом случае для увеличения количества -—ф50----- а * Фиг. 85'. Поршневые головки шатунов с плавающими втулками: а—двигатель BMW» б—двигатель Бристоль-Меркур. А СУч i*1 1 12,5 r— ^5Г—Д5|—- f 1 Фиг. 86. Мероприятия, способствующие распределению масла по поверхности втулок поршневой головки шатуна: а—крестообразные канавки (Испано-Суиза); б—кольцевые выточки (Ролльс-Ройс); в—кольцевые канавки (Мерседес). Фиг. 87. Стержни шатунов кольцевого сечения: а—прицепной шатун двигателя Испано-Суиза, б—шатун двигателя Бенц. масла, попадающего на палец, часто в головке делались отверстия. Однако, как показала практика, при расположении этих отверстий в нижней части головки масло в момент вспышки выдавливается, что ведет к появлению 188 — 508 -14-- Сечение поА-А б в Фиг. 88. Стержни шатунов двутаврового сечения: а__шатун двигателя Испано-Суиза, 6—прицепной шатун двигателя Райт G-100, в—главный шатун двигателя Райт G-106. сухого трения и перегреву головки. Часто, в особенности в случае принудительного подвода смазки, для лучшего распределения масла на втулке выполняются крестообразные канавки, либо кольцевые выточки с рядом сверлений по окружности (фиг. 86). При небольшой длине поршневой головки выполнение таких канавок не всегда желательно, так как в них выдавливается масло при вспышке. Поэтому во многих новых конструкциях они совсем не делаются (фиг. 84). Основное требование, предъявляемое к стержню шатуна, заключается в максимальной жесткости при минимальном его весе. В настоящее время, безотносительно к типам двигателей, применяются кольцевое и двутавровое (два варианта) сечения стержней шатунов (фиг. 87 и 88). Оценивая конструкции стержней шатунов со стороны распределения материала, наиболее рациональным следует признать двутавровое сечение с полками, расположенными перпендикулярно плоскости качания шатуна; сечение такого типа обладает наибольшим моментом сопротивления изгибу именно в этой плоскости (фиг. 88, а и б). а н 1 1 )- 1 1 1 Фиг. 89. Подвод смазки к поршневым головкам шатунов- В практике применяется также расположение полок в плоскости качания шатуна (фиг. 88, в). Такое расположение полок невыгодно с точки зрения веса стержня при заданной жесткости, но имеет преимущества вследствие простоты механической обработки и плавности переходов от стержня к головке. Площадь сечения стержня шатуна (особенно главного) увеличивается по мере приближения к кривошипной головке. Это необходимо для обеспечения плавных переходов к головке и отчасти для уравнивания напряжений по длине стержня от действия прицепных шатунов. В случаях принудительной смазки поршневой головки маслопроводная трубка крепится к внутренней полке стержня на заклепках (фиг. 89, а), либо особых зажимах (фиг. 89, б); при этом концы трубочки запаиваются или развальцовываются в теле головок. В быстроходных двигателях, однако, наблюдается изгиб и разрыв этих трубочек от температурных напряжений и сил инерции. Во избежание этого в двигателях Ролльс-Ройс маслопроводящая трубка изогнута зигзагами, а в двигателях Нэпир XI и Дэггер (фиг. 89, в) отверстие маслопровода просверлено в .утолщении, средней стенки. Подвод смазки при т рубчатых шатунах показан на фиг. 87. Поверхность шатуна мощных авиационных двигателей полируется, чтобы избежать царапин, часто являющихся источником появления трещины. В маломощных авиационных двигателях и в двигателях автомобильных стержень шатуна часто оставляют необработанным после штамповки, в особенности при дуралюминовых поковках, так как последние бывают с достаточно чистой поверхностью и точными по размерам. № § 64. КРИВОШИПНЫЕ ГОЛОВКИ ШАТУНОВ ОДНОРЯДНЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ Кривошипная головка шатуна однорядного двигателя может быть как разъемная, так и неразъемная. Применение неразъемной головки возможно лишь при разъемной конструкции коленчатого вала, либо в случае неразъемного вала, — при роликовом ходе, с непосредственным катанием роликов по шейке вала; в этом случае шатуны продеваются через щеки коленчатого вала. Неразъемные шатуны в авиационных двигателях применения не нашли, так как в рядном многоцилиндровом двигателе применение разборного вала связано с очень большим удорожанием изготовления; большим распространением пользуется разъемная головка. Фиг. 90. Кривошипные головки шатунов однорядных двигателей: а—головка шатуна двигателя Бенц, б—головка шатуна двигателя Мерседес, в—головка шатуна двигателя Сэнбим, г—головка шатуна двигателя Джипси, д—головка шатуна двигателя МВ-6. Основное условие, которому должна удовлетворять головка, — ее высокая жесткость. Это условие фактически определяет надежную работу антифрикционных сплавов на подшипнике, а следовательно, и службу двигателя в целом. Поэтому головка делается достаточно массивной, часто с укрепляющими ребрами на крышке, с плавными переходами к стержню шатуна. Примеры конструкций кривошипных головок шатунов однорядных двигателей показаны на фиг. 90. Плоскость разъема в головках однорядных двигателей обычно выполняется перпендикулярно к оси шатуна. Для правильного монтажа в экспло-атации крышка должна быть зафиксирована относительно головки.Наиболее проста фиксация стяжнььми болтами, которые своей шлифованной поверхностью плотно входят в соответствующие отверстия (фиг. 90, г и д). Такая посадка достигается совместной разверткой отверстий под болты. Оончательная расточка головки происходит после постановки стяжных болтов. ч 191 В стальных шатунах чаще применяется другой вид фиксации — фиксацию выступом (фиг. 90, а, б, в и фиг. 91). В этом случае фиксация в продольном направлении достигается либо бортиками вкладышей, либо плотной посадкой болтов. Пригонка стыка в этом случае ведется по плоскостям а и б (фиг. 91). Для облегчения производства на головке главного шатуна двигателя АМ-34 применена центровка круговым выступом, а для устранения поворота крышки поставлена установочная шпилька (фиг. 101). Фиксация стяжными болтами применяется лишь в маломощных двигателях (в частности, при шатунах из легких сплавов); фиксация выступами используется в широких размерах на более мощных двигателях, так как разгружает болты от срезывающих сил. Поверхность стыка определяется конструктивно, по заданным диаметрам стяжных болтов. i Излишнее сокращение величины поверхности стыка является одной из причин неисправностей в шатунах. Для надежной работы шатуна необходимо, чтобы болты располагались в центре тяжести поверхности стыка или в центрах тяжести ее частей. Во избежание увеличения габаритов головки и с целью уменыне- Фиг. 91. Места пригонки стыков кривошип- ния изгибающего момента на нижней ных головок шатунов. крышке шатуна болты устанавливают возможно ближе к центру вала, так что иногда они заходят в тело вкладыша (фиг. 90). Площадки под головку и гайку болта должны быть выполнены строго перпендикулярно оси отверстия во избежание изгиба болта при затяжке. Переход от этих площадок к телу должен выполняться с радиусом закругления не менее 1 мм во избежание появления трещин. Болты ставят в количестве от 2 до 6, чаще — 4. Правильная конструкция болта имеет большое значение для надежности его работы. Первой причиной обрыва болтов является неравномерное распределение напряжений по нарезке. Для болта, нагруженного силой 1000 кг, с внутренним диаметром резьбы в 16 мм и наружным 20 мм получается следующее распределение нагрузки*: 1-я нитка — 500 кг 4-я нитка—64.4 кг 2-я „ —250,5 „ 5-я . — 35,1 „ 3-я „ - 126,5 . , 6-я . — 23,5 „ Второй причиной, уменьшающей надежность болта, является перекос опорных поверхностей в головке или гайке, вследствие чего при затяжке появляется напряжение изгиба. По данным Штеделя, 95% обрывов болтов объясняется этой причиной. По тем же данным, места разрушения болтов распределяются следующим образом: 1) разрывы в месте натяжения гайки 65%, 2) разрывы в конце резьбы у основания стержня 20%, 3) разрывы в головке 15%. Для уменьшения напряжения изгиба целесообразно делать проточку болта у начала нарезки (фиг. 92, а), либо выполнять диаметр болта меньше внутреннего диаметра резьбы (фиг. 92, б, в]. При выполнении болта без проточки длина нарезки для той же цели должна быть возможно больше (фиг. 92, г). Длинные проточки должны выполняться с галтелями радиусом 1-ЪО,5д?. При малых проточках этот радиус может быть уменьшен до 1/5d. Чем * В. Штендель, (реферат инж. Г. Н. Парун-Саркисова), ТВФ, № 12, 1935. 192 меньше радиус, тем большее внимание должно быть уделено аккуратному, без рисок, выполнению галтели. Радиус закругления у головки должен составлять по возможности не менее Yio ^ стержня. Иногда при« меняется переход в виде конуса с уклоном в 1/5 для малых диаметров болта и до Vio Для больших (фиг. 92'). Минимум 0,5d -Н\Н----- %; Минимум 1*d ^ I--'4- • --— V// €3F^> а Устройства для фиксации болта, предохраняющие его от проворачивания, не должны помещаться в месте перехода от стержня к головке. Пример неправильной фиксации см. на фиг. 90, в. В некоторых конструкциях для фиксации применялся боковой срез головки болта. Это мероприятие нерационально, так как ведет к внецент-ровой нагрузке болта и, следовательно, может быть причиной изгиба при затяжке. • ^ Заливка головки антифрикционным сплавом может производиться: I) непосредственно по стальному телу (фиг. 90, в) и 2) на вкладыши, которые выполняются из бронзы или стали. Фиг. 92'. Галтели: а—выполнение галтелей, б—выполнение галтели с конусом. Первый способ до настоящего времени применяется на некоторых двигателях английских марок. Преимущество его в лучшей теплопередаче к телу шатуна и в меньших габаритах головки. Недостатки — технологические и эксплоатационные трудности. Второй способ — применение вкладышей—получил наибольшее распространение. Толщина бронзовых вкладышей принимается в пределах 3—5 мм и стальных — 2—3 мм. От продольного перемещения и от проворачивания вкладыши предохраняются стопорами или буртиками (фиг. 90, а); иногда в качестве стопора используют трубку маслопровода (фиг. 90, б]. Толщина баббитовой заливки берется от 0,5 до 1 мм. Во избежание задира галтелей шейки вала концы вкладышей либо закругляются с радиусом, большим радиуса галтели, либо просто выполняются с фаской (фиг. 90). § 65. КРИВОШИПНЫЕ ГОЛОВКИ ШАТУНОВ МНОГОРЯДНЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ В V-образных двигателях применяются как центральные, так и прицепные шатуны. Пример простейшей конструкции центральных шатунов показан на фиг. 93. Здесь два одинаковых неразъемных шатуна монтированы рядом ВВА—142—13 193 на одной шейке, так что цилиндры правой и левой групп смещены друг относительно друга в направлении оси вала. Эта конструкция применима в случае использования роликового подшипника, не требующего большой длины шеек. При монтаже шатуны продевают через щеки коленчатого вала; под внутреннюю обойму подшипника подкладывают разрезные кольца. Фиг. 93. Шатуны на роликовом ходу двигателя Майбах 530 л. с. при 1500 об/мин. При центральных шатунах со скользящими подшипниками применяется система внутреннего и вильчатого шатунов. При этом работающая по валу головка связывается с центральным шатуном или с вильчатым шатуном. п 1- , Ч--Я Фиг. 94. Кривошипные головки шатунов двигателя Йспано- Суиза 300 л. с: а, б и д—вильчатый шатун; в, г и е—внутренний шатун; ж—соединение шатунов. Фиг. 95. Шатуны двигателя Райт Т-3. Головка внутреннего шатуна двигателя Испано-Суиза — разъемная и соединяется при помощи шпилек (фиг. 94, в, г). Изнутри и снаружи она залита баббитом. Нижняя половина головки вильчатого шатуна имеет две крышки, которые для жесткости головки соединены между собой перемычкой (фиг. 94, а, б). ' Одним из недостатков такой системы является невозможность выполнения плавных переходов к стержню внутреннего шатуна от головки, что было причиной растрескивания баббита под стержнем шатуна. Кроме того, заливка антифрикционным металлом двух сторон головки связана с большими производственными трудностями. 194 Эти недостатки частично устранены в шатуне двигателя Райт Т-3, в котором телом головки является бронзовый вкладыш, зажатый наглухо в среднем шатуне (фиг. 95). Фиг. 96. Кривошипные головки шатунов двигателя Фиат А-25: а, б—вильчатый шатун; в, г—внутренний шатун; д—соединение шатунов. Более рациональной является конструкция шатуна Фиат А-25 (фиг. 96). Здесь в головке вильчатого шатуна установлены два бронзовых вкладыша, которые работают по стальной поверхности головки центрального шатуна, снабженного стальным вкладышем с баббитовой заливкой. Соединение половин головок, а также и их центровка производятся болтами. Для фиксации болта в тело головки запрессовывается стальная шпилька (фиг. 96, д). а Фиг. 97. Кривошипные головки шатунов двигателя АМ-34 (1929 г.): а—вильчатый шатун; б—внутренний шатун; г—зазор 0,5—0,7 мм. Основным недостатком описанных конструкций вильчатых шатунов является очень небольшая длина опорных поверхностей, так что масляная пленка легко выдавливается из зазора и подшипник может пригореть. Вторым недостатком является пониженная жесткость вильчатой головки, несмотря на наличие нижней перемычки. В этом отношении рациональнее схемы, представленные на фиг. 97 и 98. 195 Фиг. 98. Кривошипные головки шатунов двигателя Либерти (1917 г.): а—вильчатый шатун; б—внутренний шатун. Вкладыш вильчатого шатуна двигателя Либерти (фиг. 98) — бронзовый, залитый внутри баббитом, разъемный; от проворачивания предохраняется стопорами. Внутренняя головка работает по поверхности этого вкладыша без заливки. Кривошипная головка вильчатого шатуна двигателя АМ-34 (фиг. 97) —отъемная, соединяется на болтах с четырьмя ушками на стержне шатуна. Сверху в этих ушках отфрезерованы канавки, куда входят усики болтов, удерживающие их от проворачивания при затяжке. Между головкой и телом шатуна оставляется зазор 0,5—0,7 мм. Обе половины головки залиты изнутри и напаяны снаружи баббитом. Выполнены они из стальной поковки и усилены ребрами. В процессе развития этой конструкции двигателя для увеличения жесткости головка утолщалась и увеличивалось число ребер. Смазка внешней поверхности трения обеспечивается маслом, поступающим по радиальным сверлениям в головке из внутреннего зазора. Центровка частей головок относительно друг друга осуществляется при помощи буртиков на болтах. Вследствие трудности в обеспечении жесткости кривошипной головки центральных шатунов они применяются на ограниченном количестве типов современных двигателей (Ролльс - Ройс, Нэпир-Дэг-гер); большим распространением пользуются шатуны прицепные. Кривошипные головки с прицепными шатунами различных двигателей значительно отличаются друг от друга в деталях в зависимости от способа установки пальца для прицепного шатуна. Палец может выполняться либо на двух опорах (фиг. 99, 99', 103, 104), либо на одной (фиг. 100, 101, 102). Преимущество первого способа в большей простоте конструкции кривошипной головки прицепного шатуна; во втором случае головка должна быть выполнена вильчатой. Преимущество второго способа установки пальца заключается в большей жесткости всей головки главного шатуна вследствие того, что проушина связана со стержнем шатуна, а с не относительно тонкими стенками головки, как в первом варианте. К тому же связь проушины со стержнем •может быть сделана достаточно массивной выполнением связующих ребер (фиг. 100, 101, 102). 196 Фиг. 99. Кривошипная головка шатуна двигателя Ролльс-Ройс (1920 г.). В обоих случаях сделать плоскость разъема головки перпендикулярно к оси главного шатуна невозможно, и поэтому она всегда наклонена. Размещение стяжных болтов и выбор их числа связаны с некоторыми трудностями. Так, выполнение четырех стяжных болтов при первом варианте установки пальца возможно лишь при относительно большой длине подшипника, малом диаметре болтов и очень узких щеках проушин (фиг. 99). При несоблю- , дении этих условий в ^—о; двигателе Рено 80 л. с. пришлось выполнить соединение тремя болтами (фиг. 99'). Более свободную установку четырех болтов допускает второй вариант (проушина на одной опоре). Во всех случаях болты ставить до сборки с прицепным шатуном. Несравненно более компактно выглядит конструкция головки с затяжкой шпильками (фиг. 100, 101, 102, 103). При разборке шатуна эти шпильки не вынимаются. Для надежности, они завертываются на глубину от полутора до двух диаметров шпильки и контрятся шурупами. В связи с тем, что нарезка не может обеспечить точного направления, на шпильке обычно выполняется направляющий поясок, который частично утапливается в головке. Этот же поясок используется иногда и для фиксации крышки. В двигателе АМ-34 из-за относительно больших размеров головки и малого диаметра шпилек фиксация крышки осуществ- Фиг. 99'. Кривошипная головка шатуна двигателя Рено лена,каквидноизфиг. 101, (1914г.). круговым выступом. Подвод смазки к прицепному шатуну осуществляется наиболее просто при установке пальца на одной опоре через сверление внутри головки и лунку, проточенную в гнезде пальца. Для обеспечения попадания масла в систему, независимо от положения отверстий на вкладышах, в конструкции АМ-34 предусмотрена круговая проточка с наружной стороны вкладыша (фиг. 101). При установке пальца на двух опорах задача подвода смазки усложнена небольшой толщиной проушин. Для достаточной подачи масла в шатунах Ролльс-Ройс (фиг. 99) просверлены обе проушины, и масло подводится к этим сверлениям через продольный канал в теле головки. 197 -18,5-: J Сечение П Ш- Фиг. 100. Кривошипная головка шатуна двигателя Кертис- Конкверор (1929 г.). Фиг. 101. Кривошипная головка шатуна двигателя АМ-34. 198 Фиг. 102. Кривошипная головка шатуна двигателя Паккард. Фиг. 103. Кривошипная головка шатуна двигателя Лоррен-Петрель. 199 Сечение Д-Н Фиг. 104. Кривошипная головка шатуна двигателя Испано-Суиза. 4 Зазоры и натяги в микронах max rain 7 -f-415 + 190 2 + 165 + 30 3 —200 — 125 4 98 + 25 5 — 50 — 12 6 +513 +290 7 i + 268 +200 8 + 30 0 9 + 155 + 105 I Фиг. 104'. Неразъемная кривошипная головка шатуна двигателя BMW-VI. Фиг. 104". Разъемная головка на роликовом ходу. 200 Во избежание выпадания пальцев и для удержания их в правильном положении относительно масляных сверлений пальцы фиксируются. Наиболее просто и надежно обеспечивается фиксация в одноопорном пальце при помощи цилиндрического болта или болта с наклонным срезом (фиг. 100, 101, 102). При двухопорном пальце фиксация достигается либо двумя заглушками со шпонкой, либо заглушкой с одной стороны и конусом и стопорной шпилькой с другой. Заглушка должна быть зашплинтована, либо законтрена отгибающейся стопорной шайбой. Весьма оригинальное конструктивное решение дано в двигателе Ис-пано-Суиза 12-Ybrs выпуска 1932 г. (фиг. 104). Здесь соединение головки осуществляется двумя коническими штифтами, работающими только на срез. Гнездо под штифт развертывается на пологий конус (1 :75) с величиной угла при вершине меньше угла трения. Для обеспечения одинакового предварительного натяга в первом заводском монтаже посадка штифта осуществляется так называемым тарированным ударом в два приема посредством груза 2,5 кг, свободно падающего при первом ударе с высоты 230 мм и при втором — с высоты 300 мм. После этих ударов шпилька должна входить в гнезда заподлицо. При несоблюдении этого условия подбирается другая шпилька, которая снова вставляется такими же ударами. В последующем монтаже шпилька ставится на место простым затягиванием струбцинкой заподлицо со щеками проушины. Вкладыш головки (стальной, залитый баббитом) от проворачивания удерживается стопором. Фиксация пальца осуществляется заглушкой и закраиной с выступом, который входит в углубление на теле головки и предохраняет палец от проворачивания. Контровка фиксирующего болта осуществляется при помощи отгибающейся латунной шайбы. Наряду с прицепными шатунами, работающими на скользящих подшипниках, имеются конструкции шатунов на роликовых подшипниках (фиг. 104х, 104"). Здесь ролики работают непосредственно по поверхности кривошипной головки шатуна и шейки коленчатого вала, которые из этих соображений зацементированы. Для надежности роликового хода допуск на диаметр отверстия в головке установлен в пределах 0—0,02 мм\ овальность допускается не более 0,02 мм, конусность не допускается совсем. Для обеспечения строгой параллельности осей ролики заключены в точно изготовленной бронзовой обойме, состоящей из четырех полуколец. При отсутствии параллельности шатун будет прижиматься во время работы к щеке вала, что может повести к сильному износу и даже аварии. Несколько менее жесткие требования ставятся к роликовым подшипникам проушины. В двигателях с W-образньтм расположением цилиндров применяются лишь прицепные шатуны, так как выполнение центрально действующих шатунов явно затруднительно и нерационально. В случае 18-цилиндровых W-образных двигателей с углом между цилиндрами 40° проушины располагаются достаточно далеко от места разъема, так, что есть возможность для установки шпилек при нормальном расположении и форме стыка (фиг. 105). 201 Фиг. 105. Кривошипная головка шатуна двигателя ASSO-1000. В 12-цилиндровых W-образных двигателях угол в проушине составляет 60°. Для того чтобы в этом случае оставалось достаточно места для шпильки, в двигателе Нэпир XI основная плоскость разъема снесена далеко от центра шейки (фиг. 105'). В этом случае во избежание деформа- Фиг. 105'. Кривошипная головка шатуна двигателя Нэпир XI. ций сильно выступающего внутреннего зуба крышки поставлен еще один установочный выступ, проходящий через центр шпильки. Для уменьшения габарита заливка баббитом проведена непосредственно по стальной головке. В отношении остальных деталей сочленения к W-образным двигателям могут быть полностью отнесены соображения, изложенные применительно к V-образным двигателям. § 66. КРИВОШИПНЫЕ ГОЛОВКИ ШАТУНОВ ЗВЕЗДООБРАЗНЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ Выполнение центральных шатунов в звездообразных двигателях связано с большими трудно- Сечение по т-т стями. В одном из первых авиадвигателей (Анзани) была применена система центральных шатунов с кривошипными головками в виде ползунов (фиг. 106). Сборка достигалась постановкой колец а. Подобная же схема была применена в трехцилиндровом двигателе Потез (1930 г.). Для большего числа цилиндров она неприменима, так как ползуны необходимого размера с достаточными зазорами между ними не умещаются на одной шейке. Подобная схема, применявшаяся в ротативных девятицилиндровых двигателях Рон, была выполнена, как показано на фиг. 107. Здесь шатуны с ползунами трех различных размеров, сгруппированные по три, удержива- 202 Фиг. 106. Схема соединения шатунов звездообразного двигателя Анзани. лись на валу разъемной муфтой с тремя канавками, в которые вставлен бронзовый направляющий вкладыш. Органическим дефектом представленных конструкций является малая жесткость ползунов и трудность подвода смазки. Поэтому в звездообразных двигателях применяется шатунный механизм исключительно с прицепными шатунами. Кривошипная головка главного шатуна в звездообразных двигателях выполняется почти исключительно с двухопорными пальцами, так как выполнение большего числа вильчатых прицепных шатунов невыгодно. Фиг. 107. Соединение центральных шатунов в звездообразном десятицилиндровом двигателе Рон (1915 г.). К тому же большая длина шатунной шейки обеспечивает возможность удобного размещения двух опор для пальца. Современные двигатели выполняются с шатунами на скользящем ходу; шариковые и роликовые подшипники почти не применяются вследствие того^ что кривошипная головка в этом случае получается излишне тяжелой. fr Кривошипные головки главного шатуна выполняются разъемными и неразъемными. , Разъемная головка в трехцилиндровом звездообразном двигателе является относительно несложной (фиг. 108). Здесь разъем выполнен перпендикулярно к оси шатуна, соединение осуществляется при помощи четырех шпилек. В головку вставлен разъемный стальной вкладыш, залитый антифрикционным сплавом. При увеличении числа цилиндров осложняется выбор разъема. Разъем по одной плоскости проходит через ось одного из пальцев вследствие 203 нечетного числа цилиндров. Это влечет за собой нарушение симметричности головки и излишнее удаление одного из стяжных болтов и, следовательно, утяжеление конструкции. Пример головки с таким разъемом показан на фиг. 109. Для удобства монтажа в неразъемном картере эта головка выполнена отдельно от стержня шатуна и соединяется с ним двумя пальцами. Антифрикционный сплав заливался непосредственно по стали. При выполнении разъема головки по двум взаимно наклоненным плоскостям конструкция получается более правильной. Обе стороны головки будут развиты одинаково, и стягивающие ее болты будут значительно приближены к центру, что увеличивает жесткость головки. Наклонное расположение плоскостей стыка разгружает болты от срезывающих сил. Фиг. 108. Кривошипная головка шатуна двигателя Бристоль-Люцифер. Четыре пальца прицепных шатунов в данной конструкции фиксируются стяжными болтами (фиг. 109'). Недостатком обеих конструкций является все же относительно большое расстояние между болтами и несовпадение центра тяжести плоскостей стыка с осями болтов. Лучшие результаты могут быть получены при смещении плоскости стыка с оси шейки вала (фиг. 109") или при смешении проушин. Однако эти способы дают хорошие результаты лишь при относительно небольшой головке шатуна семицилиндрового двигателя. Примеры разъемной головки шатуна девятицилиндрового звездообразного двигателя показаны на фиг. 110 и ПО*. В двигателе Редруп (фиг. 110) щеки для крепления пальцев прицепных шатунов выполнены на сильно развитом вкладыше, залитом свинцовистой бронзой. Вкладыш состоит из двух половин с разъемом по оси шатуна и затягивается крышками, в канавки которых он входит своими щеками. В двигателе Райт (фиг. 110') разъемный вкладыш головки выполнен аналогично предыдущему, с отверстиями для пальцев и с развитым кольцевым ребром, наружная поверхность которого прошлифована на конус. Собственно кривошипная головка шатуна неразъемная. Внутренняя ее поверхность также выполнена на конус. Таким образом, надвигая сбоку кривошипную головку, можно благодаря конической поверхности произвести затяжку вкладыша; чтобы вкладыши не проворачивались в головке, они связаны шпонкой. Прицепные шатуны — вильчатые. Разъем в шатунах 204 Фиг. 109. Кривошипная головка шатуна двигателя Ягуар. Фиг. 109". Развитие головки шатунов двигателя Пратт-Уитней. Фиг. НО. Кривошипная головка шатуна двигателя Редруп. Фиг. 110'. Кривошипная головка шатунов двигателя Райт. Испано-Суиза осуществляется при помощи четырех конических штифтов, работающих на срез (фиг. 112). Основным типом кривошипной головки звездообразных двигателей является неразъемная головка, как наиболее компактная и легкая, что для звездообразных двигателей с одной шейкой вала имеет большое значение. Фиг. 109'. Кривошипная головка шатунов двигателя Армстронг-Тигр. Пальцы в этих головках выполняются двухопорными; фиксация их осуществляется обычными методами: конусом с заглушкой (фиг. 115') стопорными шайбами, помещенными в выточке пальца (фиг. ИГ и 112'), стопорными кольцами, помещенными с обеих сторон головки (фиг. 113), или пластинками, привернутыми к пальцам (фиг. 111). Последний способ удобен в том отношении, что устраняются сверления в головке шатуна, которые часто являлись началом трещин. 206 Имеется пример конструкции, в которой пальцы, закрепленные в головках прицепных шатунов, вращаются в запрессованных в кривошипной головке главного шатуна бронзовых втулках (фиг. 114). В мощных двигателях такая конструкция безусловно непригодна вследствие^.громоздкости. Фиг. 11 Г. Кривошипная головка шатунов двигателя М-11. Смазка пальца в большинстве случаев осуществляется через сверления, выполненные в щеках. К этим сверлениям масло подается через круговую проточку на теле головки (фиг. 114). На поверхность пальца смазка выво- -82.37- а =4= Фиг. 111. Головка шатуна двигателя Райт G-100; а и б—модификация головки на двигателе Райт G-200. а—замок для фиксации втулки; б—монтаж замка на головке шатуна. дится либо через внутреннюю полость в нем (фиг. 112'), что требует заглушения пальца, либо непосредственно через каналы, просверленные в теле пальца (фиг. 113). Чтобы избежать ослабляющих головку главного шатуна внутренних сверлений в ней, смазка подводится к пальцу либо через сверления в головке прицепного шатуна, либо через маслоуловители (фиг. 115). 207 Фиг. 112; Кривошипная головка шатунов двигателя Испано- Суиза 14 АА, 14 АВ. Сечение м-м Фиг. 112'. Кривошипная головка шатуна двигателя Райт F-50. 208 Фиг. 113. Кривошипная головка шатуна двигателя Гном-Рон К-7. Фиг. 114. Кривошипная головка шатуна двигателя Фиат А-50 (1929 г.). ВВ А—142—14 209 Обычно в головку запрессовывается бронзовая или стальная втулка с баббитовой заливкой (фиг. 11 Г, 114), либо стальная, залитая свинцовистой бронзой (фиг. 113). Втулка фиксируется при помощи развальцовки (фиг. 112), либо стопором (фиг. ИГ, 114), либо зубчатым стопорным замком (фиг. 111, а и б). JanuSHa Наббитом Талщшю слая-0,2 Фиг. 115. Кривошипная головка шатуна двигателя Бристоль-Мерку р. ш Ф70,5 Фиг. 115'. Кривошипная головка шатуна двигателя Юпитер VI. В практике фирмы Бристоль имеет место применение плавающей бронзовой втулки, залитой внутри и снаружи баббитом (фиг. 115, 115'). Во это-ром случае внутрь головки запрессовывалась цементированная втулка. фиксируемая стопорами. § 67. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ОСНОВНЫХ РАЗМЕРОВ ШАТУННОГО МЕХАНИЗМА К определению основных размеров шатунного механизма относится определение длины L главного шатуна, длины / прицепного, а также радиуса R и угла проушины *\г. Длина шатуна не влияет на процесс, происходящий в цилиндре, и не очень значительно влияет на динамику механизма. Поэтому величина* L назначается, исходя из конструктивных условий. Длина шатуна должна быть достаточной для того, чтобы колено вала, головка и стержень шатуна не задевали за стенки цилиндра. Излишняя же длина шатуна нерациональна, так как с ней связано увеличение габаритов и веса двигателя. Практически - R 1 _ L ___ 3,5 4,2 210 В звездообразных двигателях величина X вообще меньше, чем у рядных, т. е. шатун относительно длиннее. Поскольку к величине L не предъявляется особой точности, она дается всегда в целых числах. В случае центральных шатунов двух-, трехрядного или звездообразного двигателя при одинаковых цилиндрах (Н = Нг] (фиг. 116), одинаковых поршнях (h = Aj), симметричном картере (В — Вг) длина шатунов, естественно, должна быть также одинаковой. В этом случае обеспечивается одинаковая высота камеры сжатия Sc во всех цилиндрах и, следовательно, одинаковая степень сжатия. Фиг. 116. Фиг. 117, В прицепном шатунном механизме центр кривошипной головки прицепного шатуна описывает овал (фиг. 117), который легко может быть получен построением. Верхняя и нижняя мертвые точки в цилиндре с прицепным шатуном получаются, когда ось кривошипа составляет с осью цилиндра некоторые углы а0в и а0н . Для определения этих углов можно воспользоваться уравнением (49') (стр. 20) Sl = OD— [Rcos a- + /-cos (р — <Ь) + /cos РJ. (49') Тогда скорость прицепного шатуна CLT at at Задаваясь несколькими произвольными значениями угла поворота кривошипа а-, вблизи мертвых точек можно построить по уравнению 49" кривую изменения скорости Уг в зависимости от «z. Пересечение этой кривой с осью а- (т. е. Уг — 0) даст значение угла поворота а0, соответствующее верхней или нижней мертвой точке. Для вычислений необходимо вначале определить значения р, р/? -~г и -~~ из соотношений 50 и 50' раздела I (стр. 20); по найденным значениям а0в и ог0н определится ход поршней прицепных шатунов St, который может оказаться неравным ходу главного S. В табл. 5 приведены значения Sl} а0в , а0н для двигателей Хорнет и Кертис-Конкверор *. * Подсчет величин для двигателя Хорнет произведен инж. Смольяни новым, а для двигателя Кертис-Конкверор—инж. Ширяевым. • • 211 Таблица 5 Двигатель Двигатель Хорнет Кертис- № Конкверор цилиндра 1 2 3 4 5 L, мм 341,2 _ _ _ ..— 254 1, мм — 277,2 277,2 277,2 277,2 192,8 р, ММ — 65 66,3 65,8 64,3 61,25 11 — 40° 80° 120° 160° 66°3(Х 8ГЛ, мм 161,92 — — — — • 158,74 Si, мм — 161,94 162,10 162,30 162,06 163,84 «ов 0 24' 2° 10' 3°10' , 1°27' Г6' «о„ 0 —37' — 3°22' — 6°05' — 3°42' — 4°30' Получаемое различие в положениях ВМТ и НМТ приводит к различным фактическим фазам газораспределения в разных цилиндрах, что, однако, существенного влияния на работу двигателя не оказывает. Различие в ходах определяется в основном величиной угла в проушине 7, (фиг. 118). Пусть 7г = Т- Пренебрегая для упрощения выводов величиной углов «Он и а0в, считаем, что мертвым точкам прицепного механизма соответствует совпадение кривошипа с осью цилиндра. Тогда из фиг. 118 имеем: (31) St = А'С — А'С' = 2R 4- р cos р + / cos ^ — р cos f — / cos pj, Из треугольников ОАВ и О А'В' имеем: sin3 = sin7—г-; отсюда р == Р', 'следовательно, и Р- = f*J. Таким образом при fi = 7, независимо от соотношения между /,, р и /, с ->_ с о '-^- о^. В случае St = А'С — А 'С' = т 4- Р + / — Р cos 2(3 - / cos ^ == 2R -f- Д, где д = i _ (32) (33) Величина Л может достигать до 4% от хода поршня в главном шатуне. В двигателе М-17 т/~7 + Р» S— 190 мм, St= 199 мм. Размеры прицепного шатуна выбираются сообразно с величиной угла в проушине. При этом в V-образных или W-образных двигателях величина р назначается из конструктивных соображений, как минимальная, при которой получаются достаточные размеры кривошипных головок главного и прицепного шатунов и зазор между ними. 212 ' Сообразно с объяснениями к фиг. 116, для получения одинаковой степени сжатия в цилиндрах главного и прицепного шатунов при у/ =* Т> когда S^S, должно соблюдаться условие АС = /50Д0 == L (фиг. 118). Отсюда, задавшись величиной р, можно найти длину прицепного шатуна /. При т/= 7-HP (Фиг- И9), когда 5; = 5-ЬД, для соблюдения одинаковой степени сжатия при взаимозаменяемых поршнях и цилиндрах и при симметричном картере необходимо, чтобы высота Фиг. 118. Фиг. 119. камеры сжатия с прицепным шатуном была больше, чем с главным на величину с ___ ] > для чего необходимо так выбрать длину прицепного шатуна, чтобы соблюдалось условие АС = AQBQ — 5 = L - о (фиг. 119), Самое определение величины / может быть проделано либо аналитически через заданные величины L, JR и р и углы р, pj, либо непосредственно, путем точного графического построения*. Как видно из фиг.. 118 и 119, при при -= и ?=-8- *• В частности, у двигателя М-17 при е = 6, L = 340, р = 85 мм, I — 253 мм. Таким образом при разнице в ходах 9 мм камера сжатия прицепного ряда на 2 мм длиннее, чем в ряду с главным шатуном. 214 Отсюда можно найти такой угол <|>, что е -= ег при ?/ = Т + Ф и ПРИ Величину Ф для f=60° можно определить,, пользуясь графиком (фиг. 120)*. В этом случае величины L, р и I могут быть выражены в целых числах. Кроме того, по сравнению со случаем ^= f величина St > S при том же радиусе кривошипа; следовательно, достигается прирост мощности в ряду прицепных шатунов пропорционально величине Д = 5- — S. В звездообразных двигателях обычно принимают ^ = f вследствие трудности размещения проушин при иных значениях углов. Если оставить одинаковые для всех цилиндров величины р и /, то равенства степеней сжатия не получается, так как расстояние центров поршневых головок от оси вращения вала в ВМТ отдельных цилиндров оказывается различным. Действительно (фиг. 121): ОС2 = R + р cos р2 + / sin p,_; (34) ОС3 = R + р cos рз + / sin p,t; (35) 3 ча « R ПрИ Для того чтобы получить одинаковые степени сжатия, нужно было бы делать либо несимметричный картер (В2 ф В3), либо разные поршни (h ф h^..) или цилиндры (НфН^ФН^, либо разные прицепные шатуны (1гф1гф...), либо разные радиусы проушины (р2фр9ф.-.) Первый метод был применен в двигателе М-15, последний применяется во всех современных двигателях. Определение величин р в этом случае можно вести графически (фиг. 122). Для этого из конструктивных соображений задается значение р2, по нему Фиг. 121. Фиг. 122. определяется величина /2; затем находятся величины р3, р4 и т. д. засечками радиусом, равным /2, на линиях оси проушин 3,4 и т. д. из точек С„ С4 и т. д., находящихся на равных расстояниях от центра вала. Построение * По данным И. Ш. Неймана. 214 должно производиться весьма тщательно. В четвертом и пятом цилиндрах девятицилиндрового звездообразного двигателя углы отклонения шатунов р/ столь велики, что требуют довольно глубоких вырезов в боковой поверхности цилиндра. Поэтому во избежание затекания масла в цилиндр главный шатун ставится часто в четвертый или пятый цилиндр, считая верхний цилиндр первым. § 68. РАСЧЕТ ДЕТАЛЕЙ ШАТУНА Поршневая головка должна быть проверена на удельное давление при вспышке (осм) и разрыв от сил инерции поршня в ВМТ (ар) (36) где масса поршня с пальцем; остальные размеры см. на фиг. 123. Фиг. 123. Фиг. 124. Для стальных шатунов осм = 300 — 500 кг/см*, ар == 300 — 600 кг/см*. Для шатунов из дуралюмина (кованого) зсм ~ 300 кг/см*; ор ^ 100 кг /см*. Стержень шатуна проверяется на продольный изгиб по формуле Ран-кина от давления вспышки: _ __ _ ! - __ ГХ С "— ~*СЖ "Т™ ^лзг ----- '" ••— Лр •пр (37) Здесь /ср —среднее сечение стержня, апр — предел пропорциональности материала,/ — момент инерции сечения относительно оси, перпендикулярной плоскости изгиба. Значения J, m и L даны на фиг. 124 для разных плоскостей изгиба. Иногда проводится проверка напряжения сжатия при вспышке в наименьшем сечении стержня Г~1 \ (38) асж = /mi mm Для выполненных конструкций стальных шатунов ас = 1200 — 2000 кг/см* в главных шатунах звездообразных двигателей и до 4000 кг/см2 в при- 215 цепных и в главных шатунах рядных двигателей асж= 1600 — 3500 кг/см?. Для шатунов из кованого дуралюмина: <зс = асж^1500 кг /см2. Проверка стержня по вышеприведенным формулам уже обеспечивает его надежные размеры. Проверку на изгиб от сил инерции при качании можно проводить, принимая, что в положении, показанном на фиг. 125, а, центр кривошип- аи- 20 ю го зо к Фиг. 125. Фиг. 126. ной головки имеет ускорение /fa2. Тогда ускорение других точек (находящихся на расстоянии х от оси поршневой головки) найдется из соотношения /; = т^2- (39> Разбивая шатун плоскостями, перпендикулярными оси, на элементы, можно вычислить их вес; зная ускорение, можно построить эпюру нагрузки от инерционных сил, по которой определяются реакции в головках и напряжения изгиба (фиг. 125, б)*. Эти напряжения обычно не превосходят 150 — 200 кг/см2. Для определения напряжения в главном шатуне от действия прицепных шатунов усилие NJJ раскладывается на силу .V™ sin p, сжимающую и 7V™cosf-, изгибающую стержень шатуна (фиг. 126). Суммарное напряжение в сечении, отстоящем на расстоянии х от оси поршневой головки, А + sin а = (40) без учета тангенциальных сил инерции. Расчет на прочность проушины и кривошипной головки прицепного шатуна проводится на смятие усилием вспышки и разрыв от силы инерции поступательно-и вращательно-движущихся частей данного шатуна в ВМТ. Тогда имеем следующие расчетные формулы и напряжения для выполненных конструкций. Для головки (фиг. 127) (500-*-1000 кг/см2)\ dl ' Л*ВР + Мп (1 + А) 2-1-е (400 -г- 900 кг]см2). * Заимствовано из книги Ретшера, Детали машин, ОНТИ, 1938. 216 Для пальца и проушины (фиг. 127) -•изг -— (1300-г-3500/.г (500 -г- 1300 или, по формуле Лямэ [A-ep+Af. (r2 — А)] (41) (42) (43) 2 . d- a 2 2 (44) Кривошипная головка главного шатуна проверяется на среднее удельное давление и удельную работу трения уд Dl где /Сер = / (Z + С) (45) Здесь Z) — диаметр шейки вала; / — несущая длина подшипника (за вычетом галтелей). Величина &уд. ср= 30 -ь 120 кг\см^ в рядных и до 250 кг/см2 в звездообразных двигателях. Наибольшие значения получаются у звездообразных двигателей благодаря большей центробежной силе инерции вращающихся частей (С). Для определения удельной работы трения обратимся к фиг. 128, где схематически представлено сечение шатунной шейки. При повороте вала на угол а по часовой стрелке шатунная головка повернется относительно шейки на угол a-j-j3 с окружной скоростью Т\ 1 / * г\ \ (46) "2 dt При этом возникает сила трения (47) Тогда секундная работа силы трения, вызывающая повышение температуры подшипника величины К и . не вводится. Полученная величина kv- кгм уд. ср DI сек - см* (48) раич меняется для выполненных двигателей в очень широких пределах от 200 до 2200 кгм/сек • см2, достигая больших величин в звездообразных двигателях. Вначале этой величине придавалось очень большое значение, так как считалось, что она лимитирует мощность, снимаемую с коленчатого вала. Величина kvyu,cp не зависит от диаметра вала, в чем можно убедиться следующей подстановкой: Фиг. 129. К расчету шатунных болтов. ср D/ 2D/ 21 (49) Отсюда понятно стремление увеличить длину шейки, в особенности в звездообразных двигателях, где нагрузка особенно велика из-за большой величины вращающихся масс. Расчет шатунных болтов проводится на силу затяжки, которая должна на 25% превышать максимальную силу, разрывающую головку. Для одноцилиндрового или однорядного двигателя это будет сила инерции поступательных и вращательных частей шатуна. Для простоты расчета масса крышки кривошипной головки не вычитается из общей вращательно-движущейся массы, что идет в сторону увеличения надежности. При сочлененных шатунах расчет надо вести также на силы инерции вблизи мертвой точки главного шатуна. Сложение сил, действующих на головку от главного и прицепного шатунов, удобнее всего вести графически (фиг. 129). Усилие для расчета болтов Ррасч находится разложением найденной суммарной силы _ _ Ка = Агл » Акр на направления — параллельное и перпендикулярное осям болтов (фиг. 129). Для V-образного двигателя Кертис-Конкверор получилось наибольшее усилие при повороте коленчатого вала на а = 20° от оси главного цилиндра *. * Данные инж. Ширяева. 218 В обоих случаях расчет болтов или шпилек ведется по формуле 1.25Р, расч (1000—1500 кг/см*), 'mm где / — число болтов или шпилек; • , /mln—сечение по внутреннему диаметру резьбы или по выточке. Затяжка болтов должна контролироваться замером удлинения. Расчет крышки шатуна ведется на ту же силу Ррасч, либо по формуле Лямэ, либо по формуле Американского бюро стандартов -расч ( 0,0236С , -Г 0,5 кг см* (8CQ-2000j?). (50) где F и W— площадь и момент инерции поперечного сечения крышки соответственно 3. в см* и см*; С — расстояние между болтами в см. Проверка болтов или центрирующих закраин крышки ведется на срез от боковой составляющей (фиг. Iz9). § 69. МАТЕРИАЛ И ИЗГОТОВЛЕНИЕ ШАТУНОВ Основным материалом для изготовления шатунов авиационных двигателей являются хромоникелевые стали (см. табл. 6). Вкладыши в современных двигателях в большинстве случаев выполняются из углеродистой стали У-2 и заливаются свинцовистой бронзой или баббитами. Фиг. 130. Среднее значение зазоров, применяемых в шатунах авиационных двигателей. Вес штампованной заготовки шатуна превышает вес изготовленного шатуна в 2—3 раза. В механическом цехе шатуны проходят от 50 до 80 операций на фрезерных, токарных, сверлильных и слесарных станках. 219 ю Та блица б Стали для шатунов (1, 2, 3) и пальцев прицепных шатунов (4, 5, 6, 7) Марка стали Химический состав Механические свойства ОСТ ' Авиа С Мп Сг Ni Мо Si W °ь кг/мм? <*s кг/мм2 5 . 0/ /0 ф 0/ /0 аь-кгм/мм* Ив кг! мм2 25 ХН4-ВА 53А2 0,20-0,30 0,25—0,50 1,30—1,70 4,00-4,70 _-L-^, 0,40 0,8-1,2 110 95 11 50 9 321—363 18 ХНМА 53А1М 0,15-0,22 0,25—0,55 1,35-1,65 4,10-4,600,25-0,45 0,17-0,37 115-120 90-95 12 45 10 352-400 50 ХНМА 7320 0.35-0,45 0,40-0,80 0,60-0,90 1,25-1,750,15-0,25 0,35 100-110 85-95 12 55 10 331-375 1 1 18 ХНВА 53А1 0,15-0,22 0,25-0,55 1,35—1,70 4,1-4,6 _ 0,17-0,37 А1 115 90 12 45 10 352—400 12 ХНЗА Х1-Н 0,10-0,16 0,25-0,55 0,60-0.90 2,75—3,25 — 0,17—0,37 0,75-1,25 100 80 '" 11 50 12 277—375 35 ХМЮА ХМАЗ 0,30-0,38 0,3 —0,60 1,35-165 <0,4 0,4-0,6 0,17-0,37 100 85 15 50 9 285—321 42 ХН4МА ХНМ4 0,38-45 0,40 0,5 -0,70 4.30-4,90 0,7—1,26 0,35 - — _. -'"~|--" • • " ~ Свинцовистые бронзы и баббиты Химический состав в .% Марка ' • 1 РЬ Sn Fe Р Se Zn Си / - ,-п Свинц. Бр. 28—31 ___ , 0,2 0;05-0,2 0,5 0,1 Остальное Свинц. Бр- Авиа 29,44 — 0,04 — — — 70,48 0, Баббит Баббит 0,15 92 ----- — ' 4,2 — 3J5 Бр.С.Ф Свинц- Бр. 27—31 —— ..... — — Остальное Механические свойства г э СЬ 8 •НВ -»К 6 4 25 JO — — 20 Алюминиевые сплавы, применяемые для шатунов маломощных авиационных моторов Марка Химические свойства Механические свойства ОСТ Авиа Си Mr | Mg | Si Ni | Fe Ч ^ , 8% И в АК-7 АК-7 3,8—4,9 0,6-1,2 0,2 0,6-1,2 — OJ — 35 13 90 При фрезерных, токарных и сверлильных операциях весьма широко применяются специальные приспособления, кондукторы и копиры. Головки шатуна после сверловки по кондуктору растачиваются и про-шлифовываются в специальных приспособлениях. Отверстия для проушин сверлятся по кондуктору при установке шатуна головками на два стержня. Окончательная отделка этих отверстий производится либо чистовой разверткой по кондуктору, либо шлифовкой на станке с планетарным движением шлифовального камня. При сверлении отверстий проушин по кондуктору точность расстояния между осями кривошипной головки и проушин достигается в 0,01 -н-0,03 мм. Отверстия в головках двигателей Райт под втулки, а также и гнезда под пальцы прицепных шатунов хромируются. Цель хромирования — избежать царапин при запрессовке втулок и пальцев. В случае разъемной кривошипной головки плоскости разъема обязательно шлифуются до окончательной расточки головки. Последней операцией механической обработки шатуна является полировка всей его поверхности для выявления мельчайших трещин и повышения прочности детали (см. фиг. 81, стр. 185). Весьма важно, чтобы оси отверстий кривошипной и поршневой головок шатуна лежали в одной плоскости и были параллельны между собой. В современных двигателях допуск на перекос и непараллельность осей не превышает 0,1 мм на длине 200 мм. Весовой допуск в производстве устанавливается в пределах 0,5 ч- 1% и редко—до 2°/0 от веса собранного шатуна. Допускаемая разница в весе шатунов на одном двигателе обычно составляет 1/2, -*- 1U разницы в весе, установленной в пределах производственного допуска, для чего в монтаже приходится делать подбор. При подборе шатунов по весу проверяется правильность расположения их центров тяжести, т. е. проверяется вес, отнесенный к головкам шатуна. Весовая подгонка достигается -путем снятия материала в неответственных местах. Средние значения величин монтажных зазоров для шатунов двигателей воздушного и водяного охлаждения приведены на фиг. 130. ГЛАВА III ПОРШНИ § 70. ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ Наибольшее число дефектов в работе двигателя связано с неисправностью поршня и отдельных его элементов. Прогар днища, пригорание колец, задир боковой поверхности, уве- . , личенный расход масла и, наконец, прорыв газов из камеры сгорания,— все эти дефекты нередко имеют место даже в современных конструкциях двигателей. Это объясняется тем, что поршень современного авиационного двигателя работает при высокой температуре (фиг. 131 и 132). Вместе с тем на поршень приходится наибольшая доля механических потерь мощности двигателя (фиг. 133). Всем этим объясняется большое количество исследований, посвященных поршню и его элементам. Одним из ос- 240' на, поршенЬ no cmpenkeafin Фиг. 131. Распределение температур в алюминиевом поршне авиационного двигателя (по данным инж. П. И. Орлова). Фиг. 132. Распределение температур в авиационном поршне и [цилиндре (по данным Hall). новных вопросов в этих исследованиях является выбор материала. Широко известен факт влияния материала поршня на мощность двигателя,— например, мощность двигателя Рон 110 л. с. увеличилась на 9% после замены чугунных поршней алюминиевыми. Такое же, и даже большее, влияние 222 материала поршня на изменение мощности подтверждено практикой конструирования автомобильных двигателей. Это увеличение нельзя объяснить различными антифрикционными свойствами алюминия и чугуна или уменьшением веса поршня. •/• l(JU QH • ------------- -— ~ ** an s» S 1 7ft N ^ ^-x ч S, >•, ^ ^ fill 1 3 "-> -^ •>-. •*- --. "--- — *. ----. sn t 1 rf/7 г _.— w 20 4 I . /ft fl i f 500 IOQO 1500 Фиг. 133. Механические потери в отдельных деталях авиационного двигателя (по опытам инж. Фомина): 1—трение в подшипниках, 2—трение поршней, 3— трение колец, 4—трение боковой поверхности поршня, 5—потери на агрегаты и распределение, 6—насосные потери. 2,0 • о-ПоршенЬ чугун. Вес 1730hz • - » » » дШЛг + - " - » ^Шг /? -и» ш м ;ж jtw Число об/мин Фиг. 133". Влияние веса поршня на мощность трения чугунных поршней (НАМИ). ПоршенЬ чугун.-ПоршенЬ амомин. О 200 400 Фиг. 133х. Мощность трения авиационного двигателя с поршнями из разных материалов (НАМИ). 2,0 «0 0 \ \ \ — За ' М fir трачен» щност шщенш чая о на--. > \7 / _ — f ^ / — 1 / />' vtt 2,<* °-ПоршенЬ ал/см. 8t •- » - « 8kt Ste т 600 BOO т ш Число об/мин Фиг. 133'". Влияние веса поршня на мощность трения алюминиевых поршней (НАМИ) Кроме того, даже полное уничтожение трения боковой поверхности поршня, составляющего около 25% от всех потерь, может обеспечить прирост мощности не более 5% (фиг. 133). Данные опыта с поршнями, изготовленными из разного материала, подтвердили приведенные выше соображения (фиг. 133', двигатель при проведении опыта вращался от постороннего источника энергии). 223 Вес чугунных поршней с длинной юбкой устарелого типа, отнесенный к 1 см* площади поршня, лежит в пределах 17—18 г/см2; вес же современных коротких алюминиевых поршней составляет 13—18 г/см2. Как показали опыты, большое изменение веса поршня не оказывает существенного влияния ни на суммарную мощность, затраченную на вращение двигателя, ни на мощность трения собственно поршней (фиг. 133" и 133'"). Основная причина изменения мощности двигателя в этом случае заключается в различной температуре чугунного и алюминиевого поршней (фиг. 134). Разница температур объясняется различной величиной коэфициентов теплопроводности, которая оказывает влияние на мощность двигателя (теплопроводность чугуна 48, алюминия 175, электрона 134 и меди 320 кал/м2 час Фиг. 134. Распределение температур в стенках и донышке чугунных, алюминиевых и электронных поршней автомобильных двигателей (по данным Ридля): /—чугунный поршень, 2—алюминиевый поршень, 2—электронный поршень. Температура поршня о ПО -Чугун Влияние теплопроводности на мощность двигателя особенно выпукло подчеркнуто в опытах Беккера (1921 г.) с поршнями из различных сплавов. Поршни устанавливались неподвижно в цилиндр и нагревались горячим(300°С) воздухом изнутри камеры сгорания. Цилиндр охлаждался водой при температуре 24° С. Распределение температуры по днищу и юбке поршня по данным этого опыта показано на диаграмме (фиг. 135). Обращает на себя внимание зависимость температуры частей поршня от нагара на днище, а также очень равномерное распределение температур у медного поршня, что объясняется особо высоким коэфициентом теплопроводности меди. Очевидно, что в результате падения темпе- "црнтр днища''Г БоЫая поверхность Г'Лиз Видовой ратурЫ ПОрШНЯ С 400— поршня \ поршня поверхности 450° ДО 250 — 280° С ИЗ Край поршня и верх van/топит г-ж-ятыа \/ттпя- бшВой поверхности камеры сжатия устра- Фиг. 135. Влияние теплопроводности на температуру днища няется очаг возникно- и юбки поршня (по данным Беккера). вения детонации. -Этим можно объяснить, что сменой материала поршней Беккеру удавалось повышать мощность мотора на 10—20% гри таком же снижении удельного расхода и падении теплоотдачи в воду до 60—70%. 224 О W 203040 50 100 150 200мм § 71. КОНСТРУКТИВНЫЕ ЭЛЕМЕНТЫ ПОРШНЯ Днище поршня с наружной стороны может быть выполнено плоским, выпуклым или вогнутым. Наиболее простым для изготовления является плоское днище. Выпуклое днище увеличивает прочность и жесткость поршня. Вогнутое днище приближает камеру сгорания к сферической, которая имеет относительно меньшую поверхность, и, следовательно, меньшие тепловые потери. На одном и том же двигателе форму днища меняют для получения различной степени сжатия, сохраняя при этом размеры шатуна, поршня и цилиндра. Направление теплового потока в поршне схематично показано на фиг, 136. Как видно из этой схемы, основная часть тепла, передающаяся от газов днищу, отводится через кольца. Таким образом при выборе толщины днища руководствуются не только соображениями его прочности, но и возможностью отвода тепла от центра днища к краям. Для постоянства тепловой нагрузки по всем кольцевым сечениям днища толщина его t по мере удаления от центра увеличивается. Действительно при удельной тепловой нагрузке днища поршня q кал/сек-см2 круглая площадка радиуса г (фиг. 136) воспринимает qnrz кал! 'сек; для того чтобы через единицу боковой поверхности концентрических кольцевых сечений f=2^rt проходило одинаковое количество тепла надо иметь соотношение Фиг. 136. Направление теплового потока в поршне. кал Таким образом (51) (52) т. е. в этом случае толщина днища должна возрастать пропорционально радиусу. Толщина днища мало зависит от наружной формы его поверхности (плоской, выпуклой или вогнутой). Хорошо укрепленное ребрами днище имеет наименьшую толщину 5 мм, на 100 мм диаметра поршня, днище с малым количеством ребер или совсем не укрепленное ребрами — 6—7,5 мм на 100 мм диаметра поршня. Для хорошего отвода тепла радиус сопряжения днища с боковыми стенками поршня должен быть в пределах 12-7-15 мм. В случае недостаточного радиуса перехода возможен повышенный нагрев поршня, что, в частности, наблюдалось в двигателе М-85 и было причиной модификации, показанной на фиг. 137. С внутренней стороны на днище обычно выполняются ребра для увеличения прочности и улучшения отвода тепла как к боковым стенкам поршня, так и в масло. ВВА—142—15 225. а Фиг. 137. Сопряжение боковой стенки поршня с днищем: а—двигатель М-85? 6—двигатель М-87. . Разрез а-а ' Разрез н-к Bad снизу Фиг. 138. Поршень с ребром жесткости (двигатель М-85). По с~а 0^39,7— Фиг. 138'. Поршень с внутренними ребрами жесткости, перпендикулярными к оси пальца (двигатель Нэпир-Лайон). 226 Вий глазу \ Сечение а-а видсберху Вид снизу Фиг. 139. Поршень двигателя М-25. Фиг. 139". Поршень с днищем, укрепленным взаимно-перпендикулярными ребрами (двигатель Рено-Бенгали). Фиг. 139". Поршень двигателя типа Райт 0-100 Наиболее характерным расположением их-является перпендикулярное расположение к оси поршневого пальца. Этим достигается уменьшение деформации поршня от силы N, так как при таком расположении ребра часто переходят на боковую стенку (фиг. 138 и 138'). Фиг. 140. Поршни с днищами., не укрепленными ребрами: а—двигатель Хорнет, б—двигатель Либерти. Укрепление днища достигается иногда при помощи взаимно перпендикулярных ребер, образующих с внутренней стороны днища как бы вафельную сетку (фиг. 139, 139', 139"). Конструкции поршней с днищем, не имеющим ребер, дана на фиг. 140. § 72. ПОРШНЕВЫЕ БОБЫШКИ Поршневые бобышки, значительно нагруженные газовыми и инерционными силами, должны быть достаточно массивными и иметь хорошее соединение как со стенками юбки, так и с днищем поршня. Для литых поршней характерна связь с днищем при помощи ребер (фиг. 141). В теле литых поршней по условиям отливки избегают значительных местных приливов, так как при этом понижается плотность материала. В кованых поршнях материал хорошо уплотнен и поэтому связь с днищем может быть достигнута при помощи массивных утолщений, равных по ширине бобышке поршня (фиг. 142). Одним из наиболее частых дефектов литых поршней были трещины в сопряжении ребер с бобышками. Эти трещины во время работы двигателя иногда переходили на боковую поверхность поршня и приводили к его разрушению,. Поэтому размещение ребер должно допускать возможность их осмотра. Пример нерациональной конструкции см. на фиг. 138'; сопряжения а недоступны для осмотра. Хорошая связь боковой поверхности поршня с днищем достигается при сближении опор, как это показано на фиг. 143. Одновременно при этом уменьшается величина изгибающего момента на * пальце. Величина этого момента может быть уменьшена также укорочением опорной поверхности пальца, что достигается частичной расточкой бобышек на конус; при такой расточке нагрузку несут части бобышек, ближе расположенные к центру поршня (фиг. 144). У поршня двигателя Бенц 240 л. с. для тех же целей разгрузки пальца сделан стальной конус, приклепываемый к днищу, так что получается трехопорный палец (фиг. 145). В некоторых первоначальных конструкциях для уменьшения износа: в бобышки заливались бронзовые втулки (фиг. 138'). В настоящее время 228 .Вид сбоку Сеуениеа-а ' вид снизу Фиг. 141. Литой поршень с бобышками, связанными с днищем при помощи ребер (двигатель М-11). Фиг. 142. Кованый поршень двигателя АМ-34 с массивными бобышками (без ребер). -S14V Разрез по I-I Фиг. 143. Поршень двигателя Бристоль-Меркур с бобышками, смещенными _______ к центру поршня. эта мера не применяется вследствие -повышения качеств алюминиевого литья и ввиду перехода к кованым поршням, имеющим сравнительно большую твердость материала. Значительное уплотнение поверхности бобышек достигается при помощи нагартовки поверхностного слоя уплотнительной протяжкой (фиг. 145'). Разрез по fl-it Bui ctiepxy Разрез по 0-Ш Вид снизу | Сечение no A-B Фиг. 144. Поршень двигателя М-100. Фиг. 145. Поршень двигателя Бенц 240 л. с. Режущие зубья такой протяжки, постепенно увеличивающиеся в диаметре, снимают по 0,02—0,03 мм каждый. Последние зубья не имеют режущей кромки и при проходе через отверстие бобышки лишь уплотняют материал опорной поверхности. Фиг. 145'. Схема нагартовки поверхностей бобышек поршня уплотнительной протяжкой. Степень износа бобышек зависит также от условий подачи масла на опорную поверхность пальца (см. главу V „Смазка"). § 73. ЮБКА ПОРШНЯ Поршни авиационных двигателей, в отличие от поршней автомобильных и стационарных двигателей, имеют небольшую высоту, что необходимо для уменьшения их габарита, веса и механических потерь. Влияние величины боковой поверхности на мощность трения можно проследить по диаграмме, приведенной на фиг. 146. Из диаграммы видно, что уменьшение поверхности юбки на 35% повело к уменьшению мощности трения на 18%. Нормальные конструктивные соотношения для поршней современных двигателей составляют: Н = 0,55—0,7Д е — 3 -г- 5 мм, b =• 8 ~10 мм, -?• = it' ----1,2-7-1,3 (фиг. 147). Эти соотношения получаются как минимально необходимые для размещения колец, перемычек между кольцами е, бортика Ь, пальца 230 и нижней части юбки такой длины, чтобы ось пальца проходила через центр тяжести проекции боковой поверхности трения. С повышением мощности однотипных двигателей наблюдается иногда увеличение высоты поршня. Так, например, в двигателях Райт при переходе с серии „F" к серии „G" высота юбки с несущей стороны увеличена на 8 мм при неизменной общей высоте поршня (ср. фиг. 139 и 139"). Отношение Н -=г увеличено также в двигателях Ролльс-Ройс при переходе от типа Кестрел к типу Мерлин (ср. фиг. 148' и 149). 2,9 2,6 2,7 2,5 2,3 2,2 2,t 2,0 1,9 ',* 1,7 V 1,5 1,3 1,0 0,9 0,8 /77 ._._ / / > ' ; г • \ ^ ' ----- ^^ / ( V / rf ; • / / <* • / г Я А / / ._ ,. / г у X /' ^ / / _л ? ~: _^ —- /, ох . S /J / / / /х Y / ' ^ / J х , • / // ^ / X -? s' M J У ' / xd Г1 — п f/ ' -/ ^/ '\ I,-. С; о / X, 3х у T^IS^Si- ПК л A )x 0 •««•-в Обозначения-— БоНов. по8ерхн.= -- —it— — » ---- ;> - 375 h8. см 330-»-»-245-»-»- 0,0 0,5 ,0, »•-— t Vх' /?? 0 9 и, с. 01 (1 300 Фиг. 147. Нормальные соотношения основных размеров поршней. Верхняя и нижняя части боковой поверхности порш-н я находятся в различных условиях работы и имеют самостоятельное назначение. Рикардо предложил различать на боковой поверхности поршня два пояса: уплотнительный и несущий. Уплотнительный пояс 400 500 600 700 800 900 WOO 1IOQ 1200 Число оборотов 8 минуту Фиг. 146. Влияние величины боковой поверхности поршня на мощность трения (по опытам НАМИ при прокручивании двигателя с поршнями разной длины). ПОрШНЯ несет поршневые кольца, Условия испытаний для трех верхних и трех нижних КОТОрЫе СОЗДЗЮТ Требуемую Гер- кривых различны. метичность. Высота этого пояса определяется в основном возможностью размещения необходимого количества поршневых колец. Первая канавка для поршневого кольца делается на расстоянии не менее 8—10 мм от поверхности днища поршня во избежание поломки бортика, нагретого до высокой температуры и нагруженного либо давлением вспышки, либо силой инерции и трения кольца. Высота е (фиг. 147) остальных бортиков также по соображениям прочности делается не менее высоты кольца. Вследствие переменного прижатия колец то к одной, то к другой стороне канавки у поршней из легких сплавов наблюдается износ канавок и увеличение осевого зазора. Износ особенно значителен у верхних канавок, так как на верхние кольца действует давление вспышки. В целях борьбы с износом в поршни из легких сплавов иногда заливают под кольца вставки из чугуна, содержащего никель (фиг. 148). Такие вставки показали хорошие результаты (на автомобильных двигателях), увеличивая срок службы поршней и колец и уменьшая расход масла*. * М a h I e, Alloy iron ring carriers reduce cylinder wear and give aluminium pistons longer life, Automob. Ind. 1933, № 19. 231 Уплбтнительный пояс поршня непосредственно соединяется с наиболее нагретой частью его — днищем и так же, как и оно, работает в условиях высоких температур. Эта же часть боковой поверхности служит главным образом для передачи тепла от поршня к стенкам цилиндра, для чего в днище делается плавный переход. Так как температура уплотняющей части поршня выше, чем у несущего пояса, то и диаметральный зазор здесь должен быть больше. Фиг. 148. Типы вставок, заливаемых в поршнях под кольца. Фиг. 148". Поршень двигателя Ролльс-Ройс Кестрел. Несущий пояс поршня или его юбки воспринимает боковую силу N, действующую на поршень, и работает на трение. Для уменьшения трения в конструкции поршней широко практикуется: 1) устройство боковых вырезов на нерабочей части несущей поверхности. Разрез 1-1 — L_J )ч 1 Разрез П-П w^r Фиг. 150. Поршень типа Рикардо (двигателя М-22). не участвующей в передаче боковой силы N (фиг. 149), или 2) обработка юбки поршня по овалу, с расположением большой оси овала перпендикулярно оси поршневого пальца. В целях уменьшения трения Рикардо предложил вообще удалить нерабочие части боковой поверхности поршня, так как при этом одновременно достигается и значительное облегчение поршня (фиг. 150). Одним из крупных недостатков этой конструкции является невозможность поставить добавочное маслосбрасывающее кольцо ниже оси поршневого пальца, что может оказаться необходимым для уменьшения расхода масла. Кроме того, в практике неоднократно наблюдались случаи ненормального бокового износа поршней этого типа вследствие перекоса в цилиндре из-за 232 Фиг. 149. Поршень двигателя Ролльс-Ройс Мерлин с боковыми вырезами на нерабочей части поверхности поршня. недостаточности направляющей поверхности юбки, вырезанной с боков. Наконец, при этой конструкции несколько затруднена механическая^ обработка, так как поршень легко деформируется ввиду недостаточной жесткости юбки. Толщина стенок юбки делается в пределах 4 — 5 мм. Для того чтобы жесткость поршня в нижней части его была достаточной, с внутренней стороны юбки внизу делается кольцевое ребро (фиг. 151, а и б}. Если одно из маслосборных колец расположено внизу юбки, то надобности в кольцевом ребре жесткости нет (фиг. 151, в). В двигателе М-87 в целях лучшего охлаждения юбки выполнено большое количество ребер. Фиг. 151. Типы кольцевых ребер жесткости у юбок поршней а—поршня двигателя М-100, б—двигателя АМ-34? в и г—двигателя М-87. Нижний пояс служит для подгонки веса поршня к установленным весовым нормам. Чтобы при этом не ослабить общей жесткости юбки„ в рабочих чертежах обычно оговаривают предельные размеры допустимой расточки. Весовой допуск поршней в производстве обычно достигает 1% отвеса поршня, т. е. около 15—18 г. Разница же в весе поршней на одном двигателе не должна превосходить 5—8 г; таким образом при замене поршня требуется подбор его по весу к комплекту поршней, установленному на двигателе. При изготовлении поршня предусматривается наличие зазоров в цилиндре, определяемых разностью коэфициентов расширения и различной температурой цилиндра у отдельных поясов поршня. Расчетное уравнение может быть составлено из условия равенства диаметров цилиндра и поршня в горячем состоянии d(\ +аО = <*1(1 -fa-/-.)/ (53) где а = 0,12- 10 ~4 d и rfj —диаметры цилиндра и поршня в холодном состоянии; и a1 = 0,24-10~4—коэфициенты линейного расширения стали и алюминия; t — повышение температуры стенки цилиндра (около 100° С) по сравнению с нормальной температурой; t± — то же для соответствующего пояса поршня (для нижнего* 170° С, для верхнего 250° С). Тогда при заданном диаметре цилиндра d , d\\ + a*) и температурный зазор (1 + «Л (54} (55) Подставляя значения «, t, a-., tlf имеем для верхнего и нижнего пояса 233. t Таблица 7 Величина диаметральных зазоров между поршнем и цилиндром на 100 мм диаметра Пояса Система водяного охлаждения мм Система воздушного охлаждения мм Верхний Нижний 0,6—0,68 0,3—0,40 0,7-0,8 0,5-0,6 Практически зазоры делаются несколько больше указанной величины, для того чтобы в рабочем состоянии двигателя оставался зазор в 0,1—0,2 мм (табл. 7). Для обеспечения необходимых зазоров боковая поверхность обрабатывается либо на конус, либо уступами. Иногда применяется комбинированная обработка —- несущая поверхность по конусу, ушютнитель-ная — уступами (поршень двигателя М-87). В малонагруженных старых конструкциях поршней для смазки выполнялись кольцевые канавки на несущей части, но в настоящее время этого обычно не делается. Для лучшего поступления смазки на боковую поверхность поршня несущая часть поверхности заканчивается либо фасками, либо сферическими закраинами. Увеличенный зазор между поршнем и цилиндром обычно является причиной весьма неприятного стука, который появляется в момент изменения знака боковой силы N и который особенно слышен на режиме малого газа. Для его устранения Рикардо предложил отделять зазором лесущую часть от уплотнительной (фиг. 152). Аналогичная мера была применена на одной из серий двигателей Испано-Суиза. Однако эта мера не дала существенного уменьшения нагрева несущей части, и необходимый зазор попрежнему оставался достаточно большим. Так как величина зазора, при котором не слишно стука, не должна пре- Фиг. 152. Типы поршней с несущей частью, отделенной разрезом * от уплотнительной а_поршень Рикардо, 0—поршень Испано-Суиза, в—поршень М-1 (ГАЗ). Фиг. 153. Типы биметаллических поршней Рикардо. вышать 0,15 мм (независимо от диаметра цилиндра), то Рикардо пришел к выводу о невозможности устранить стук с алюминиевым поршнем. Отсюда возникла мысль создания биметаллической конструкции — с алюминиевой уплотнительной частью и чугунной — несущей. Примеры подобных конструкций Рикардо показаны на фиг. 153. § 74. ПАЛЕЦ ПОРШНЯ Как было ранее сказано, палец может быть либо зафиксирован в бобышках поршня или в головке шатуна, либо оставлен плавающим. Фиксация пальца стопорным болтом в бобышках в настоящее время не применяется из-за монтажных неудобств. * 234 Фиксация пальца в шатунной головке (фиг. 83) также не применяется вследствие повышенного износа бобышек и частых случаев пригорания стяжного болта, что затрудняет разборку узла. В современных двигателях почти исключительно применяются плавающие пальцы. Они удобны в монтаже, во время работы двигателя проворачиваются и в бобышках и во втулке верхней головки шатуна, благодаря чему износ в опорных поверхностях уменьшается. Диаметральный зазор между пальцем и бобышками поршня в холодном состоянии лежит в пределах 0,01 -h 0,03 мм, между пальцем и втулкой поршневой головки шатуна — в пределах 0,03 ч- 0,08 мм. В нагретом состоянии вследствие большего расширения бобышек эти зазоры выравниваются. О Фиг. 154. Типы поршневых пальцев а—двигатель Рено-Бенгали, б—двигатель М-100, в—двигатель М-11, г—двигатель Райт, д—двигатель Райт F-50, е—двигатель Райт F-3. Ранее в моторостроении была широко распространена посадка пальца в бобышках со значительным натягом, с тем чтобы в рабочем состоянии не иметь повышенных зазоров и избежать ударной нагрузки на палец. Такая посадка требовала обязательного подогрева поршня при монтаже, что затрудняло эксплоатацию, так как требовалось специальное оборудование (грелки, шкафы для подогрева). Как показали испытания и эксплоатация мотора М-17, переход к плавающей посадке пальца не отразился на надежности работы поршня. Поршневые пальцы в большинстве случаев выполняют в виде бруса равного сопротивления. При постановке заглушек на концах делаются соответствующие расточки (фиг. 154, б, г, е). В американской практике применяются поршневые пальцы со сквозной цилиндрической внутренней расточкой, что значительно облегчает механическую обработку (фиг. 154, д, е). Наружная шейка на пальце (фиг. 154, б) сделана для уменьшения изгибающего момента. Замки для фиксации пальцев вдоль оси устанавливают в поршне или на самом пальце. Наиболее сложный замок — накладка на поршень (фиг. 155, а). Значительно проще пружинные замки, вставляемые в канавки в бобышках поршня (фиг. 155, б, в). При этом палец делается короче своего гнезда на 3—4 мм во избежание выкрашивания алюминиевой стенки поршня за кольцом. Концы замков этого типа могут иметь либо загибы, либо отверстия для ввода в них при монтаже концов круглогубцев (фиг. 155, б). Более удобны и просты в монтаже замки типа, показанного на фиг. 155, в. Не менее просты пружинные замки, устанавливаемые на концах поршневых пальцев (фиг. 155, г). В этой конструкции между кольцом и бобышкой поршня имеются шайбы, уменьшающие износ бобышек поршня с торца. Пружинный замок может применяться при сближенных бобышках. 235 Очень распространены алюминиевые заглушки, устанавливаемые в торец пальцев (фиг. 155, д, е). Они обычно обтачиваются по сфере несколько меньшим радиусом, чем радиус цилиндра. Недостаток таких замков заключается в том, что при небольшой твердости зеркала цилиндра они могут способствовать образованию местной продольной выемки. При алюминиевых заглушках, кроме того, иногда наблюдается наволакивание алюминия на Фиг. 155. Типы замков поршневых пальцев а—двигатель Либерти, б—двигатель М-17 и Райт-100, в—двигатель Рено-Бенгали» г—двигатель М-87, д—двигатель М-100, е—двигатель Райт F. зеркале цилиндра. Фирма Райт, ранее применявшая алюминиевые заглушки, отказалась от них главным образом по этим соображениям и перешла на пружинные с загнутыми концами замки. На двигателе Райт G-2 стоят замки по типу, принятому для двигателя М-17 (фиг. 155, б). Пружинные замки легче заглушек. § 75. РАСЧЕТ НА ПРОЧНОСТЬ ПОРШНЯ И ЕГО ДЕТАЛЕЙ При расчете деталей поршня наименее надежным является расчет днища, даже если оно представляет собой плоскую плиту без ребер. В этом случае задача затрудняется оценкой характера заделки краев этой плиты и выбором расчетного диаметра. И. Ш. Нейман, полагая защемление полным по внутреннему диаметру, рекомендует следующую расчетную формулу (фиг. 156): аич = 0,68р2 (-^f 400 ~ 600 кг/см*. (56) 'из Девийе рекомендует считать днище с прямыми ребрами как ряд балок-таврового сечения на двух опорах; по Островскому днище поршня разрезается на ряд секторов; каждый сектор заделан на внешней дуге и нагружен равномерной нагрузкой. При всех перечисленных методах расчет не дает действительных значений напряжения. Поэтому практически достаточно определять толщину днища е по статистике е == 0,06 -:- 0,07?>. Расчет бобышки поршня производится на смятиеЪт усилия вспышки 2dl = 200 -.- 400 иг/см*, (57) Несущая боковая поверхность поршня проверяется на удельное давление от силы /V ,аудел. ср ?_ ~ (58) 236 где /Vcp — среднее значение боковой силы без учета ее направления. Эта величина аудел. ср, повидимому, не должна превышать 3—4 кг/ см*, считая по проекции поверхности несущего пояса, во избежание задира поршня. Для поршня главного шатуна необходимо определить давление на боковую поверхность от [прицепного ша-тун а: (59) Фиг. 156. Фиг. 157. Определение давления на боковую поверхность главного шатуна от действия прицепных. здесь плечи Вив берутся графически на основании построения механизма в нескольких последовательных положениях, как показано на фиг. 157. Суммирование сил Nrai от нескольких цилиндров на одном поршне производится алгебраически, причем необходимо учитывать смещение фаз сообразно с порядком зажигания. Для удобства вычислений в табл. приведены значения ? = -? для 8 пяти-, семи- и девятицилиндровых двигателей в зависимости от угла поворота кривошипа относительно оси цилиндра с главным шатуном *. Для получения силы _УГЛ. от какого- либо цилиндра нужно множить соответствующие данному положению кривошипа величины Яс в данном цилиндре, с учетом их знаков, на значения ?, взятые из табл. 8. Для симметричных шатунов, например 3 и 8 или 2 и 9 в девятицилиндровом звездообразном двигателе весь ряд значений ? остается одинаковым. Но отсчет углов с/.! ведется либо сверху по левой графе, либо снизу по правой графе «-_ to.A/JL-?) 03 2W( 2 4/ из'- ^L 4W Фиг. 158. Схемы расчета пальца. поршневого сообразно с положением номера цилиндра в таблице. При отсчете снизу знаки величин ?, приведенные в табл. 8, меняются на обратные. * Табл. 8а, б, в составлены адъюнктом ВВА т. К о р а л л к и н ы м. 237 Так, например, в девятицилиндровом звездообразном двигателе при ах — 30° для 2-го цилиндра ?2=+0,0423, а для 9-го ?9 = —0,0305, при а = 90° ^ = + 0,0120, ?<, = -г- 0,0143. Т а б л и ц> 8а Значения ? для подсчета бокового усилия при /: гср= 3,2* Для семицилиндрового звездообразного двигателя Угол пово- рота отно- Номера цилиндров (отсчет углов сверху) сительно 1-го (глав- ного) ци- 2 3 4 линдра <-! 0 0,0790 0,0878 0,0367 360 30 0,0826 0,1380 0,115 330 60 0,0659 0,1410 0,1680 300 90 0,0347 0,1050 0,1720 270 120 —0,0108 0 0510 0,1200 240 150 —0,0490 —О',0205 0.0466 210 180 -0,0733 —0,0910 -0,0367 180 210 -0,0815 —0,1390 —0,1230 150 240 -0,0645 —0,1530 —0,1700 120 270 —0,0394 —0,1190 —0,1720 90 300 0 —0,0584 —0,1240 60 330 0,0411 0,0205 —0,04660 30 360 00790 0,0878 —0,03670 0 7 6 5 п. Номера цилиндров (отсчет углов ай снизу) Таблица 86 Значения ? для подсчета бокового усилия при /:гср = 3,65 Для девятицилиндрового звездообразного двигателя Номера цилиндров (отсчет углов х, сверху) «1 2 3 4 5 0 0,0412 0,0625 0,0537 0,0173 360 30 0,0423 0.0808 0,0980 0,0778 330 60 00321 0,0775 0,1130 0,1210 300 90 0'0120 0,0548 0,9650 0,1240 270 120 0,0103 00120 0,0526 0,0910 240 150 0,0310 -0,0327 0 0,0413 210 180 —0,0429 -0,0663 —0,0595 —0,0203 180 210 —0,0429 —0,0855 —0,0985 —0 0800 150 240 -0,0316 -0,0798 -0,1180 —0,1210 120 270 —0,0143 -00530 —0,0970 - 0.1270 90 300 0,0121 —0,0197 —0,0543 -00943 60 330 0,0305 0,0300 —0,0029 —0,0403 30 360 0,0412 0,0625 0.0537 0,0173 0 9 8 6 Номера цилиндров (отсчет углов снизу) * Во всех табл. 8—9 при отсчете углов снизу знаки меняются на обратные. 238 Таблица Значения ? для подсчета бокового усилия Для пятицилиндрового звездообразного двигателя Номера цилиндров (отсчет углов сверху) °1 2 3 0 0,0926 0,0567 360 30 0,1070 0,1300 330 60 0,1030 0,1770 300 90 0,0618 ОД730 270 120 0,0138 0,1140 240 150 —0,1416 0,0987 210 ' 180 -0,0855 -0,0512 180 210 —0,1010 —0,1280 150 240 —0,0942 —0,1770 120 270 —0,0584 —0,1630 90 300 -0,0104 -0,1020 60 330 0,0447 —0,0267 30 360 0,0926 0,0567 0 Номера цилиндров (отсчет углов снизу) Таблица9 Коэфициенты ? боковой силы на поршни главного шатуна от действия прицепных Для мотора Хорнет . Номера цилиндров «1 2 3 4 5 0 0,0364 0,0583 0,0504 0,0189 360 30 0,0378 0,0739 0,0883 0,0715 330 60 0,0303 0,0703 0,1017 0,1069 300 90 0 0142 0,0465 0,0871 0,1120 270 120 —0,0068 0,0138 0.0501 0,0854 240 150 -0,0257 -0,0260 0,00023 0,0374 210 180 —0,0364 —0,0583 -00504 0,0189 180 210 —0,0378 —0,0739 —0,0883 0,0715 150 240 —0,0303 —0,0703 —0,1017 0,1069 120 270 —0,0142 —0,0465 —00871 0,1120 90 300 0,0068 —0,0138 —0,0501 0,0854 60 330 0,0257 0,0260 —0,00023 0,0374 30 360 0,0364 0,0583 0,0504 0,0189 0 9 8 7 6 ai В аналогично составленной табл. 9 даются значения коэфициента ?, вычисленные для двигателя Хорнет* с L: R — 4,2^ /: г. Расчет поршневого пальца Островский рекомендует вести по формуле: 6W = 2500^-3500 кг/см*. (60) * Табл. 9 составлена по данным инж. Смольянинова. 23 > Знаменатель этой формулы представляет собой среднее арифметическое из знаменателей формул (б) и (в), приведенных на фиг. 158. Результаты подсчета по этой формуле довольно близко подходят к результатам, получаемым при пользовании формулой (а) (фиг. 158). § 76. ПОРШНЕВЫЕ КОЛЬЦА В поршнях современных двигателей обычно устанавливаются два или три ушютнительных кольца и одно или два маслосбрасывающих. Влияние числа уплотнительных колец на давление в камере сжатия было исследовано на опытном одноцилиндровом двигателе, приводящемся в движение от электромотора. Результаты замеров приведены в табл. 10*, Уплотнительная способность колец основана на принципе ла- Таблица 10 Влияние числа колец на давление в камере сгорания Давление в камере сжатия при Число 130 об/мин. колец на поршне без смазки кг/еж2 с нормальной смазкой кг/см2 с обильной смазкой кг/ел.2 0 8,9 10,2 _ 1 27,2 28,8 31,6 2 27,2 29,7 33,2 4 27,3 29,9 33,4 биринтного уплотнения, создаваемого стенкой цилиндра, поршнем и кольцами. Сущность его заключается в дросселировании газа ступенями при последовательном перетекании через узкие зазоры из одной полости в другую. В результате перепад давления между последней полостью и наружной средой может быть сильно уменьшен. Соответственно уменьшается и утечка газа, зависящая от перепада лишь в последней ступени. Определение фактического падения давления в полостях между кольцами цилиндров и поршнем по мере удаления от камеры сгорания {фиг. 159') было проделано Petre на двух одноцилиндровых двигателях. Один двигатель работал, а в другом поршень был неподвижно закре-ллен в ВМТ. икгр SO 8,0 •7.0 6,0 5,0 20 Сухой и слегна. смазаннЬй — -г 1/ Ж -Хорошо смазан, kac-mopoBbiM мое ЛОМ 1 Число Фиг. 159. Установка для определения трения поршней в зависимости от числа колец (по опытам инж. Фомина). Камеры сгорания обоих двигателей были соединены между собой; в работающем двигателе к различным точкам за кольцами и между ними были присоединены индикаторы. Результаты замеров приведены в табл. 10'. * Таблица 10 составлена по данным, приведенным в книге К о с с о в а, Поршневые кольца. .240 Результаты этих опытов дают основание утверждать, что для уплотнения поршня при нормальной степени сжатия достаточно двух-трех уплотнительных колец. В дизелях, где степень сжатия и давления вспышки вдвое больше, чем в карбюраторных двигателях, приходится устанавливать более трех уплотнительных колец. Дальнейшее увеличение их числа невыгодно, так как влечет за собой увеличение высоты поршня и, следовательно, габаритов двигателя. Вместе с тем с увеличением высоты поршня увеличивается его трение. . О влиянии числа колец на силу трения поршней двигателя можно судить по диаграмме (фиг. 159), составленной на основании исследова-ний инж. Фомина. Различные варианты взаимного расположения колец даны на фиг. 160. В случае установки одного из маслосборных колец ниже оси пальца Фшч 159^ давления за коль-(фиг. 160, г) попадание масла в камеру сгорания цами по опытам Petre. уменьшается, снижается расход масла и улучшается работа свечей. Одновременно с этим такое расположение укорачивает несущую часть поршня, уменьшает количество масла, попа- Фиг. 160. Расположение колец на поршнях современных двигателей: а—двигатель М-100; б и в—варианты расположения колец в двигателе АМ-34; г—двигатель М-25; д ие—двигатель М-87 (поршень прицепного шатуна); ж.—двигатель Рено-Бенгали. дающего на юбку, ухудшает ее смазку и поэтому при большой боковой нагрузке поршня не всегда может быть полезно. Этим и объясняется различие в конструкции поршней главного и прицепных шатунов двигателя М-87 (фиг. 160, е, д)*. Уплотнительные кольца обычно имеют прямоугольное сечение. Удельное давление на стенку цилиндра от сил упругости в этом случае не превышает 0,5—0,6 кг/см2. * В последующих модификациях двигателя М-87 на главных шатунах ставились поршни с расположением колец по типу, показанному на фиг. 160, д- Это было вызвано необходимостью устранить забрасывание маслом свечей у цилиндров с главными шатунами, часто наблюдавшееся при поршнях без нижнего кольца. В В А—142—16 241 М а с л о с б о р н ы е кольца, где удельное давление для лучшей очистки масла должно быть значительно выше, обрабатываются по конической поверхности (фиг. 160) или имеют фаску (фиг. 161, а). Конические кольца быстро прирабатываются к цилиндру и поэтому они применяются также в качестве уплотнительных. Во избежание излишнего попадания масла в камеру сгорания конические кольца должны монтироваться меньшим основанием к камере сгорания. После 100—120 час. работы двигателя конус колец срабатывается и сечение их делается прямоугольным. Вид по с/прел(<е,А 6 Сечение а•а а: Фиг. 161. Типы маслосборных колец: а—кольцо с фаской» б—швеллерное кольцо с радиальными сверлениями, в—кольцо со впадинами, выфрезерованными внизу, г—швеллерное кольцо с продольными сквозными пазами. - Для наилучшего отвода масла маслосборным кольцам часто придается швеллерное сечение с многочисленными радиальными сверлениями (фиг. 161, б), либо с продольными сквозными пазами (фиг. 161, г). Иногда снизу выфрезеровываются впадины (фиг. 161, в). Фиг. 162. При движении поршня от ВМТ к НМТ масло, счищаемое со стенок цилиндра, оказывает значительное давление на нижнее кольцо, в результате чего поясок между двумя смежными кольцами может быть срезан. Во избежание этого под нижним кольцом часто делается кольцевая выточка (фиг. 162). Из получающейся при этом полости масло свободно отводится по нижнему ряду сверлений. Чтобы избежать ослабления поршня двумя параллельными рядами сверлений, в выточке и в поршневой канавке эти отверстия необходимо располагать в шахматном порядке. 242 Замок поршневых колец выполняется по одной из схем, приведенных в табл. 11 *. Наиболее часто применяется косой стык с углом 30 или 45°. Однако форма стыка не оказывает существенного влияния на утечку газов из камеры сгорания, что видно из той же таблицы. Таблица 11 Результаты испытания стыков на утечку газа Тип, замка поршневого кольца Утечка газа, л/мин в статических условиях на работающем двигателе \\ -. 56,5 60,4 42,5 15,6 15,0 14,3 Для устранения прорыва газов замки отдельных колец при сборке располагаются друг относительно друга под углом 120—180°. ЗазорЬ/ в cmbtke лоршнеВЬи: Ьолец 6 рабочем с оста ±: -В ct состоянии Фиг. 163. Схема расположения поршневых замков (двигатель Рено-Бенгали). Фиг. 164. Установка стопоров поршневых колец. Для той же цели разрезы колец делаются с наклоном в разные стороны, как показано на фиг. 163. Однако эта мера не имеет существенного значения. В некоторых случаях, например в двухтактных двигателях или при гильзовом газораспределении, стыки должны быть зафиксированы во избежание поломки колец при попадании их кончиков в окна гильз. Пример установки стопорных шпилек показан на фиг. 164. Однако в этом случае кольца склонны к пригоранию, § 77. РАСЧЕТ ПОРШНЕВОГО КОЛЬЦА В излагаемом методе расчета кольцо рассматривается как прямой брус, т. е. предполагается, что нейтральный слой проходит через центр тяжести сечения, совпадая, таким образом, со средней окружностью кольца, и что напряжения на внутренней и наружной сторонах кольца одинаковы и изменяются по линейному закону. Как известно из теории кривого бруса, в действительности нейтральный слой смещается к внутренней стороне изогнутого бр\са. Напряжения * Данные табл; 11 заимствованы из книги К о с с о в а, Поршневые кольца. 243 в этом случае меняются по гиперболическому закону и на внутренней стороне оказываются больше, что видно по эпюре напряжений на фиг. 165. Значительная разница в напряжениях агаах и amin получается при относительно большой кривизне и высоте сечения h, что видно из данных табл. 12*. Таблица 12 fo Гиперболический закон распределения напряжения Линейный закон распределения напряжения Ошибка при расчете по линейному а п а (7 закону max mm max "mm в % М : Fr0 М : Fr0 М : Fr0 M:Fr0 1 9,2 -4,4 6 — 6 35 2 14,4 —10,3 12 —12 17 3 20,2 —16,1 18 — 18 10,9 4 26,2 —22,2 24 —24 9,2 10 62,0 —58,0 60 —60 3,2 тш Примечание. М — изгибающий момент, F — площадь сечения, г0 — начальный радиус кривизны. /* Учитывая, что в поршневых кольцах отношение— обычно равно 14 — 15, ошибка при расчете кольца как прямого бруса будет не более 2°/0. Далее принимается, что кольцо равномерно прилегает к стенкам цилиндра по всей окружности, оказывая одинаковое давление во всех точках соприкосновения. Замеры давления, произведенные на выполненных уже кольцах, показывают, что этого достичь обычно не удается. Это видно из диаграммы (фиг. 166), где от поверхности кольца отложены по ра- Средняя линия б max НейтралЬнЬш слой Фиг. 165. Эпюры напряжений при изгибе кривого бруса. диусам величины давления, замеренные в этих точках при помощи специальных приборов. Вид таких диаграмм зависит от способа обработки колец и формы их в свободном состоянии. Для получения равномерного давления необходимо обеспечить в свободном состоянии кольца вполне определенную геометрическую форму, которую можно построить достаточно точно. Определим сначала связь между величиной давления на стенку цилиндра и напряжением. Пусть кольцо радиуса г вставлено в цилиндр. Радиус средней линии кольца в рабочем положении будет (фиг. 167): Г— 2 ' Обозначая удельное' давление на стенку через р, получим, что на элемент кольца, соответствующий углу d'f, действует сила dp—pr-d^b. (61) * Табл. 12 заимствована из книги Тимошенко, Прикладная теория упругости. 244 Момент этой силы относительно какого-либо сечения а, для которого ищется напряжение, dM =prbrQsmydy. (62) Это сечение задано углом а, отсчитываемым от сечения, противоположного стыку. Зазор виЗОр и Фиг; 166. Диаграммы давления поршневых колец на стенку цилиндра. Полный момент всех сил относительно сечения а будет: к М = f prrjb sin

(79) о а так как вообще 1C Гсоз ka.de. =0, о где k любое число не равное нулю, то У —- 3 -г Г°СТм (ЯП\ Х~ 2* Eh • (Ш* * Развод кольца в свободном состоянии /ев = 2л; = 3^ ------ . (81) В формулах (80) и (81) дается связь между деформацией кольца и напряжением в рабочем состоянии. Для определения связи между деформацией и напряжением при надевании можно поступить следующим образом. Предположим, что кольцо при надевании плотно охватывает поршень своей внутренней поверхностью. В этом случае средняя линия кольца имеет постоянный радиус кривизны г« = г + "2"' После того как кольцо заведено в канавку, но еще не вставлено в цилиндр, оно снова приобретает свободную форму с переменным радиусом кривизны р. Таким образом, к данному случаю можно применить все вышеизложенные выводы с той лишь разницей, что при переходе от напряженного состояния к свободному происходит не уменьшение кри- 11 11 визны с — до •—, а увеличение с — до —. го Р гн 9 248 Тогда уравнение (80J может быть для этого случая представлено в следующем виде: *=•?*-%-• <82> Здесь ом. н — наибольшее напряжение при надевании. При нахождении величины ам.н для заданного кольца необходимо вначале определить хн из геометрических размеров кольца и поршня. Если; принять, что расстояние а между концами кольца а в момент надевания, выражается уравнением а = 2т.гн — 2иг0 = 2тй, (83) тогда 2*н = а - /ев = 2тг/г ~/св. (84) Подставляя эту величину хн в уравнение (82), можно определить sM.н — наибольшее напряжение при надевании. Напомним, что формулы (81) и (82) выведены для кольца, обеспечивающего равномерное давление на стенку поршня. Однако с достаточной для практики точностью можно пользоваться формулами (81) и (82) во-всех случаях расчета поршневых колец. На основании уравнений (81) и (82) можно решить задачу о рациональных размерах кольца. Исходя из условия равнопрочности, напряжения при надевании и в рабочем состоянии поршневого кольца должны быть равны между собой. Тогда, воспользовавшись уравнениями (81) и (82), имеем: fCBEh 2 Сокращая общих множителей и заменяя 2хн , по уравнению (84) имеем /ев _ 2*6-/св „2 „2 ' Г0 гн отсюда /г2 \ Подставляя значения и — _ А получим: о_ о_ (87 Из формулы (87) можно найти, что при довольно широком диапазоне 2л изменения-^-----от 20 до 40 — между/св и h для равнопрочного кольца. должно существовать практически постоянное соотношение /ев -ЗА, (88) без учета добавочного зазора в стыке на тепловое расширение кольца, который составляет дополнительно 0,3-^-0,6 мм на 100 мм диаметра цилиндра. Отклонение от этого соотношения указывает на то, что кольцо ееравнопрочно. Если полученное значение fCB подставить в уравнение (81), то для расчета равнопрочного кольца имеем: Е^ Л2 тс -3000 2QQQ 4000 у L) 2 1 0 2г \ ,\ ?"= 82500 ks/см \\ \\ \ N , \ \ \ \ \ 6?> = 5„ Ч , \^ \ ^ V \ ~^ч. Ч ^р * •* \_, "' — 0 25 30 35 40 -м Г0 (89) Задаваясь величиной 2г можно найти соот- О •Фиг. 171. Наибольшее напряжение изгиба а^ и давление на стенку цилиндра чугунных колец. h ветствующую величину ам. Наконец, зная ам, можно по формуле (64/") найти соответствующее давление р на стенку цилиндра. На диаграмме (фиг. 171) даны значениями/?, подсчитанные по формулам (87) и (64) для различных отношений диаметра цилиндра к ради- "ir альной толщине кольца: & = — . Общепринятым является соотношение k = 35 ~ 28, так как значения а получаются в этом случае не слишком большими (1000—1500 к?/см*} при достаточном давлении — от 0,3 до 0,65 кг/см*. Задача Найти напряжения при надевании и в рабочем состоянии для кольца двигателя Лор-р е н-Д и т р и х. Дано: Диаметр цилиндра D = 2г = 120 мм, h = 4 мм, /св = 13мм. Решение. По формуле (81) имеем для рабочего состояния: fcnEh 13-4-825000 Зтс . 582 = 1350 кг /см2. По формуле (84) находим: По формуле (82) - 6,5 = 6,1 мм. 2-4-6,1 Зтт: - 622 -• 825000= 1110/сг/сл*2. § 78. ПОРШНИ КАК ОРГАНЫ ГАЗОРАСПРЕДЕЛЕНИЯ В четырехтактном ротативном двигателе Гном 80л. с. в днище стального поршня был установлен автоматический клапан (фиг. 172), открывавшийся под влиянием разрежения в цилиндре во время хода всасывания. Смесь при этом поступала в цилиндр из картера. Такое расположение впускного клапана было возможно лишь в ротативных двигателях, у которых поршень не имел возвратно-поступательного движения. У двухтактных двигателей, в отличие от четырехтактных, поршни всегда выполняют роль органов газораспределения, открывая и закрывая продувочные или выхлопные окна или и те и другие. В случае боковой лродувки (фиг. 173) на днище делается гребешок-отражатель, улучшающий продувку. Такая форма днища применяется во многих бензиновых маломощных двигателях. Юбка поршня двухтактного двигателя делается значительно длиннее, чем у четырехтактного, так как она закрывает выхлопные и продувочные окна во время сжатия. Отношение длины поршня к диаметру у двигателей ;250 этого типа доходит до 2. Для этой же цели необходимо в нижней части поршня ставить уплотнительные кольца. Одним из существенных дефектов поршней, открывающих выхлопные окна двухтактного двигателя, является пригорание поршневых колец и, как следствие, потеря ими упругости. Фиг. 172. Поршень со всасывающим клапаном, установленным в днище (двигатель Гном 80 л. с.). Фиг. 173. Схема работы двухтактного двигателя с боковой продувкой а—окно выхлопа; б—окно всасывания, \с—гребешок-отражатель на поршне. Для устранения этого дефекта на поршне двигателя ЮМО было применено тонкое неразрезное L-образное, а потом тавровое, так называемое „жаровое кольцо". Днище поршня в этом случае выполнялось разборным (фиг. 173')- а б Фиг. 174. Схема поршневого кольца с обтюратором (двигатель Гном): а — стальное пружинное кольцо, б — латунное разъемное кольцо. Фиг. 173'. Поршни двигателя Юнкерс. Следует отметить, что аналогичная система уплотнения была впервые применена в двигателе Гном (фиг. 174). Более радикальной мерой, устраняющей перегрев днища, было бы принудительное охлаждение поршня изнутри. Однако конструктивное выполнение этого чрезвычайно трудно. § 79. МАТЕРИАЛ, ИЗГОТОВЛЕНИЕ И МОНТАЖ ПОРШНЕЙ И ИХ ДЕТАЛЕЙ Химический'состав и данные о механических качествах поршневых сплавов, применяемых для авиадвигателей, приведены в табл. 13. Германский сплав АС-4 и так называемый американский поршневой сплав АС-3 широко применялись в двигателях без наддува, в которых температурные режимы работы поршней сравнительно не тяжелы. Для поршней современных двигателей применяются сплавы с более высокими механическими качествами. Широко распространен сплав „Y", а также сплав типа RR-59 (фирмы Ролльс-Ройс). 251 Таблица 13 Химический состав и механические качества поршневых сплавов Марка сплава Химический состав, % (основные компоненты) Си Мп Mg Si Fe Ni Ti АС-3 АС-4 АК-2 АС-5 (сплав Y) АК-4 (RR-59) DTD (электрон) 10-14 10—13 3,5-4,5 3,5—4,5 1,5—3,0 А1 <0,2 2,0 0,4-0,8 1,0-2,0 1,4-1,8 Остальное <0,7 <Д7 <0,7 <0,7 0,5—1,25 2,5 <1,0 <1,0 <0,7 <0,7 1,2-1,5 05—1,5 1,8-2,3 1,5-2,2 0,05-0,12 1,5 8,0 Удельный вес Механические качества Примечание Применяются в двигателях временное сопротивление в кг/мм2 не менее удлинение в % не менее твердость по Бринеллю кг/см* не менее 3,1 14 70 Литье в песок М-5, М-22 и др. 3,1 . 14 — 80—100 >> >> >> М- 17, БМВ-VI 2,9 36 5 100 Штамповка М- 109, М- 25, Райт-Циклон, Испано-Суиза, Нэпир-Деггер 33 4 90 Поковка 2,9 16 3 65 Отливка — . 2,8 38 4 100 Штамповка М-87, АМ-34, Ролльс-Ройс, Гном-Рон, К-14 36 3 90 Поковка 1,8 25 4 — Поковка автомобильных Сравнительная характеристика механических качеств этих сплавов при повышенной температуре дана на диаграмме (фиг. 175). Следует добавить, что поршни из сплава RR-59 дают меньший износ, чем поршни, изготовленные из сплава „Y". Электрон, несмотря на малый удельный вес (1,8), не нашел применения при изготовлении поршней авиационных двигателей вследствие повышенного коэфициента линейного расширения, доходящего до 27,0 • 10~~6- К числу недостатков многих алюминиевых сплавов относится явление так называемого „роста" поршней, показанного графиком на фиг. 176. Увеличение диаметра поршня бывало причиной многих аварий. Для устранения роста производится термообработка и искусственное старение, заключающееся в выдержке при 200—250° С в течение 3—5 час. с последующим охлаждением в холодной воде или на воздухе. Заготовка поршня, оказывающая большое влияние на качество готовой детали, может быть получена путем отливки либо поковки (штамповки). Литье поршней производится в металлический кокиль, причем стержень может быть либо земляным, либо также металлическим (фиг. 176'). В последнем случае механические свойства и твердость отливки получаются заметно 252 выше, а размеры отливки выдерживаются точнее; кроме того, поверхность заготовки получается значительно более чистой, чем при литье с земляным стержнем. В настоящее время отливка применяется главным образом для изготовления поршней маломощных двигателей. Поршни же для мощных двигателей выполняются исключительно путем ковки или штамповки, так как литые поршни не выдерживают высоких нагрузок и дают трещины в бобышках и на юбке. Сравнительные данные о изменении механических качеств материала сплава АС-5 для поршней, в зависимости от метода его обработки, приведены в табл. 14. Таблица 14 Механические качества термически обработанного сплава АС-5 в зависимости от условий отливки или обработки ТЧГп Временное Твердость JN2 ПО Условия отливки и обработки сопротивление Удлинение % по Бринеллю пор. кг]мм9- кг/мм2 1 Отливка в землю и термообработка (закалка и старение) 20 1,5 90 2 Отливка в кокиль и термообработка (закалка и старение) 25 2—3 110 3 Ковка и термообработка 35 8 Примечание. Механические качества приведены для испытания специально изготовленных образцов. Образцы же, вырезанные из поршня, могут иметь пониженные механические качества. /? нг/мм' Помимо повышения крепости, поршневой материал при ковке уплотняется, чем устраняется необходимость испытания на прочность и герметичность готовых поршней. Пуансон для штамповки поршней показан на фиг. 176". Последующая механическая обработка поршня заключается в отделке наружной поверхности, расточке от- верстия для пальца, фрезеровке боковин. Иногда для увеличения поверхностной твердости днище поршня обрабатывается накаткой, а отверстия для пальцев нагартовываются протяжкой (фиг. 145'). Законченный обработкой поршень проходит тщательный контроль (фиг. 176 а, б, в). Проверяется соответствие размеров поршня принятым допускам; контролируется его вес, проверяется соответствие допускам перекос отверстия под поршневой палец (допуск около 0,05 мм на 100 мм), снос оси этого отверстия относительно юбки '(допуск около 0,1 мм) и расстояние днища от этой оси (допуск около '0,05 мм). Поршневые пальцы современных двигателей изготовляются обычно из цементируемой хромоникеле-;вой стали (табл. 14) или из закаливаемой стали^марки Р^.ДХНМ-4). 253 , 1 ( 4П *ъ *о^ 7 1 6 /"•^5 ^ '^*V%> ^с- > 1 ' $• ?/? ч \ ^ ои I > ч ^ 9/7 N t \ 1 \ 03 *-и § X 7/-t/ тогда как в блочной системе двигателя АМ-34, имеющего те же диаметр цилиндров и ход поршня, вмещается 31,6 кг воды. 261 го О) ю левая часть Фиг. 182. Блок цилиндров двигателя АМ-34. правая часть Фиг. 182a. Блок двигателя Изотта-Фраскини ASSO-750P. Фиг. 182". Головка цилиндра с подвесным расположением клапанов. 263 § 81. КОНСТРУКЦИЯ КАМЕРЫ СГОРАНИЯ В зависимости от расположения клапанов цилиндры бывают либо с боковыми (фиг. 182'), либо с подвесными клапанами (фиг. 182"). В первом случае головка цилиндра выполняется Г-образной, либо Т-образной формы. Форма (тип) головки оказывает значительное влияние на мощность и экономичность двигателя в связи с явлением детонации, которое определяет допустимое давление на всасывание и степень сжатия при заданном топливе. В табл. 16. приведены данные Рикардо, показывающие зависимость между формой камеры сгорания и степенью сжатия, Таблица 16 Тип головки Наивысшая допустимая степень сжатия s Отдача двигателя 0/ /0 Число свечей и их расположение Примечание : JH%> 5,4 5,4' 5,2 5:0 4,7 4,5 4,2 4,9 / 5,0 4,6 4,4 4,6 4,2 3,5 100 100 97 \ 94/ 87 85 80 88 90 801 77/ 80\ 75} 1— между клапанами 1 — в середине 2 — в боковых стенках цилиндра 1-Г? PPT^PTTTTTTfO Шатровая головка Головка с плоским дном Головка с карманом для размещения клапанов При -р = 1,4. Камера Рикардо При -р = 2. Камера Рикардо Клапаны размещены в нижней части кармана Т-образная голов-ка .-И 1 — у клапанов! 1 — против кла-[ панов > 1 — в днище головки 1 — в днище головки 1 в середине 1— под клапанами 1 — в середине 1 — у выхлопного клапана 1 — у всасывающего клапана I * Jf гФ 1 4 ?§ ср? Рикардо на основании опытов полагал, что наиболее выгодная в отношении детонации камера должна быть компактной, а расстояние от свечи до наиболее удаленной части камеры наименьшим, чтобы путь пламени был также наименьшим. Завихрения внутри камеры, переносящие очаги пламени, улучшают антидетонационные свойства камеры. Таким образом» по мнению Рикардо, наилучшей является сферическая камера с подвеснымиклапанами. Позднее Рикардо предложил камеру, схематически показанную на фиг. 183, а. Она достаточно компактна; свеча расположена в центре. При, боковом втекании смеси в момент сжатия создавались завихрения. Такая камера давала хорошие результаты, но работа двигателя была 264; Свеча Свеча „жесткой". При такой работе линия сгорания на индикаторной диаграмме протекает круто с малым радиусом сопряжения (фиг. 184). При уменьшении вихревого движения работа становится менее жесткой, но наблюдается детонация. В результате этих исследований Рикардо предложил головку, поглощающую у дары (фиг. 183, б). Здесь часть смеси, с которой начинается сгорание, изолировалась в невысоком кармане 7, составляющем около 15% от всего объема камеры сжатия. Вихревого движения в кармане не было и, следовательно, подъем давления при сгорании был достаточно плавным. Догорание оставшейся смеси происходило в обычной камере вихревого типа 2. Почти одновременно с Рикардо Уатмоу предложил камеру, представленную на фиг. 183, в, основанную на другом принципе. По мнению Уатмоу, основной причиной детонации является перегрев смеси. С этой точки зрения, в противовес мнению Рикардо, вихревое движение в камере сжатия нежелательно, так как оно приводит к перегреву большого количества частиц смеси при соприкосновении их с нагретыми точками цилиндра. Поэтому камере сжатия придана форма, при которой завихрений не будет. Кроме того, свеча помещена непосредственно у выхлопного клапана, для Свеча •Свеча _ Лвеча Свеча, Фиг. 183. Основные типы головок -головка Рикардо, б—головка Рикардо, поглощающая ударЫ| в— головка Уатмоу, г—головка Дженуэйя, того чтобы в первую очередь сгорала перегретая смесь, соприкасающаяся с выхлопным клапаном. Третья модификация камеры с боковыми клапанами, предложенная Дженуэйем, приведена на фиг. 183, г. При разработке этой камеры предполагалось, что детонация может быть погашена понижением температуры части смеси, сгорающей в последнюю очередь. Охлаждение этой части смеси достигается тем, что несгоревшие частицы оттесняются уже сгоревшими к стенке / и, протекая вдоль нее, в зазор между поршнем и головкой, охлаждаются. Применение этих камер на автомобильных двигателях при работе на обычном бензине позволяло доводить наивысшую полезную степень сжатия е до б при среднем эффективном давлении от 7,8 до 8,5 кг1см*, правда, при малом диаметре цилиндра (не больше 100 мм). В авиационных двигателях применение подобной Г-образной камеры сильно снижает габарит, так как в этом случае высота цилиндров уменьшается для двигателей малой и средней мощности на 70—100 мм (фиг. 184'). Разрез головки цилиндра подобных двигателей представлен на фиг. 185.' Отрицательные стороны конструкции подобных головок заключаются: в невозможности разместить клапаны достаточных размеров, в ухудшении наполнения и в конструктивных затруднениях устройства разъемной головки, что необходимо для монтажа клапанов. Охлаждение коробки выхлопного 265 to О) o> кг/см* 40 30 ю Плабная работа Л Местная работа -50е ВМТ 50й Фиг. 184. Вид индикаторной диаграммы при плавной и жесткой работе (по опытам Гляйда). а б в Фиг. 184'. Схема авиационных двигателей с Г-образными головками а—для звезды, б—для V-образного двигателя, в—для рядного двигателя. Фиг. 185. Цилиндр авиационного двигателя с Г-образной головкой. Bbinycft клапана, в особенности для двигателей воздушного охлаждения, в этом случае также представляет большую трудность. Поэтому в авиационных двигателях применяются исключительно подвесные клапаны. Камера сгорания в этом случае может быть плоская, сферичес-каяишатровая. В отношении склонности к детонации между камерами перечисленных форм нет разницы и поэтому их сравнительные преимущества могут заключаться лишь в производственных и конструктивных удобствах. К числу последних можно отнести: размещение клапанов, число и размеры клапанов и приводов к ним, расположение всасывающих патрубков, система охлаждения, удобства отливки и пр. Для звездообразных двигателей наиболее часто применяется сферическая головка с большим развалом клапанов для лучшего их охлаждения. Для рядных двигателей — п л о с-кая и шатровая, так как в этом случае привод к клапанам может быть выполнен наиболее удобно. В современных двигателях наибольшее распространение получили ка-керы сгорания с двумя или четырьмя клапанами. Схемы различного расположения клапанов приведены на фиг. 186. § 82. ОТДЕЛЬНО СТОЯЩИЕ ЦИЛИНДРЫ ДВИГАТЕЛЕЙ ВОДЯНОГО ОХЛАЖДЕНИЯ Ранее применялись: цилиндры, целиком отлитые из чугуна и имевшие стальную или медную рубашку; цилиндры с чугунной головкой и стальным ВпусН Bbmyck Фиг. 186. Схемы различного расположены51 клапанов в головке. Фиг. 187. Цилиндр с чугунным стаканом (двигатель Бенц 220л. с.). Фиг, 188. Цилиндр со стальным стаканом и чугунной головкой (двигатель Бенц 300 л. с.). стаканом. В более поздних конструкциях цилиндры целиком выполнялись из стали (Либерти, Паккард, Ролльс-Ройс, Рено, Лоррен-Дитрих, Фиат, Даймлер и др.). 267 Конструкция цилиндра, целиком отлитого из чугуна, показана на фиг. 187. Такая чугунная отливка с толщиной стенки (без ребер) 6,5 мм вверху и 5,5 мм в нижней части стакана недостаточно прочна, тяжела и поэтому в современных двигателях не применяется. На фиг. 188 показана также тяжелая старая конструкция, где стальной стакан цилиндра ввертывается в чугунную головку на резьбе и входит своим торцом в кольцевую канавку, чем достигается герметичность. Стальной цилиндр двигателя Либерти (М-5) вытачивается из кованой болванки (фиг. 189). Клапанные коробки изготовляются фрезеровкой и привариваются автогенной сваркой к головке цилиндра. Камера сгорания — сферическая, расширенная к днищу цилиндра дает возможность разместить в цилиндре два 'клапана довольно большого диаметра (63,5 мм) Стальной цилиндр двигателя BMW-VI (М-17), имевшего очень большое распространение в мировой авиации в разных странах в период с 1926 по 1934 г., имеет < следующее устройство. Стакан цилиндра (фиг. 190) снаружи в верхней и нижней своей части имеет ребра жесткости /, 2 и центрирующий бортик 3 для установки на картере. Днище цилиндра—сферическое; у двигателя М-17 типа А оно выполнялось толщиной около 8 мм. Жесткость такого днища оказалась недостаточной и в последующих типах этого двигателя (Б и Ф) толщина днища в центре доведена до 20 мм. Клапанные коробки ввариваются в днище стакана. Каждая из этих коробок сваривается автогенной сваркой из двух частей (фиг. 190а). Для крепления картера, распределительного валика на клапанных коробках имеются бобышки 3, в которые на резьбе ввертываются шпильки. Свечные втулки во избежание фрезерной обработки головки ставятся на резьбе и завариваются. Расположение их в камере сгорания выполнялось по разным вариантам. На фиг. 190' а, показано расположение свечей и клапанов самопусков на двигателях BMW-VI и М-17 в начале их производства. При расположении свечей под углом в 180° Q90', б) качество топлива оказалось возможным понизить, так как явления детонации наблюдались в меньшей степени. При этой схеме клапан самопуска был перенесен внутрь двигателя, что, однако, затруднило подход к нему в эксплоатации. Более удобно расположение свечей и клапана самопуска на моторе М-17 Ф (фиг. 190', в). Дополнительные отверстия, заглушенные пробками, сделаны для того, чтобы цилиндры двигателя М-17Ф можно было ставить на двигатели М-17: Опорной поверхностью клапанов служат фаски, выполненные непосредственно в днище стаканов. Одним из эксшюатационных дефектов цилиндра является быстрое выбивание этих фасок, доходившее до 3,5мм за 200 — 300 час. эксплоатации. Это вызывало нарушение регулировки газораспределения и в отдельных случаях — выгорание клапана. В цилиндрах двигателей М-17Б и М-17Ф с толстым днищем возможна установка при ремонте клапанных седел (фиг. 191). 268 Фиг. 189. Цилиндр двигателя Либерти (М-5) цельностальной конструкции. В связи с трудностями при изготовлении головки с гнездами для свечей, выполненными в одно целое с гильзой, были попытки применять отдельные головки, привариваемые к стакану (фиг. 192). Однако такие конструкции не привились. Крепление цилиндра к картеру осуществляется при помощи фланца и шпилек. В связи с трудностями размещения достаточного числа их в двигателе М-17 промежуточные шпильки притягивают одновременно фланцы двух смежных цилиндров (фиг. 193). Такое соединение при неточном изготовлении фланцев цилиндров ведет к обрывам шпилек вследствие изгиба их при затяжке. Фиг. 190. Цилиндр двигателя BMW (М-17). 1-г-ребра жесткости стакана, 2—ребро жесткости юбки цилиндра? 3—центрирующий бортик* Поэтому фланцы цилиндров при таких конструкциях требуют тщательного контроля и изготовления по высокому классу точности. Для двигателя М-17 допускается разность в толщине фланцев не более 0,045 мм. Для крепления крайних цилиндров приходится применять подкладки 3 (фиг. 193), одинаковые по высоте с фланцем. Недостаточная жесткость фланца' может быть причиной изгиба гильзы цилиндра под влиянием боковых давлений, что, в свою очередь, отражается на прочности сварного шва рубашки. 269 -g о Фиг. 190а. Головка двигателя М-17 (BMW). 1—коробка направляющей втулки клапана! 2—патрубок клапанной коробки, 3—бобышка для установки шпильки крепления картера распределительного валика, 4—втулки для свечей и клапана самопуска. Нпапон ггшоспус/Ш Нпапон спмоспуско. Нлапон самоспусна клапан самоспуска в Фиг. 190'. Расположение свечей и каналов самопуска в цилиндре, применявшиеся в двигателях М-17 а—расположение, принятое в двигателе BMW, б—в двигателе М-17А, в—в двигателе М-17Ф. Фиг. 191. Головка цилиндра двигателя BMW-VI с седлом, установленным под клапаном выпуска. Фиг. 192.Толовка цилиндра, привариваемая к стакану (двигатель Паккард). В головке цилиндра предусматриваются опорные поверхности и шпильки для установки картера распределительного валика. Два варианта конструкции шпильки показаны на фиг. 194. Основной дефект шпильки, показанной на фиг. 194, а, заключался в трудности под- 3 гонки опорных поверхностей 3 по высоте, что приводило к деформации картера распределительного вала во время монтажа и к обрыву шпилек во время работы. Этот дефект был изжит при переходе к конструкции шпильки, показанной на фиг. 194, б, с установочными втулками 4, легко допускающими подгонку их по высоте. Кроме того, очевидно, что длинная шпилька 5 допускает большую деформацию a b Фиг. 193. Фланцевое крепление стального цилиндра к кар- теру двигателя М-17 а—крепление крайнего цилиндра, б—крепление двух смежных цилиндров, 1—фланец цилиндра, 2—картер, 3—подкладка для крепления крайнего цилиндра. изгиба, чем шпилька Л В двигателе Ролльс-Ройс Игл-VIII шпильки для крепления картера распределительного валика ввернуты в траверсу, приваренную к клапанным коробкам. Привариваемая к цилиндру рубашка толщиной в 0,8—1,5 мм состоит из двух штампованных половин и днища. Она имеет обычно гофрированный пояс, который компенсирует расширение стакана цилиндра, работающего в более высоких температурных условиях, чем рубашка, предохраняя ее от разрывов по шву (фиг. 195'). В целях сближения осей цилиндров и сокращения габарита двигателя по длине зарубашечное пространство цилиндра обычно делается меньше вдоль оси двигателя (фиг. 194'). Так, у двигателя М-17 оно составляет соответственно 4 мм и 6мм. Таким путем расстояние между зеркалами двух смежных цилиндров у мотора М-17 доведено до 20 мм. Фиг 194 Различное креп- Чтобы избежать смещения рубашек цилиндров ление картера распреде- во время их приваривания, на уровне ребер жест-лительного валика к ци- кости делаются вертикальные вмятины, препятствую-линдру стальной кон- щие прилеганию рубашки к ребрам стакана в тех струкции (двигатель местах, где водяное пространство имеет меньшую 1V1- 11) /j_ir\/i/\ а—при помощи короткой ТОЛЩИНу (фИГ. 1У.4 ). ^ а Охлаждающая вода может подводиться либо к ка, 2— колонка, 3— опорная КЗЖДОМу ЦИЛИНДру ОТДеЛЬНО (ДБИГаТбЛЬ М-5), Либо только к одному цилиндру (двигатель М-17). В этом случае вода подводится в нижнюю и верхнюю части заднего цилиндра и через короткие патрубки переходит от цилиндра к цилиндру; получается, таким образом, два парад- 271 устадлинн!аяЯ шпилька'. 5~ «дельных потока воды (фиг. 194"). В двигателе Майбах поток направлялся только лишь по головкам. При выполнении рубашки и системы подвода и отвода воды обращается внимание на то, чтобы в головках не образовалось паровых мешков, в особенности у V-образных двигателей. Для эксшюатации двигателя в Фиг. 194'. Продольные вмятины в рубашках цилиндров, предохраняющие рубашку от прилегания к гильзе а—расположение вмятин по отношению ]к ребрам жесткости, б— схема расположения вмятин на цилиндре, /—вмятины. Фиг. 194".Схема поступления воды в цилиндры двигателя М-17. \ Фиг. 195. Установка резиновых уплотнительных колец между патрубками цилиндра. 1—резиновое кольцо, 2—фланцы патрубков, 3—обжимной хомутик; б—лента хомутика с овальным отверстием; в—лента хомутика с вмятиной. холодную погоду должен быть обеспечен удобный слив воды из низших точек цилиндров. Герметичность соединений достигается при помощи дюритовых шлангов, либо резиновых колец 1 (фиг. 195), устанавливаемых между фланцами 2 и обжатых хомутиками 3. На ленте хомутика имеются овальные отверстия, или вмятины, которые удерживают хомутик от сползания с резины. При этилен-гликолевом охлаждении требуются специальные жаростойкие сорта резины. Рубашки цилиндров и, в частности, их сварные швы подвержены коррозии, для устранения которой в цилиндрах двигателя М-17 применяется олифи-рование зарубашечного пространства. Для контроля сварного шва цилиндр прессуется 0,5 мин. горячей водой—после приварки клапанных коробок при 50 am и после приварки рубашек при 3—4 am. Для достижения прочного и плотного шва желательно, чтобы края свариваемых деталей имели примерно одинаковую толщину, так как иначе 272 а. д а. Фиг. 195'. Различные типы сварных швов рубашек стальных цилиндров. при прогреве во время сварки более толстой детали, требующей большего количества тепла, чем тонкая, последняя может сгореть. Поэтому свариваемые края патрубков, цилиндров и коробок направляющих клапанов выполнены по толщине почти одинаковыми, а для приварки рубашки на стакане цилиндра делаются тонкие бортики (фиг. 195'). § 83. ОТДЕЛЬНО СТОЯЩИЕ ЦИЛИНДРЫ ДВИГАТЕЛЕЙ ВОЗДУШНОГО ОХЛАЖДЕНИЯ Цилиндры двигателей воздушного охлаждения могут иметь закрытую или открытую гильзу. Закрытые цилиндры со стальным днищем применялись в то время, когда техника алюминиевого литья была недостаточно освоена и механические качества алюминиевых сплавов были низкими (фиг. 195" и 196). Фиг. 195*. Цилиндр ротативного двигателя Рон 120 л. с. (М-2). Стальная головка со стальными же ребрами применялась на некоторых первых типах авиационных двигателей (Гном-Рон, Клерже). Вследствие плохой теплопроводности стали температурный режим такой головки был очень высок. Для улучшения охлаждения цилиндра стали применять накладные головки, выполненные из алюминиевого сплава. Такая конструкция имеет смысл потому, что из всего тепла, уносимого охлаждающей средой, более ВВА—142—18 273 50% снимается с коробки выхлопного клапана во время выхлопа. В представленной на фиг. 196 конструкции накладная головка притягивается к днищу цилиндра шпильками и болтами. Два бронзовых кольца / служат для центровки головки. Для устранения температурных напряжений, возникающих в шпильках вследствие повышенного коэфициента линейного расширения материала головки, устанавливаются (там, где позволяет конструкция) под шпильки втулки 2 из инвара (40% Ni, 60% F; коэфициент линейного расширения 0,1ЫО~5). Р-мрез 2*34fe^v4 Фиг. 196. Цилиндр с накладной алюминиевой головкой (двигатель Юпитер или двигатель М-22) J—установочное бронзовое кольцо» 2—инварная втулка» 3—сферическая опора. Для охлаждения днища цилиндра прилегающие поверхности при такой конструкции пришабриваются. Однако этот сложный и трудоемкий метод пригонки поверхностей не может гарантировать плотного прилегания головки к цилиндру во время работы двигателя. Вследствие различных коэфициентов теплового расширения алюминиевой головки и стального цилиндра стык поверхностей неизбежно коробится, что ведет (в особенности в случаях перегрева цилиндра) к образованию воздушных прослоек. Аналогичная схема применяется в дизелях Клерже, где головка пришабривается к сферическому днищу, и в двигателях Сальмсон, где стальной цилиндр заливается в головке при ее отливке. Появление алюминиевых сплавов с высокими механическими качествами, сохраняющимися при повышенных температурах, позволило перейти к цилиндрам со стаканами открытого типа, характерными для современных двигателей. Соединение головки с гильзой в данном случае может быть выполнено на резьбе (навертные головки) или внакладку (накладные головки). В последнем случае головка притягивается к цилиндру длинными шпильками (фиг. 197), служащими одновременно для крепления цилиндра к картеру; крепление может быть осуществлено при помощи шпилек 1 к массивному фланцу 2 цилиндра (фиг. 197'). Навертная головка очень широко распространена на современных звездообразных двигателях. К достоинствам навертной головки относятся: 274 конструктивная простота, малые габариты картера, не имеющего длинных силовых шпилек, необходимых при накладной головке, и хорошая обтекаемость цилиндрической части. К недостаткам ее относятся: необходимость тщательной обработки резьбового соединения, индивидуальный подбор головки и гильзы (по резьбе) и сравнительная сложность в производстве нарезания резьбы головки и, следовательно, ее дороговизна. Кроме того, навертные головки имеют увеличенный габарит, что не позволяет применять их у рядных двигателей воздушного охлаждения. ГС: Фиг. 197. Цилиндр рядного двигателя с накладной головкой, притягиваемой к гильзе силовыми шпильками (двигатель Вальтер-Микрон). Фиг. 197'. Цилиндр рядного двигателя с накладной головкой, крепящейся к фланцу цилиндра 1—шпилька, 2—фланец цилиндра. Кроме указанных выше конструкций способа соединения гильзы с головкой, была испытана конструкция, в которой гильза заливалась в стакан из алюминиевого сплава (фиг. 197"). Однако в связи с производственными затруднениями (отслоение алюминия от стали) такая конструкция не привилась, тем более, что, как выяснилось в дальнейшем, охлаждение может быть обеспечено стальными ребрами. Уплотнение между головкойи гильзой является одним из основных вопросов конструкции навертной или накладной головки. Это объясняется специфическими трудностями условий работы узла: высоким давлением, значительной температурой головки (до 220—250°), а также различием в коэфициентах расширения стали и алюминиевого сплава. В накладных головках уплотнение достигается медно-асбестовой или алюминиевой прокладкой (фиг. 197) или посадкой на конический буртик цилиндра. В навертных головках чаще всего уплотнение обеспечивается посадкой головки на гильзу со значительным натягом. Если цилиндр завертывается в головку на нарезке, то уплотнение может быть выполнено при помощи цилиндрического буртика, помещенного либо ниже резьбы (фиг. 198), либо выше ее (двигатель Райт типа G, фиг. 198'). При первой конструкции сгоревшие газы могут легко проникать во время 275 to -газ tg 7° 30' = 0,14/7 газ. (97) Рекомендуется делать крупный шаг резьбы, допускающий более точное ее выполнение в производстве. Углы в резьбе скругляются во избежание подрезки и концентрации напряжений. У большинства звездообразных двигателей крепление цилиндра к картеру производится на фланце (фиг. 217'). Для получения жесткости переход от фланца к гильзе делается очень плавным. Фланцевое соединение мощных двигателей иногда имеет сферическую пяту (фиг. 217', в), что значительно улучшает конструкцию, разгружая шпильки от изгибающих напряжений. В некоторых двигателях крепление цилиндров осуществляется на нарезке (фиг. 218) с затяжкой хомутом трапецеидального сечения. При таком соединении фланец картера нагружен равномернее, чем в случае применения шпилек. § 87. ОРЕБРЕНИЕ ЦИЛИНДРОВ Вопрос правильного выбора размеров и расположения ребер имеет решающее значение в надежности работы цилиндра воздушного охлаждения, в особенности для современных двигателей с большим наддувом на значительной высоте. Хорошее охлаждение цилиндров, устраняя горячие точки, снижает склонность двигателя к детонации. Это дает возможность работать на повышенной мощности при высокой степени сжатия г и не слишком обогащенной смеси. Выгоды, получающиеся при этом, ясны из анализа диаграмм, приведенных на фиг. 219 *. . В настоящее время нет достаточно надежных методов расчета охлаждающей поверхности и поэтому выбор конструкции головки требует проведения значительных экспериментальных работ. Фирмой Райт за время производства двигателей воздушного охлаждения с 1926 по 1937 г. было сконструировано и испытано 84 головки разных типов. Некоторые из основных типов цилиндров, испытанных фирмой Райт, приведены на фиг. 219'. Сравнительная величина поверхности оребрения различных моторов приведена в табл. 17. Исходя из статистических данных, можно считать нормальным для современных двигателей с высотностью около 4000 м суммарную поверхность охлаждения (считая обе стороны каждого ребра) около 250 см2/л.с. Диаграммы заимствованы из статьи ЮнгаСЗАЕ № 6, 1936). 290 Та б л и'ца 17 Т~* л ---г Мощ- Среднее f\ i-|~i /4-> л 1 * Поверхность охлаждения, м* 1 од ность, эффек- Тип двигателя выпуска снимав- тивное двига- __ давление головки гильзы общая на 1 л', с. теля цилиндра Ре л. с. кг/см2 Циклон-1750 1926 58,5 866 0,400 0,39 0,79 0,0135 Циклон-1820 1929 68,0 9,72 0,446 0,39 0.836 00123 Циклон-РЗ 1930 80,0 11,15 0,468 0,39 0,858 0,0107 Циклон-Р50 1931 83,5 11,61 0,600 0,39 0,990 0,0124 Райт-02 1935 89,0 12,0 1,225 0,39 1,615 00183 Райт-0100 1937 950 129 1,225 0,51 1,735 00182 М-85 1935 57,0 8,0 0,265 0,210 0,481 0,0104 М-87 1937 68,0 9,3 0,517 0.39 0,907 0,0134 Бристоль-Пегас 1935 560 8,2 0,777 0,323 1,100 00198 Рено-Бенгали 1938 37,0 8,2 0;697 0,292 0.382 0,0103 Распределение этой поверхности следующее: 30% на стакан цилиндра, 70% на головку, причем 20% приходится собственно на коробку выхлопного клапана. ----------ЦиЬлон-ШОг. ----------И,иКлон~19$5г.. мм 35 30 25 см2 120 Шаг ребер 5 мм \ i Ч! Bbicoma. реоер в мм Охлаждающая поверхность 8 Ю мм 5 см^/л.с. &D 60 100 W 0,18 0,22 0,26 0,30 0,34 • 1351 1932 1933 1934 _ /335г. ' а Ь/лс.ч. 5 Фиг, 219; а—мощность и температура головки двигателей Циклон в f930 и 1935 г. в функции удельного расхода горючего и октанового числа; б—показатели охлаждения цилиндров двигателя Райт за 1930—1935 гг. Размер ребер определяется в основном требованием получить необходимую для охлаждения поверхность. Средние данные о размерах ребер цилиндров воздушного охлаждения большинства двигателей приведены в табл. 18 и на фиг. 220. Таблица 18* № Алюминиевые по пор. Наименование размерности Стальные литые фрезерован- ные 1 Толщина ребра у корня, мм 2.5 - 3,5 1,7 0,6 -f- 1,0 2 Толщина ребра на конце, мм 1,5 — 2,5 1,3 0,4 -^ 0,6 3 Шаг ребра (расстояние между одноименными сторонами), мм 6-10 6 4-f-6 4 Высота, мм 20 - 40Ч ЗО-т-45 10^20 * Данные, приведенные в табл. 1«, заимствованы из книги Шереметьева. 291 o(J-3) ••• i" ^&' 6ft-4) 6(J-4-2) 8(J'4-6) d{J-5) Год выпуска Год выпуска Год выпуска Год'выпуска Годбыяуска 1923 1926 19?5 1925 1925 пг иг ЛС ЛС. пг ?5иил >K(F53) Фиг. 219'. Основные типы цилиндров двигателей Райт. Фиг. 220. Оребрение цилиндров и головок моторов воздушного охлаждения а и б—двигатель М-22; в и г—двигатель Хорнет; d и е—двигатель М-86; ж и з—двигатель М-87; и и к—двигатель Райт F-50; л и Л1—двигатель Райт G-2; н и о—двигатель Бристоль-Меркур. 292 Вид по стрелке Д /S3-------t--------/75- Фиг. 221. Выемка в оребрении головки с ребрами большой высоты (температурный шов). Фиг. 22Г. Дефлектор рядного двигателя Рено-Бенгали, W Сечение При очень большой высоте литых алюминиевых ребер разница температуры у основания и на периферии ведет к разрывам ребра. В целях устранения этого дефекта ребра иногда разделяются выемками на два полукольца,—получается так называемый температурный шов (фиг. 221). Расположение ребер головки в значительной мере зависит от их числа и размеров. При небольшом числе и отсутствии развала клапанов, как это имеет место в цилиндрах рядных двигателей, все ребра располагаются перпендикулярно оси цилиндра (фиг. 214' и 215). В цилиндрах звездообразных мощных двигателей такое оребрение оказывается недостаточным, в особенности на коробке выхлопного клапана, даже при распространении ребер на головку впуска (фиг. 219'). Вместе с тем затруднен контроль ребер при литье и возможно появление трещин ребер вследствие неравномерного расширения головки при работе двигателя. Лучшие результаты получены при располо-"жении ребер под углом, в виде елочки (фиг. 207, 208). Расположение, показанное на фиг. 198, наименее удачно, так как при нем высота и число ребер ограничены ввиду их непараллельности. В некоторых двигателях для улучшения охлаждения с тыльной стороны цилиндра ребра делались большей высоты (Юпитер-5). Вследствие получающихся деформаций цилиндра такие ребра в настоящее время не применяются, и равномерность охлаждения обеспечивается дефлекторами. Схема дефлекторов приведена— звездообразного на фиг. 222 и рядного—на фиг. 221'. При правильно подобранных дефлекторах температура выходящего из его отверстий воздуха лежит в пределах 60—70°. Через двигатель проходит ограниченное количество воздуха и для правильного направления его движения двигатель должен быть тщательно за- Фиг. 222. Схема дефлектора двигателя М-25. капотирован снаружи. Это может значительно уменьшить сопротивление всего двигателя. § 88. СИЛОВЫЕ СХЕ.МЫ БЛОКОВ В зависимости от передачи усилия вспышки на картер блоки могут быть выполнены по следующим четырем конструктивным схемам: I. Несущая гильза, растягиваемая усилием вспышки, и свободная рубашка блока. II. Растягиваемая рубашка блока и свободная гильза. III. Сжатая силовыми шпильками рубашка блока и свободная гильза. IV. Сжатая силовыми шпильками гильза и свободная рубашка блока. Из перечисленных четырех схем наиболее распространены I и II. Обе они могут выполняться с закрытой и открытой гильзой. На фиг. 223 дана схема одной из первых конструкций блока с несущей закрытой гильзой; гильза ввертывается в блок на резьбе, выполненной по всей длине гильзы. Алюминиевая рубашка является лишь коробкой для циркуляции воды. Литье может быть выполнено в рассматриваемом случае из материала низких механических качеств, но должно быть достаточно плотным для обеспечения герметичности. Основной недостаток схемы с несущей закрытой гильзой заключается в несовершенстве отвода тепла от гильзы вследствие неплотного приле- 294 Hapeska Фиг. 223. Схема блока с несущей стальной закрытой гильзой. Фиг. 224. Схема блока с несущей открытой гильзой (двигатель Испано-Суиза). Фиг. 225. Схема блока с несущей гильзой открытого типа, непосредственно омываемой водой (двигатель Сидлей-Пума). ел гания нарезки и днища ввиду разности в коэфициентах расширения алюминиевого корпуса блока и его стальной гильзы. Монтаж гильзы блока затруднен необходимостью пришабровки днища цилиндра к блоку по краске, причем для этого приходится несколько раз вывертывать гильзу из блока, так что посадка гильзы с натягом невозможна.. Результатом отсутствия натяга является течь масла в нарезку между гильзой и блоком через стык этих деталей в свечных отверстиях. Блоки этого типа применялись в двигателях Испано-Суиза 150, 200 и 300 л. с. и в настоящее время совершенно оставлены. Фиг. 226. Блок двигателя Лоррен-Дитрих. Несколько лучше условия охлаждения головки при открытой гильзе, когда камера сгорания лежит непосредственно в расточенной отливке корпуса блока (фиг. 224). Дальнейшее улучшение конструкции блока показано на фиг. 225. Здесь водой непосредственно охлаждается не только головка цилиндра, но и гильза. Похожая конструкция применялась на моторе Испано-Суиза 12Н, 500 л. с. Общий недостаток конструкции с несущей гильзой и литой алюминиевой рубашкой заключается в том, что, несмотря на значительное утяжеление рубашки, существенного выигрыша в жесткости не получается. Поэтому в современных двигателях несущая гильза применяется лишь при сварных рубашках цилиндра. При этом, естественно, гильза применяется закрытого типа. Конструкциям, показанным на фиг. 226 и 227, присущи производственные трудности, связанные с выполнением удобообтекаемых сварных клапанных коробок. Этот вопрос решен значительно проще в конструкциях блоков двигателей Супер-Конкверор (фиг. 228) и Нэпир-Лайон (фиг. 229). В этих двигателях клапанные коробки выполнены заодно с литыми головками; днище цилиндра для лучшего охлаждения выполнено двойным путем сварки, как показано на фиг. 228. 296 Фиг. 227. Блок двигателя Фиат А-25. го о •ч Соединение отдельных цилиндров с головкой достигается одной центральной шпилькой (фиг. 228), несколькими шпильками (фиг. 227), или же при помощи клапанных седел (фиг. 229,а). Перепуск охлаждающей жидкости из цилиндров в головки может осуществляться либо через отверстия, либо при помощи трубопроводов, идущих от каждого отдельного цилиндра к головке. Кроме того, вода может быть направлена двумя независимыми потоками в головку и в рубашку цилиндров. Схема наиболее рационального блока с несущей рубашкой представлена на фиг. 230. Преимущество таких конструкций блоков по сравнению с разобранными выше—большая жесткость; недостатки — сложность отливки, а также конструктивные затруднения в создании хорошего уплот- Фиг. 228. Блок двигателя Кертис SGIV-1800 (Супер-Конкверор). нения в головке. Для облегчения литья головка может быть выполнена отдельно от боковой стенки, однако это вводит лишние болтовые соединения и добавочные уплотнения (фиг. 230')- Несмотря на эти недостатки, блоки с несущей алюминиевой рубашкой применяются наиболее часто. В конструкциях блоков, выполненных по схемам III и IV (фиг. 230", 230"'), литье не работает на растяжение и может быть выполнено значительно легче без фланцев и массивных переходов. Общим недостатком этих конструкций является недоступность затяжных гаек, находящихся внутри картера газораспределения, который для съемка блока необходимо вскрывать. Кроме того, картер коленчатого вала с длинными силовыми шпильками неудобен в переборке ввиду больших габаритов. При разработке конструкции литого блока большое внимание уделяется его жесткости. Недостаточная жесткость может являться причиной самых разнообразных дефектов двигателя: овала и конусности гильз, дымления, выгорания клапанов, трещин в теле блока и пр. Для увеличения жесткости на стенках блока выполняются ребра, переходы от стенок к фланцам делаются массивными (фиг. 181), а в некоторых случаях отсеки цилиндров разделяются перегородками. Такие перегородки необходимы в блоках, выполненных по схеме III, во избежание деформации изгиба головки при затяжке ее силовыми шпильками (фиг. 182). 298 to CO CO Фиг. 229. Блок двигателя Нэпир-Лайон. Фиг. 229а. Деталь крепления стакана цилиндра к головке при помощи клапанного седла (блок двигателя Нэпир-Лайон). Фиг. 230.-Схема блока двигателя Испано-Суиза Ybrs с несущей рубашкой. Фиг. 230'. Блок двигателя Кертис D-12 с несущей составной рубашкой. Фиг. 230". Блок двигателя Фиг. 230"'. Схема бло-АМ-34 (со сжатой рубашкой), ка двигателя Ролльс- Ройс (со сжатой гильзой). 300 § 89. ЭЛЕМЕНТЫ КОНСТРУКЦИИ ГОЛОВОК И РУБАШЕК БЛОКА Фиг. 231'. Схема силовой связи головки и рубашки блока двигателя Испано-Суиза 12 Ybrs 1—свечная бобышка» 2—ребро. Устройство верхней части блока зависит в первую очередь от его конструктивной схемы и системы разъемов. Если рубашка и головка отлиты за одно целое, то камеры сгорания могут быть выполнены отдельно друг от друга или связанно. Первый вариант, показанный на фиг. 231, возможен лишь при относительно большом расстоянии между осями цилиндров и в современных конструкциях не применяется. Второй вариант, показанный на фиг. 181, является характерным для современных двигателей и в особенности при несущей системе блока, где должна быть обеспечена надежная силовая связь головки с рубашкой. В частности, в конструкции, показанной на фиг. 181, связь осуществляется клапанными коробками, свечными бобышками и ребрами (фиг. 23Г). Для обеспечения равномерного охлаждения в перемычках между головками выполнены сквозные сверления / через шишечное отверстие 2 (фиг. 181). При разъемной головке и рубашке блока силовая связь камеры сгорания со стенками оказывается надежнее, так как головка в этом случае представляет собой замкнутую коробку (фиг. 232). Конструкция деталей верхней части блока зависит от расположения на двигателе патрубков всасывания и выхлопа, числа клапанов и расположения их в самой головке. При двухклапанной камере сгорания патрубки для всасывания и выхлопа располагаются либо с одной стороны блока (фиг. 181), либо с разных (фиг. 231), в зависимости от принятой системы расположения карбюратора и всасывающего трубопровода. Первый вариант, несомненно, выгоднее, так как в этом случае карбюратор располагается снаружи „Vй. В обоих случаях клапаны всасывания двух смежных цилиндров объединены в одной клапанной коробке, тогда как выхлопные клапаны в целях лучшего охлаждения имеют раздельный выхлоп. Конструктивный пример блока с тремя клапанами в цилиндре дан на фиг. 225. В этой конструкции отвод выхлопных газов из двух клапанов каждого цилиндра объединен в одной коробке, причем блок имеет общую полость всасывания, из которой смесь поступает к впускным клапанам смежных цилиндров блока. В современных двигателях подобного объединения выхлопных клапанов в одной коробке избегают, так как такая конструкция невыгодна со стороны охлаждения и жесткости головки. В четырехклапанной камере сгорания оси одноименных клапанов лежат в плоскостях, либо параллельных, либо перпендикулярных оси двигателя. По первому варианту выполнена головка блока двигателей Ролльс-Ройс и АМ-34 (фиг. 232). Приведенная конструкция имеет раздельный выхлоп и одну коробку на оба всасывающих клапана цилиндра с перегородкой для увеличения жесткости головки. Большим недостатком данной схемы является необходимость установки карбюратора внутри „V". Этот недостаток устраняется в конструкции, показанной на фиг. 233. Здесь впускной трубопровод является общим на отдельные три цилиндра. Всасывающий канал проходит сквозь блок между двумя коробками выхлопных клапанов. Благодаря этому выхлопные патрубки и карбюратор располагаются снаружи „Vй. Применяя принцип прохода смеси через головку, удалось поместить снаружи карбюраторы даже для трех блоков W-образ- 301 s Разрез по M-N Разрез по 0-Р Фиг. 231. Блок двигателя Испано-Суиза 150 л. с. ного двигателя. Ввиду сложности отливки головка делается из двух частей. По второму варианту, т. е. с расположением осей впускных клапанов в плоскости, перпендикулярной оси вала, выполнена головка двигателей Паккард (фиг. 234) и Лоррен-Эйдер. В этом случае выхлоп и всасывание могут быть одинаково направлены как в одну, так и в разные стороны блока. Однако со стороны охлаждения выхлопных клапанов этот вариант не может быть признан рациональным. Рубашка блокав большинстве современных двигателей выполняется без промежуточных стенок, отделяющих цилиндры друг от друга. В нижней части имеются лишь перемычки, соединяющие противоположные стенки Фиг. 232. Схема силовой связи головки двигателя АМ-34 со стенками: 1—канал для прохода воды и удаления пара) 2—проходы для воды. рубашки для уплотнения от протекания воды. В двигателях с малым продольным габаритом и большим диаметром цилиндра толщина этих пе^е-мычек оказывается очень малой. Для укрепления их в моторах Испано-Суиза 12Н применялись бронзовые накладки (фиг. 234'). В последующих марках двигателей, в частности, Испано-Суиза 12 Ybrs, вместо накладок перемычка развита в литье по высоте (фиг. 181). В случае составного блока соединение головки и рубашки делается на шпильках снаружи блока (фиг. 182). Центровка головки на рубашке достигается установочными шпильками. Весьма существенным вопросом конструкции головки является рациональная схема подвода и отвода охлаждающей жидкости. Температура в различных точках внутренней поверхности блока меняется в очень значительных пределах (фиг. 235,а). На фиг. 235,6 даны результаты аналогичного замера температур стенок камеры сгорания одного из современных блочных двигателей с наддувом (при 2000 об/мин.) *. Наиболее нагретой частью головки является перемычка между выхлопными клапанами. По данным замера температура этого * Замер температур произвел инж. Тарарухин. 303 участка колеблется в пределах 300 -^265° С, повышаясь в случае работы двигателя с детонацией до 340 — 350° С. Значительная разница в температуре между отдельными частями блока ведет к температурным напряжениям, что может вызвать коробление и даже трещины стенок блока. Чтобы разницу в температурах свести до минимума, Фиг. 233. Схема прохода смеси в блоке двигателя ASSO-750 л. с. •обычно главная масса воды направляется в головку, причем принимаются меры к более интенсивному охлаждению клапанных коробок выхлопа. В двигателе М-100 для этих целей в головке устанавливается труба (фиг. 181) с отверстиями; диаметр и число отверстий дозируют подачу свежей воды к клапанным коробкам. Из той же фиг. 181 видна разница в условиях охлаждения обеих клапанных коробок. В двигателе АМ-34 (фиг. 182, 232) клапанная коробка выхлопа также лучше омывается водой, чем коробка впуска, за счет раздельного выхлопа. 304 Фиг. 234. Схема прохода смеси в блоке двигателя Паккард. Фиг. 234'. Укрепление нижней перемычки блока двигателя Испано-Суиза 12-Н бронзовыми накладками. Фиг. 235а. Распределение температур в блоке (по данным инж. Масленникова). Фиг. 2356. Распределение температур в головке блока (по данным инж. Тарарухина). В В А—142—20 305 Фиг. 236. Блок перевернутого двигателя водяного охлаждения Даймлер-Бенц DB-600. П П к- Фиг. 237. Схема сверлений в стенках Фиг. 238. Два варианта перегородки блоков дви-блока для улучшения циркуляции воды гателя АМ-34 между отдельными отсеками, в двигателе АМ-34. 1 — сверления- 306 Аналогичная система раздельного выхлопа блока принята в двигателе Ролльс-Ройс-Мерлин. В выгодных условиях охлаждения находятся головки блоков перевернутых двигателей водяного охлаждения, так как при этом наиболее нагретая часть цилиндра, какой является головка, находится внизу всей водяной системы блока. У таких блоков обычно легче избежать воздушных пробок и чрезмерно нагретых точек в головке цилиндра. Блок V-образного перевернутого двигателя Даймлер-Бенц 600 показан на фиг. 236. Этот блок относится к конструкциям с растягиваемой рубашкой и свободной гильзой. Со стороны отвода тепла в воду двойные стенки блока двигателя Даймлер-Бенц-600 невыгодны и требуют большой точности изготовления соприкасающихся поверхностей. Давление вспышки от блока у этого двигателя .передается на картер по всей поверхности упора шайбы гильзы цилиндров, что значительно лучше, чем при креплении блока обычными шпильками. Отвод воды делается в наивысшей точке блока во избежание образования воздушных прослоек и паровых мешков, препятствующих охлаждению. Из тех же соображений клапанные коробки никогда не ставят вплотную к головке, и в верхней части ее всегда оставляют проходы (например, канал 1 на фиг. 232). Фиг. 239. Типовые конструкции перепуска воды из головок в рубашки а—с бронзовыми втулками и прокладками: б—с резиновыми кольцами на стальных втулках. Одновременно принимаются меры для устранения карманов в нижней части головки, чтобы достигнуть полного удаления воды из всей системы. Так, для этого на головке блока двигателя АМ-34 оставлены проходы 2 (фиг. 232) над и под свечными втулками и в полости раздельного выхлопа выполнены сверления 1 (фиг. 237). Диаметр сверлений и ширина проходов для воды должны быть не меньше 3—4 мм во избежание закупорки накипью. При выполнении в рубашках отдельных отсеков в поперечных перегородках делаются окна для прохода воды (фиг. 238). Одно центральное окно (большое) ослабляет перегородку, поэтому в позднейших двигателях АМ-34 их два. На фиг. 239 приведены различные конструкции перепуска воды из головки в рубашки. Для обеспечения спуска воды в нижней точке рубашки обычно делают пробки (фиг. 181). § 90. ГИЛЬЗЫ БЛОКА Отдельными элементами гильзы, определяющими конструкцию ее в целом, является: наружное оребрение, система соединения с головкой и уплотнение. На фиг. 240 показаны различные типы наружного оребрения гильз. Частые ребра, показанные на фиг. 240, «, выполнены в двигателях Испано-Суиза 12-Nb для улучшения отвода тепла в воду. Однако, как показали испытания, вследствие ухудшения циркуляции воды охлаждение гильзы было неудовлетворительным. Оребрение последующих конструкций Испано-;Суиза показано на фиг. 240, б. Так как верхняя часть гильзы нагружена несколько больше, чем нижняя, то иногда верхние ребра жесткости располагаются чаще, чем нижние (фиг. 240, в). Таким образом расположение и размеры наружных ребер определяются исключительно соображениями жесткости цилиндра. 307 Осб симаВои ш При резьбовом соединении гильзы с головкой соображения относительно профиля нарезки остаются те же, что для гильзы воздушного охлаждения. Для правильной центровки в головке иногда на конце гильзы выполняется цилиндрический поясок (фиг. 244). Фланцевые соединения, показанные на фиг. 240, просты, но требуют большой точности при изготовлении и, в частности, строгой перпендикулярности плоскости фланца по отношению к оси цилиндра, так как в противном случае нарушается правильная посадка гильзы в блоке и ее уплотнение. От прорыва газов из камеры сгорания применяются следующие типы уплотнения: 1) с помощью пластичных прокладок, зажимаемых между торцом гильзы и головкой блока (двигатель Ролльс-Ройс, М-34), 2) при помощи постановки эластичных колец и специальной резьбы гильзы (двигатель М-100 и др.) и 3) при помощи уплотнительного бортика в конце резьбы (двигатель Кертис). На фиг. 241 показан пример уплотнения при помощи пластичной прокладки из чистого алюминия, зажатой между головкой блока 5 и фланцем 2. Торцевой выступ 6 центрирует эту прокладку и предохраняет ее от прорыва газами, что возможно при небольшой ее ширине. Для лучшего уплотнения на торце фланца и на головке могут быть проточены канавки 7, в которые при затяжке вдавливается пластичный алюминий, образующий при этом круговые шипы. Для надежного уплотнения торцы г всех фланцев должны лежать в одной плоскости. В качестве прокладки применяются либо отдельные для каждой гильзы кольца (фиг. 242, а), либо одна общая алюминиевая прокладка (плита) с отверстиями для прохода силовых шпилек / и 2 Фиг. 240. Типы наружного оребрения гильз а—двигатель Испано-Суиза 12 Nb, б—двигатель Испано-Суиза 12 Ybrs, в—двигатель АМ-34; г—двигатель Ролльс-Ройс (гильза сжата силовыми шпильками). I Фиг. 242. Типы пластичных прокладок ••> а—для одного цилиндра, б—для всего блока; 1—отверстия для силовых шпилек, 2—отверстие для перепуска воды. Фиг. 241. Уплотнение при помощи пластичной проклад- перепуска воды 2 (фиг. 242,6). Со стороны силовой схемы общая уплотнительная плита имеет преимущества перед отдельными кольцами. Уплотнение в двигателях Ролльс-Ройс достигается отдельными кольцами (фиг. 242"). Для того чтобы при снятии блока цилиндры не выпадали, крепление гильз к головке выполнено при помощи стальных шпилек 2 и скоб 1 со сферическими подкладными шайбами 3 (фиг. 243). Схема -уплотнения эластичным кольцом и профиль колец даны на фиг. 244. Давление кольца на опорные поверхности регулируется завертыванием гильзы в головку. тки (двигатель АМ-34): -.—гильза,''"2—фланец гильзы, 3— рубашка блока, 4—алюминиевая прокладка, 5—головка блока, б— торцовый выступ гильзы, 7—канавки на гильзе и головке. 308 Для обеспечения достаточно плотного прилегания к опорным поверхностям в рабочем состоянии, когда головка под давлением вспышки и температурного расширения несколько деформируется, эластичное кольцо должно иметь по возможности большую деформацию. К тому же увеличенная деформация облегчает контроль затяжки. С этой стороны профиль У1У)(У5 Фиг. 242'. Блок двигателя Ролльс-Ройс-Мерлин. кольца, показанный на фиг. 244, б, имеет преимущество перед профилем, показанным на фиг. 244, в. Изготовление эластичного кольца и его монтаж требуют большой тщательности. Профиль должен быть строго одинаковым, так как разностенность может повлечь за собой поломку кольца. Фиг. 244. Схема уплотнения эластичным кольцом а—установка кольца, б и в—типы колец. Фиг. 243. Уплотнение цилиндра двигателя Ролльс-Ройс-Мерлин 1—скоба дополнительного крепления цилиндра) 2—шпильки, 3—сферическая шайба. а Фиг. 244'. Схема изготовления эластичного кольца а, б, в—стадии обработки, г—притирка кольца. Упругость каждого кольца индивидуально контролируется. Так, для двигателя М-100 осевой деформации ординарного кольца (фиг. 244, а) на 0,15 мм соответствует нагрузка 4800—5700 кг. Опорные поверхности кольца должны быть строго параллельны между собой во избежание неравномерного давления кольца в различных секторах (по окружности). Кольца изготовляются на токарных станках профильными резцами, причем опорные поверхности притираются на плите (фиг. 244'). Затяжка кольца контролируется по углу поворота гильзы при завертывании ее в блок. После соприкасания с опорными поверхностями кольца гильза поворачивается на 36 мм, по окружности, что может быть отмечено 309 по рискам, нанесенным на блоке и гильзе (фиг. 245). Этот поворот соответствует осевой деформации кольца в 0,12 мм; таким образом действительная затяжка несколько меньше контрольного усилия, соответствующего деформации 0,15 мм. Для уменьшения задиров на торцах колец при заворачивании стаканов кольца иногда кадмируются. Для обеспечения натяга в резьбе монтаж гильзы проводится при нагреве блока до 110° С. Пример уплотнения без прокладок показан на фиг. 246. Уплотни-тельный бортик гильзы при завертывании в головку, нагретую до 150—200° С, сильно прижимается непосредственно к торцу головки и тем создается достаточное уплотнение. Уплотнение в нижней части блока почти во всех случаях осущест- Фиг. 246. Уплотнение при помощи буртика гильзы. Фиг. 245. Схема монтажа эластичного кольца в блоке двига- вляется при ПОМОЩИ резиновых теля М-100: О—риска на гильзе» 1 и 2—риски на блоке. колец. На фиг. 247 даны типы водяного уплотнения внизу гильзы. Уплотнение при помощи резиновых колец ромбического сечения показано на фиг. 247, а; между кольцами имеется контрольный поясок с отверстием для обнаружения течи воды через верхнее кольцо. Такое уплотнение не обеспечивает надеж-"^Г~1 ^1 ного уплотнения вследствие малого радиального распора колец. Кроме того, при постановке гильзы эти кольца легко выбивались из канавки и при этом появлялась ова-лизация нижнего пояса. Значительно рациональнее уплотнение, схема которого приведена на Фиг. 247. Типы водяного уплотнения внизу гильзы фиг. 247, б; здесь ради- а—уплотнение ромбическими кольцами (двигатель АМ-34); б—уплот- я ЯЬНТЧТЙ НЯТЯГ nfiprnPim нение тремя резиновыми кольцами (двигатель АМ-34), в—уплотнение еыюпгцю naim иис^исчю- резиновым кольцом и зажимной гайкой (Сидлей-Пума), г—уплотне- вабТСЯ ПОИ ЗаТЯЖКе бЛОКЗ. ние в двигателе М-ЮО; 1 и 2—-резиновые кольца? 3—нажимное г кольцо, *—зажимное кольцо. ТЭК КЗК реЗИНОВЫб КОЛЬЦЭ, заложенные в проточку рубашки, выступают из нее по высоте на 0,5—1,0 мм. Имеются типы уплотнений, в которых необходимый радиальный распор создается при помощи зажимной гайки (фиг. 247, виг). Нажимное стальное кольцо 3 (фиг. 247, г) необходимо, чтобы избежать задирания резины при затяжке гайки; кольцо имеет отверстия под ключ для удержания от проворачивания при затяжке. В блоках двигателя Ролльс-Ройс-Мерлин сжатие резинового кольца / (фиг. 248) достигается двухвитковой пружиной 3 через нажимное кольцо 2. § 91. МЕЛКИЕ ДЕТАЛИ КОНСТРУКЦИИ БЛОКА Фланцы для присоединения патрубков к боковой поверхности головки блока всегда несколько выступают над ней для удобства обработки поверхности стыка. 310 Для внутренних сверлений и удаления после отливки земли из внутренних полостей блока в нем делаются отверстия, которые затем заглушаются так называемыми „производственными" заглушками (фиг. 248'). Чтобы избежать ослабления стенок блока, диаметр заглушки делается по возможности не более 40 мм. Во избежание образования трещин заглушки не рекомендуется ставить вблизи отверстий для свечей, клапанов самопуска, Фиг. 248'. Типы заглушек блока. колодцев для силовых шпилек и др. Заглушки устанавливаются иногда на шпильках и, чаще, на резьбе. Так 248. Схема как обычной толщины стенок блока при этом бывает недостаточно, то для постановки заглушек нужно делать специальные бобышки. Уплотнение при заглушке, показанной на фиг. 248'', а, достигается за счет диаметрального натяга, что нельзя считать рациональным, так как может повести к образованию трещин. Заглушки с заплечиками по типу 248' б, в и г не имеют этого недостатка. Для постановки шпилек крепления патрубков и наружной арматуры (трубки.и др.) в блоке должны быть бобышки, которые лучше делать, Фиг. водяного уплотне-,„ ния гильзы цилиндра двигателя 'Ролльс-Ройс-Мерлин. а б Фиг. 248". Втулки блока под шпильки. Фиг. 248W. Фиксация блока установочными шпильками. если это позволяет конструкция, со стороны зарубашечного пространства. Толщина бобышки должна допускать посадку шпильки на глубину 20 мм. При болтовом соединении без гайки во избежание износа резьбы в алюминиевых частях устанавливают л а т у н н ы е сменные втулки 311 (фиг. 248"). При этом, если шпилька выходит в полость, наполненную водой, то эта втулка выполняется с донышком (фиг. 248", а). Наружная арматура блока (краники, втулки, штуцеры) должна быть достаточно прочной, так как поломка какой-либо детали в эксплоа-тации может повлечь за собой потерю воды. Детали арматуры обычно выполняются из углеродистой стали и затем никелируются или кадмиру-ются; краники, втулки, штуцеры изготовляются также из латуни. Фиксация блока на картере обычно производится посредством установочных шпилек (фиг. 248"'). Силовые шпильки, проходящие через рубашку блока, отделяются от воды дуралюминовыми трубками, которые для уплотнения развальцованы с краев и под развальцовкой снабжены резиновыми кольцами. Для силовых шпилек, выходящих в картер распределения, где находится масло при температуре от 80 до 100— 105° С, применяются специальные гайки. Чтобы устранить ' ,тт^ика протекание масла вдоль резьбы гаек, они делаются заглу- ШПИ™ , , ,-. лек двигателя шейными с торца (фиг. 249). АМ-34. Кроме обычно применяемого крепления блока к картеру на шпильках, это соединение может быть выполнено при помощи фланцев и кольцевых гаек на каждом из цилиндров. Преимущество такой конструкции заключается в надежном креплении блока и в равномерном распределении давления вспышки на фланец картера (фиг. 236). •} § 92. БЛОКИ ДВИГАТЕЛЕЙ ВОЗДУШНОГО ОХЛАЖДЕНИЯ Конструкции блоков двигателей воздушного охлаждения мало распространены в связи с трудностями охлаждения головок. Основные принципы конструирования блоков, изложенные ранее, полностью применимы для данного типа блоков. В целях упрощения литья головка цилиндра выполняется обычно отдельно от картера кулачковых валиков:" Соединение их осуществляется либо на шпильках (фиг. 249'), либо направляющими клапанов (фиг. 418'), которые для этой цели имеют резьбу. Штоки клапанов располагаются либо параллельно, либо имеют очень небольшой развал (двигатель Нэпир-Деггер, фиг. 418'), что не особенно удобно для охлаждения клапанных коробок. Ребра на головках, как в обычных рядных двигателях, перпендикулярны оси цилиндра. § 93. СЕДЛО КЛАПАНА, НАПРАВЛЯЮЩИЕ КЛАПАНОВ, СВЕЧНЫЕ ВТУЛКИ Седла клапанов устанавливаются в головке цилиндра потому, что без них наблюдается перенос на фаску грибка клапана сравнительно мягкого материала головки, выбивание клапанных гнезд и выгорание клапанов. Материал седла, в особенности для выхлопного клапана, должен обладать высокой твердостью при рабочей температуре 180 — 350° и достаточной стойкостью против коррозии как при высоких температурах, так и в нормальных условиях, что имеет значение в особенности для двигателей, работающих на этиловых смесях. Чтобы увеличить стойкость рабочей поверхности в некоторых двигателях, седла навариваются стеллитом. Вместе с тем материал седла должен обладать высокой теплопроводностью и одинаковым с материалом головки коэфициентом теплового расширения. Во избежание коробления при высокой температуре седла клапанов должны быть достаточно массивными и иметь надежную посадку в головке. Применявшаяся ранее для этой цели заливка седел в настоящее время не имее-i места. 312 со ФИР, 249'. Блок ASSQ-Каччид. Типовые конструкции седел клапанов, применяемые в авиационных двигателях, показаны на фиг. 250. В двигателях старых марок применялась посадка стальных седел на резьбе в нагретую головку (фиг. 250, а и б), причем припуски, оставленные для ключа, после постановки седел в Фиг. 250. Типовые конструкции седел клапанов: стачивались (см. пунктир на фиг. 250, а). Вследствие разности коэфициен-тов расширения седла и головки в резьбе может образоваться зазор, что ухудшает отвод тепла. Фиг. 251. Типовые конструкции втулок клапанов. * Flip и цилиндрическом седле (фиг. 250, в), обычно изготовляемом из алюминиевой бронзы, отвод тепла значительно улучшен, так как контакт седла с головкой осуществлен по цилиндрической и по торцовой поверхностям. Седло запрессовывается в нагретую головку со значительным натягом (примерно 0,13-^0,17 мм на 100 мм диаметра седла). Чтобы получить хорошее прилегание торцовых поверхностей, в некоторых двигателях применяется притирка седла до его запрессовки. Для надежного крепления седло завальцовывается или утапливается в головку, в результате чего после запрессовки образуется круговой закрай из выступающего материала головки (фиг. 250, г). 314 этот конус равен Фиг. 252. Схема приспособления для запрессовки (а и в) и распрессовки б цилиндрических втулок. При конических седлах труднее достигнуть торцового контакта поверхностей седла и головки без уменьшения диаметрального натяга. С этой стороны конические седла менее совершенны, чем цилиндрические. Конус выполнялся в пределах 1—5°. В последнем случае на конической поверхности обычно выполняются две проточки, в которые благодаря упругой деформации после запрессовки вдавливается алюминий, созда-вая при этом фиксирующие круговые шипы (фиг/250, е). Посадка седла в головке может быть достигнута .также за счет обратного конуса; у двигателя М-87 0°43' (фиг. 250, з). Достаточно часто применяется седло с развальцованным бортиком, входящим в соответствующую коническую выточку в головке (фиг. 250, и). Направляющие втулки клапанов работают в невыгодных условиях—при температуре 250—300° С и недостаточной смазке, а иногда и при полном отсутствии ее. Этим объясняется часто наблюдающийся износ втулок. Типовые конструкции втулок клапанов приведены на фиг. 251. Чаще всего направляющие втулки клапанов выполняются в виде гладких полых цилиндров с бортиком для упора при запрессовке и иногда с проточками по наружной поверхности (фиг. 251, б). Посадка по резьбе нерациональна вследствие ухудшения теплопередачи (фиг. 251, ж)\ в современных двигателях посадка на резьбе применяется весьма редко. Втулки выпускных к л-а панов делаются длиннее, чем для клапанов впуска, для предохранения штока клапана от действия выхлопных газов. Посадка цилиндрических втулок выполняется пределах 0,02-^-0,10 мм. Натяг у втулок клапанов впуска Фиг. 252'. Схема монтажа конической втулки двигателя М-100. Фиг. 253. Типовые конструкции втулок для свечей и клапанов самопуска. с натягом в часто отличается от такового у втулок выпуска, так как учитывается разный нагрев клапанных коробок. Например, в двигателе М-25 желательный натяг при посадке втулки выпускного клапана составляет 0,09 мм, а впускного 0,05 мм. Запрессовку цилиндрических направляющих обычно производят в головку, нагретую до температуры 250° С, либо из-под удара молотком по оправке (фиг. 252, а), либо при помощи пресса (фиг. 252, в). После запрессовки необходима развертка втулки, так как после посадки внутренний диаметр ее несколько уменьшается. Запрессовка конических втулок производится тарированным ударом свободно падающего груза (фиг. 252'). Внешняя поверхность втулки и гнездо под нее обрабатываются по конусу с одинаковым углом при вершине. Втулки для свечей и клапанов самопуска необходимы для сохранности головки, так как в случае отсутствия их при частом завер- 315 тывании свечей возможны повреждения резьбы и выход в брак всего цилиндра. Втулки обычно изготовляются из бронзы и в случае порчи нарезки могут быть легко заменены. Типовые конструкции втулок показаны на фиг. 253. Конструкция, при которой втулка проходит сквозь алюминиевую рубашку и стальную гильзу, связана с большими трудностями в уплотнении стыка и поэтому не применяется. Завертывание втулок обычно производится в нагретую головку с натягом. Контровка втулок штифтами или развальцовкой обязательна (фиг. 253, а, б, в). В некоторых двигателях (например, Кертис Д-12) для герметичности втулки завертывались на конической резьбе. 94. РАСЧЕТ НА ПРОЧНОСТЬ ДЕТАЛЕЙ ЦИЛИНДРА Для производства расчета на прочность стенок цилиндра надо рассматривать его как тонкостенный сосуд, подверженный давлению вспышки Р. Усилие разрыва Р по образующей длиной / определяется из уравнения (фиг. 254): 11 Ь h 2Р = ftp -§- sin a d а = pDl, (98) Н Т *Р о откуда напряжение разрыва по образующей, если не принимать во внимание ребра жесткости и охлаждения, будет: D • l ро р 2el 2е (99) Фиг. 254. Для гладкого стального цилиндра диаметром 150 мм с толщиной стенки 2—3 мм получается напряжение разрыва SOO-f-1600 KZJCM^. Наличие ребер уменьшает это напряжение. Таким образом толщина стенки цилиндра обусловлена требованиями не прочности, а жесткости. Напряжение разрыва по сечению, перпендикулярному оси, 7TD2 (ЮО) ВМТ PD \ 4е Стальная несущая гильза, проверенная на разрыв по образующей, может по этой формуле не проверяться. Для навертной алюминиевой головки эта проверка обязательна, причем необходимо учитывать значительное понижение коэфициента крепости легких сплавов при повышенной до 200—250° С температуре. В современных двигателях это напряжение лежит в пределах 80—130 кг/см2 для литых головок. Днище цилиндра обычно на прочность не рассчитывается в связи с тем, что оно усилено ребрами и клапанными коробками. Проверка сечения АЛ (фиг. 255) гильзы на изгиб от боковой силы .V ведется по формуле: Фиг. 255. = <3 изг ' ^ р W ~ 4е (101) где W — момент сопротивления сечения АА; е — соответствующая толщина стенки цилиндра. Это напряжение не .превышает 800 кг/см2 у фланца при постоянной толщине стакана и падает до 400 кг\см? при утолщении стакана, что обычно делается. 316 Для заданного сечения величина h находится по известному из динамического расчета пути S поршня для данного значения N. Нарезка головки цилиндра проверяется на изгиб от силы вспышки Рг. При внутреннем диаметре нарезки D' (в головке), шаге h и числе витков г, принимая, что сила сосредоточена на наружном диаметре резьбы головки, имеем (фиг. 256): п'____ *изг = г~^ = - rz -j^nr (250 -г 350 к>.[см*), (102) inD'h* Здесь для простоты расчета высота нарезки принята равной шагу; для уплотнительной резьбы пилообразного профиля это допущение является достаточно правильным. Проверка резьбы на срез дает следующие данные для литых головок: •к • D' • i . h (100 -f-140 кгIсм2). (103) -Голодна Фланцы отдельно стоящих цилиндров проверяются Фиг. 256. на изгиб от силы вспышки, причем фланец рассматривается развернутым с равномерной нагрузкой по линии центров болтовых отверстий (фиг. 257): (400 -4- 500 кг/см*). (104) При расчете несимметрично расставленных шпилек часто делаются разнообразные допущения,—например, рассчитывается лишь один участок фланца, условно вырезанный сечениями между смежными шпильками. Шпильки цилиндра рассчитываются на силу затяжки, которая должна быть на 25% больше усилия вспышки. При числе |шпилек i напряжение разрыва l,25Pz . 4 (1000 -4-1300 кг/см*); (105) здесь d — наименьший диаметр шпильки. В случае несущего блока расчетным усилием Фиг. 257. должна быть суммарная сила газов и силы N, действующих на всех цилиндрах. При большом числе шпилек, когда расстояние между ними не превышает 80 —100 мм, диаметр их по расчету может получиться очень малым. В этих случаях во избежание обрыва при неосторожной затяжке диаметр их не делается меньше 8 мм независимо от величины расчетного напряжения. В момент вспышки усилие затяжки может оставаться неизменным или меняться в зависимости от схемы затяжки. На фиг. 258 и 259 приведены две принципиальные различные схемы нагрузки затянутого соединения, на которых обозначены силы упругости сжатой втулки и силы реакции шпильки и опорной поверхности. Схеме, приведенной на фиг. 258, соответствует накладная головка со шпильками, завернутыми непосредственно во фланец цилиндра, а также обычный фланец на отдельно стоящем цилиндре. Если к нижней плоскости приложить усилие Р2, то давление втулки на стык уменьшится с Р3 до Р2 X=P,-Pf (Ю6( 317 В то же время усилие, сжимающее фланец и растягивающее болт, останется без изменения равным Постоянство нагрузки болта сохраняется при условии, если При P2 —Рз давление на стыке равно 0 (^ = 0). При Р2>Р3стык вообще разойдется. Схема, приведенная на фиг. 259, соответствует накладной головке с силовыми шпильками, ввернутыми в картер (Ролльс-Ройс, АМ-34). Фиг. 258. Фиг. 259. В момент вспышки, приложенной непосредственно к гайке, шпилька получит добавочное удлинение Д по сравнению с тем, которое она имела под действием силы затяжки Р3. При этом сжатый ранее силой Р2 цилиндр или блок вследствие разгрузки так же удлинится на такую же величину Д и усилие сжатия в нем при этом уменьшится до величины X. Тогда полное усилие, растягивающее шпильку, Ррасч-Р2 + ^. (107) Величина X может быть найдена, если принять, что материал шпильки и гильзы подчиняется закону Гука. Тогда, полагая в общем случае материал и сечения различными, имеем добавочное удлинение шпильки: T-t-s-. (108) (109) Добавочное удлинение гильзы или блока Т г приравнивая эти выражения и сокращая на /, имеем: 1 1 1 (110) ш В случае стальной шпильки и стальной гильзы уравнение упрощается: .-(ИЧ F ' или по уравнению (107) /расч — -з 318 (112) 1 + ш 1 + ш В случае стальной шпильки и алюминиевого блока при I s\ /з * z у?» 1+3-Е^- ~^^3 имеем: 4 (ИГ) -расч — -з Т" -2 бл ш (113) Необходимо отметить, что в случае применения схемы, показанной на фиг. 259, выбирать предварительную затяжку из условия = 1,25Я. (И4) не является обязательным, и такая затяжка может оказаться даже излишней. Наименьшая величина Р3 найдется из условия, что в момент вспышки Для стальной гильзы, полагая для примера -„- i минимальную силу затяжки: _ ?г__ . -, получим (115) Для алюминиевой гильзы при том же соотношении -~ рзтш = 0,5Р2. Г (116) В последнем случае усилие, растягивающее шпильку в момент вспышки, будет: ЯР. ш = 0,5Р2 + Р2 пЬ = Рг. (117) г Нетрудно видеть, что, приняв Р3 — 1,2ЪРг, мы получили бы РР.Ш= 1-75Я,-при X = 0,75Р2, т.е. совершенно излишнее перенапряжение шпилек в момент вспышки. При наличии большой разности температур или при разнородных материалах шпильки и блока расчетное усилие должно быть увеличено на значение температурного усилия Pt, получающегося вследствие различного расширения стянутых тел. Для определения последнего обратимся к фиг. 260, где показано неизвестное пока усилие Pt, растягивающее шпильку и сжимающее втулку, воз-никшее при нагреве. Для общего случая, когда материал и температура различны, удлинение шпильки складывается из удлинения температурного и упругого: Фиг. 260. Аш — А^ -J- Аналогично для гильзы --- рш «/Ф Ptl (118) (119) г г Так как эти удлинения одинаковы, то, приравнивая их и сокращая на /, получаем после преобразований: р,= Е F ---ш ш F / *г (--г — --о). РШ (tin — --о)-.* (120) ш 319 Для блочной конструкции типа двигателя АМ-34 можно принять tr — — tm = t. Тогда, учитывая, что получаем: Е ш (121) 1+3 ш Полное напряжение в шпильке найдется как сумма: - _ PZ+X , (122) Ш При определении силы Р2, действующей на шпильки блока, условно аырезают по осям шпилек часть блока с одной гильзой. Тогда на силу Р2 Л Р \ \ ZC \ \ Л б А. / < Фиг. 261. Определение усилия для расчета затяжки блока в 12-цилиндровом V-образном двигателе. -одного цилиндра будут приходиться две целых шпильки. Точнее определить максимальное значение суммарной силы, отрывающей головку, можно графическим сложением силы газов, как это показано на фиг. 261. § 95. МАТЕРИАЛЫ ДЛЯ ГОЛОВОК И БЛОКОВ ЦИЛИНДРОВ Иг/мм* 40 Данные о химическом составе и механических качествах материалов, предназначенных для головок цилиндра и блоков, приведены в табл. 19. Сплав АС5 типа Y, применяющийся для головок воздушного и водяного охлаждения, имеет высокие механические качества, при повышенных температурах хорошо обрабатывается на станках, обладает высоким 'сопротивлением коррозии, допускает термическую обработку. К числу его недостатков относятся частые случаи пористости литья и склонность к образованию трещин из-за большой усадки (1,29%). Широкое применение получили титановые сплавы типа RR, механические качества которых при повышенной температуре показаны на фиг. 262. Сплав RR50 применяется для литья блоков двигателей водяного охлаждения, в частности, двигателя Ролльс-Ройс; RR53 (АС9) — для отливки головок двигателей воздушного охлаждения; сплав RR59 (А.К4)—для поковки головки тех же двигателей с последующим фрезерованием ребер. Хорошими литейными качествами обладает силумин, применяемый, в частности, для отливки блоков двигателя Испано-Суиза 12-Ybrs и М-100 320 О «Фиг. 262. Изменение механических качеств разных сплавов при повышении температуры. (АСЛ4). В отношении коррозии силумин является наиболее стойким алюминиевым сплавом. Имеет значение также меньший удельный вес его, так как блоки составляют около 23% веса двигателя. Необходимость значительного оребрения головок (типа Райт, серии G) в связи с трудностью отливки ребер иногда заставляет применять сплав 6340 (или АСЛ5). Ребра головок, отлитых из этого сплава, допускают правку и менее ломки, чем ребра головок из сплава Y. Головки чаще всего отливаются в землю. При высоких и тонких ребрах охлаждения это ставит очень жесткие требования к точности формовки, которая проводится исключительно по металлическим моделям. Значительно сложнее в литье, но вместе с тем луч-, шепо получаемымрезультатам отливки в кокиль (фиг. 262'). На некоторых двигателях (Бристоль, Нэпир) применяются кованые головки с фрезерованными ребрами (фиг. 262"). При этом обеспечивается выполнение очень тонких и высоких ребер и хорошие механические качества. Одним из основных дефектов при отливке блока и головок является пористость, происхождение которой объясняется, главным образом, усадкой. „Лечение" пористой отливки путем пропитки бакелитом, либо постановки „ввертышей" не всегда может быть применено и поэтому при сложных деталях применяется литье с кристаллизацией под давлением, значительно уменьшающее пористость и улучшающее общие качества отливки. Оно производится в автоклавах, куда вводится на рольгангах совершенно подготовленная к заливке форма / (фиг. 262""). После заливки формы металлом через люки 2 последние немедленно за- ВВА—142—21 1 — 2 s н ? 05 -* -* Л со Э- -Ч j Я, Я, со 0 S S Т— 1 t=; f CJ аз си о осо ю СО Ь с; CQ о> ^ 5S >> л of 00, со , t> 00 | 00 of of oi - 77 coco ж OJ oj'of со S о ^\J И f- i <м о> ^^^ о § о §2 3 S ю ° i 7 ою <и о ^гп ?« "^ 5; со 00 I 1 00 СО V *-" в) *~^" OJ п 2 со ieT ^«§=«5 CO илиндр ческие ill§ о со iq i o^ .0 OJ |со --Ц Я" s I? •-" "*• 33 ~ OJ Оч d) -^< f-4 J-< fi^ О 1^ QQ s § M s s s о н о X Q^ t™, t~J t-\ С *~ ^ о> 0, S_^«^'^^'4»'»O 4__x § о OQ ю -* ю «о ю OJ -ч OJ СО СО о ю i • ---4 CO о" Я oj Ю °^ --" ^ I о Ю'-* ч V/ ^ °„ ю *"** .JJI-*4 1 ^ в; ------------- 1 о ч --- 1 X 14-и -_ i S O> •- oj Т Т*" 1Т\ fT., о --Г 0 2 V/ ^--ч 1 1 °°„ OJ Y/J к: о" --Г X га C^J /^7 s со ""-" »— 1 S 5 со о" о" со^' щ4 о о у s ь 54, J, о S 0" 0" о я • ев о Si о *-. °°„ cqcoj с s ью of . 1—> -—Г „ 1 1 С~3 f^*j о J^ о • 1 х s о^ ч ч 3 00 X --4 -- --Г оЪ" о» S OJ -О^ Ю X .-< of -_Г ,__р s к z: ю о" 1 1 ч --< о' о" «0 4) 3 X 3 ю„ ! ю ю^ со ^ ' \/^ ее со" ~" i O) ' ._ ; g|§ О СО ' СП Ю Ю ю °OJ If" ^ о: о: о, .о: с., се: соП ю< со о. 1 со S f"* ю <Х --i Tf 52 •* - CJ Cj' ^^ S 1*^1 •^ С ' О < j < 3=< <° ! 321 крываются и в автоклаве при помощи сжатого воздуха создается давление 4 — 5 am. Крупным дефектом в эксплоатации является коррозия головки и гильзы цилиндра, в особенности в зарубашечном пространстве двигателей водяного охлаждения. Она в значительной мере зависит от наличия разнородности металлов и сплавов, образующих гальванические пары. Одной из мер, устраняющих влияние гальванических токов, являлось применение в некоторых системах охлаждения цинковой пластинки, которая была отрицательным электродом по отношению ко всем остальным частям, и поэтому только она и разрушалась. Однако этим коррозия не уничтожилась. Коррозия зависит от направления потока охлаждающей воды в блоке. Точечная, ярко выраженная коррозия в виде отдельных ямок глубиной до 1 мм наблюдалась в двигателе АМ-34 в местах, находящихся против окон перепуска воды из Фиг. 2627. Кокиль для отливки головки цилиндра ОДНОГО отсека блока В двигателя воздушного охлаждения. Другой (фиг. 238), Причем дальнейшая коррозия в этом месте прекращается в случае поворота гильзы в другое положение. К числу мер предохранения от коррозии относится применение стойких в отношении коррозии литейных сплавов, как, например, силумина, и раз- Фиг. 262". Последовательные стадии |механической обработки кованой головки. 'Ф Фиг. 262'". 'Автоклав для литья блоков под давлением 1—заформированная отливка» 2—люки для заливки металла, 3—трубка для подвода сжатого воздуха. личного рода покрытия, как, например, баккелитирование внутренней (алюминиевой) поверхности блоков (двигатель АМ-34, Испано-Суиза 12 Ybrs), гальванические и другие покрытия наружной поверхности гильз. 322 Из гальванических наилучшие результаты дало покрытие слоем кадмия толщиной 0,0125 — 0,0130 мм (двигатель АМ-34, М-100 и др.). Кадмированию подвергаются также наружные ребра цилиндров некоторых двигателей воздушного охлаждения (Рено-Бенгали). При невозможности выполнения гальванического покрытия (в частности, в сварных конструкциях — двигатель М-17) применяется олифирование зарубашечного пространства. Недостаток этого способа заключается в том, что детали, покрытые олифой, при последующей эксплоатации нельзя нагревать выше 210°, править и промывать в щелочах. Хорошую защиту от коррозии наружной поверхности стаканов воздушного охлаждения дает фосфотирование, которое заключается в обработке поверхности горячим раствором фосфорной кислоты. На поверхности, подлежащей защите, при этом образуется сплошная пленка нерастворимых фосфатов, предохраняющая деталь от коррозии. Весьма распространено покрытие наружной поверхности цилиндров и головок (часто патентованными) л а к а м и и красками. Для седел клапанов обычно применяется бронза вследствие того, что коэфициент линейного расширения ее близок к коэфициенту алюминиевого сплава головки. Хорошие результаты дает алюминиевая бронза БАЖН (табл. 20). Таблица 20 Бронза для втулок направляющих клапанов, свечей и клапанов самопусков Химический состав Механические качества Марка А1 Sn Pb Ni P Временное сопротивление Удлинение о/ Твердость по 1Бринеллю ! i кг /мм° /0 кг/мм2 6811 * - 9-И ' 2—3,25 3—4 0,07 25 5 75—110 6722 ** 9—10,5, - — i — — 50 5 175 БАЖН 9—11,5! 0,4 0,1 4—6 — 65 5 200—240 Бр. ОФ — j 6—7 ! 0:02 — - 0,1—0,25; 50 ! I 15 150—200 Однако бронзовые седла часто выгорают при работе на бензинах с этиловой жидкостью. Поэтому седла выхлопных клапанов современных мощных двигателей часто изготовляются из сталей У-4 или 8163, данные которых приведены в табл. 2L Хорошие результаты при работе на свинцовых бензинах дает наварка гнезд стеллитом. Для изготовления втулок направляющих клапанов применяются чугун и дюраль; чаще всего применяется бронза оловянистая или алюминиевая (табл. 20). Эти же бронзы применяются и для свечных втулок. Гильзы цилиндра со стороны прочности не требуют применения специальных сталей и могут изготовляться из стали У-4. Однако твердость ее недостаточна; в мощных двигателях наблюдается быстрый износ стенки. В современных мощных двигателях для гильз цилиндра применяется либо закаливаемая сталь типа Х-4, либо азотируемая типа ХМА-4. Достоинство азотирования заключается в том, что оно обеспечивает высокую твердость поверхности зеркала и повышенную стойкость ее против коррозии (фиг. 263). Азотирование производится после механической обработки. Припуск на окончательную шлифовку оставляется не более * Применяется для изготовления втулок впускного клапана. >. ** Применяется для изготовления втулок в ы пу с к н о г о клапана. 323 Таблица 21 Данные о сталях, применяющихся для цилиндров и клапанных седел Химический состав, % Механические качества ^0 s ^ fl \ Q$ S-se. число Марка С Сг Ni Mo Al 0) с -* В "5. h"1 с_. Си oJ S Д о> i| s * f-r -~ твердости по И о * go,- И S о S» О, С-Ч Бринеллю ^4 ^*Ч ** &§? с « о ^ кг]мм* Ю о Я >> U >. У4* 0,4 —0,5 0,15 05 60—75 13 178—229 ЭХТ (Х4) 0 34-0 42 08-1,1 05 _ — 95 10 8 270-330 ХМА4 0 35-0 45 135—165 0,30 0,40—0,60 08—1,2 100 15 9 285-321 ХМА-3 0,30-0,38 1,35-1,65 0,40 0,40-0,60 0,75—1,25 90— 13—15 9 Твердость —100 корки после азотизации Яс=85— 90 8163 ** (ЭИ69) 0,40-0,50 13-15 13—15 0,4 —0,6 " ~ "^^™ 229—269 0,1 мм, так как твердость слоя быстро падает по глубине. После шлифовки глубина азотированного слоя остается 0,5 ~ 0,7 мм. Причины износа гильзы достаточно сложны. По данным многих истбч-ников, износ распределяется неравномерно по высоте гильзы, как это показано на диаграмме (фиг. 263'). Из диаграммы можно заключить, что скорость поршня и боковая нагрузка его существенного влияния на износ зеркала не оказывают, так как наибольший износ наблюдается у верхнего пояса, где скорость поршня равна нулю, причем износ по взаимно-перпендикулярным направлениям практически одинаков. 1200 Г ® ^ ci" ^ ^ ^~ ^* $ у? -fl» м? /\ / / Спим — — t — lb~L —• i JSffi ~— 1 apoL — •• 'am ая s. _. Глубина о/п поверхности f им 200 Ш 600 WO WO Фиг. 263. Графики, характеризующие термическую обработку гильз цилиндров: Слева — изменение твердости цементированной и азотированной стали по глубине слоя; в середине — твердость в зависимости от температуры; справа — потеря веса от коррозии углеродистой и азотированной стали в морской воде. Такой характер износа объясняется одновременным действием эрро-зии, т. е. механического истирания кольцами, и коррозии за счет части свободного кислорода, а также органических кислот, образующихся при сгорании. В качестве доказательства наличия коррозии Рикардо приводил случай обрыва головки при испытании мощного звездообразного двигателя воздушного охлаждения, у которого через несколько, минут после обрыва верхний пояс зеркала покрылся ржавчиной. Что же касается эррозии, то она определяется, повидимому, давлением колец на боковую стенку и состоянием слоя масла. * Коэфициент линейного расширения X = 1,3-10"~5. ** То же Л= 1,7 —1,8.10~б 324 Первое положение подтверждается тем, что (как указывалось в главе „Поршни") давление под верхним кольцом близко к давлению в камере. Этим можно объяснить повышенный износ верхнего пояса гильзы. Подтверждением влияния упругости кольца на износ служат данные диаграммы, приведенной на фиг. 264. Второе положение — влияние состояния масляного слоя — также находит подтверждение в этих экспериментах, так как очевидно, что в ' верхних частях гильзы слой масла тоньше. Это подтверждает повышенный износ при работе двигателя с холодными стенками, когда уменьшается диаметральный зазор поршня в цилиндре. Износ цилиндра при замере ВдолЬ оси мотора, мм 8 перпендикулярном наприЬл.,лиа "ITT OJO ОЛ5 0,Ш 0,05 0,10 Oj}5 0,10 Л Ж IF Н?№шлиндио1) Фиг- 263'. Износ цилиндров по их высоте. 0,05 и/О 0,05 0,10 0,15 0,05 0,Юмм I И Ж'№№'цилиндров Фиг. 264. Износ цилиндров при кольцах различной упругости 1—износ цилиндров при замере вдоль оси двигателя» 2—износ цилиндров в перпендикулярном направлении. В цилиндрах / и ///•—нормальная, в цилиндре //•—повышенная упругость маслосбрасывающего кольца. Большое значение имеет чистота всасываемого воздуха. Так, износы цилиндров авиационных двигателей колеблятся в пределах 0,005-^0,01 мм за 100—200 час. эксплоатации при нормальных условиях работы двигателя. При взлете и посадке самолета на пыльном аэродроме при низком расположении всасывающего патрубка и отсутствии пылеуловителя износ колеблется в пределах 0,3 — 0,5 мм за 20 — 25 час. эксплоатации двигателя. ГЛАВА V ГАЗОРАСПРЕДЕЛЕНИЕ АВИАДВИГАТЕЛЕЙ § 96. ПРИВОД К РАСПРЕДЕЛЕНИЮ РЯДНЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ Различается: 1) верхний привод к распределению, когда кулачковый валик расположен на головках цилиндров, и 2) нижний привод к распределению — при расположении валика в картере коленчатого вала. Наибольшее распространение в рядных двигателях получила схема верхнего распределения. Она может выполняться различно в следующих своих деталях: 1) в приводе валиков вертикальной передачи, 2) в приводе кулачковых валиков и 3) в системе передачи движения от кулачковых валиков к клапанам. Различные схемы привода валиков вертикальной передачи показанч на фиг. 265. Фиг. 265. Схемы привода валиков вертикальной передачи. В V-образных двигателях наиболее частое применение находит схема, приведенная на фиг. 265, б, Основное достоинство привода, выполненного по этой схеме, заключается в том, что вследствие одинакового направления вращения оба кулачковых валика в большинстве случаев выполняются взаимозаменяемыми. Кроме того, наклонные валики вертикальной передачи получаются сравнительно короткими, удобными в производстве. Наконец, хвост промежуточного вертикального валика может быть использован для привода вспомогательных агрегатов. Недостатком привода, построенного по этой схеме (фиг. 265, б), является увеличение размеров и веса задка картера вследствие, наличия вертикального валика. Проще и легче схема, показанная на фиг. 265, в, применяющаяся на двигателях BMW-VI и АМ-34. Ее основной недостаток — разное направление вращения кулачковых валиков, что мешает делать их взаимозаменяемыми. Вследствие значительной длины валики-вертикальной передачи приходится крепить на трех опорах. Наиболее простая схема привода представлена на фиг. 265, г. Здесь шестерни обоих вертикальных валиков сцеплены непосредственно с ведущей шестерней коленчатого вала. Для того чтобы конические шестерни не мешали друг другу входить в зацепление, они работают по разным диаметрам ведущей шестерни. Кулачковые валики имеют одинаковое направление вращения. 326 Привод валиков вертикальной передачи у W-образных двигателей при 18 цилиндрах выполняется по схеме, приведенной на фиг. 265, б. При 12 цилиндрах, где угол развала между крайними рядами составляет 120°, применяется схема, показанная на фиг. 265, д. В подавляющем большинстве приводов передаточное число к валикам вертикальной передачи равно 3/2. Это уменьшает длину и вес картера, момент, передаваемый валиками, а следовательно, их сечение и вес. Кроме того, в шеетицилиндровых и 12-цилиндровых двигателях является возможность удобно осуществить передачу от валиков к магнето. В тех случаях, когда привод к магнето выполняется не от вертикального валика, передаточное число может быть другим. Так, например, в двигателе М-100 оно равно 1,23. Фиг. 266. Привод валиков вертикальной передачи двигателя Кертис-Конкверор 1—упорная шайба. Основным вопросом конструкции ведущей шестерни, соединенной с коленчатым валом, является система ее осевой фиксации. В одном из вариантов она неподвижно укрепляется на фланце коленчатого вала, центрируясь по его наружному диаметру (двигатель М-5), Основной недостаток такой конструкции в том, что во время работы двигателя нарушаются зазоры в зацеплении вследствие разности коэфи-циентов расширения алюминиевого картера и стального коленчатого вала. Нарушение зазоров может повести к поломке зубьев, поэтому подобная конструкция совершенно не применяется в современных двигателях. В другом варианте ведущая шестерня связана с коленчатым валом посредством осевых или торцевых шлиц и имеет возможность перемещаться по валу в осевом направлении, сохраняя постоянство зазора в зацеплении. Центрируется она или на хвостовике вала или в задней части картера. Осевая фиксация и передача осевого усилия ведущей шестерни осуществляются шариковыми подшипниками или подпятниками, расположенными в задней крышке картера. 327 Ведущая шестерня довольно часто располагается зубьями к задней крышке двигателя (фиг. 266, 267, 269). В этом случае осевая фиксация и передача осевого усилия ведущей шестерни достигаются торцом заднего коренного подшипника (фиг. 267, 269). Если диаметр шестерни меньше диаметра подшипника, то для упора (фиг. 266, 269) ставится шайба, в которую упирается задний коренной подшипник картера и через нее перемещает шестерню в осевом направлении. Для уменьшения ударной нагрузки на зубья шестеренчатой передачи в двигателях Кертис-Кон-кверор (фиг. 266) применено эластичное соединение коленчатого вала с ведущей шестерней передачи. Валики вертикальной передачи выполняются как цельными (фиг. 2>8, 269), так и разъемными, состоящими из двух половин, соединенных между собой шлицами (фиг. 267, 270). Разъемные вертикальные валики удобны в монтаже и производстве; соединительные шлицы могут быть использованы для регулировки газораспределения. Шестерни передачи могут выполняться заодно с валиком или отдельно от него. Последнее удобнее в производстве, но более сложно с конструктивной стороны и в монтаже Фиг. 267. Привод валиков вертикальной передачи двигателя Паккард ЗА-1500. Посадка ^шестерни в этом случае производится обычно на цилиндрический поясок (фиг. 269) со шпонкой, хотя есть пример применения центрирующих конусов (фиг. 266). Подшипники вертикальных валиков у двигателей старых марок обыкновенно выполнялись шариковыми (фиг. 268), но у большинства современных двигателей применяются более легкие и удобные в монтаже скользящие подшипники (фиг. 269). Они выполняются в виде стаканов с фланцем Фиг. 268. Привод валиков вертикальной передачи двигателя BMW-VII. для крепления и с разъемом по оси. для возможности монтажа валика. Внешний диаметр стакана обычно делается больше внешнего диаметра шестерни для удобства постановки в картер собранной передачи. Регулировка зазора в зубьях достигается прокладками под фланцами. 328 Сечение по Г-Г СёчениепоВВ Фиг. 269. Привод валиков вертикальной передачи двигателя АМ-34. Фиг. 270. Привод валиков вертикальной передачи двигателя М-100. 329 Смазка подшипников в двигателях небольшой мощности осуществлялась самотеком, в современных мощных двигателях — под давлением (фиг. 269, 271). Схема привода кулачковых валиков обусловливается в основном их числом. На фиг. 272,а показана схема, применяющаяся в двигателе с одним кулачковым валиком (фиг. 273). Наиболее простая схема привода в двигателе с двумя кулачковыми валиками на цилиндре показана на фиг. 272,6. Ее недостатком является увеличение габарита вследствие большой шестерни (фиг. 274). От этого недостатка свободна более сложная схема (см. фиг. 272,5), в которой валики 2 (фиг. 275, 276) получают вращение от расположенного ниже их промежуточного вала /. Наиболее простая схема с винтовыми, шестернями изображена на фиг. 272, г Недостаток передачи, построенной по этой схеме, это — повышенный износ, свойственный винтовым шестерням, вследствие точечного касания зубьев. Такая схема передачи использована в двигателе АМ-34 (фиг. 277). Для устранения износа применяется интенсивная смазка из специальных отверстий. Крепление ведущей шестерни на вертикальном валике выполняется на шпонке, чаще — на шлицах (фиг. 277). Осевая фиксация достигается заплечиком валика или шестерни, причем ют перемещения вверх валик удерживается конической шестерней, сидящей на кулачковом валике. •Фиг. 271. Привод к валикам вертикальной передачи двигателя ASSO-750. а 6 в г Фиг. 272. Схемы привода кулачковых валиков. В двигателе АМ-34 (фиг. 277) осевая фиксация обеспечивается упором шестерни в верхний торец подшипника 1 и гайки 2 через регулировочное кольцо 3 в нижний торец подшипника. Для сохранения осевого зазора в подшипнике / при затяжке на гайке 2 имеется заплечик. Регулировка осевого зазора при монтаже обеспечивается подбором толщины кольца 3. Необходимость двухсторонней фиксации объясняется переменным знаком момента на кулачковом валике. Выполнение ведущей шестерни за одно целое с валиком проще и выгоднее, но, исходя из требования удобства монтажа, возможно только в случае разъемных валиков, как у двигателя М-100 или ASSO-750, где нижние конические шестерни выполнены отдельно. Соединение конических шестерен с кулачковыми валиками осуществлено подобно соединению таковых с коленчатыми валами и рассмотрено в главе „Коленчатые валы". ззо Фиг. 273; Привод кулачкового валика двигателя М-100. Фиг. 274. Привод кулачковых валиков двигателя Фиат A-S5. Фиг. 275. Привод кулачкового валика двигателя ASSO-750 1—промежуточный валик, 2—кулачковый валик. Фиг. 276. Привод кулачковых валиков двигателя Кертис-Конкверор 1—промежуточный валик» 2—кулачковый валик. 331 Фиг. 277. Привод кулачковых валиков двигателя АМ-34 1—подшипник вертикального валика, 2—гайка крепления винтовой шестерни, 3—кольцо для регулировки зазора § 97. ПРИВОД К КЛАПАНАМ РЯДНЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ Выбор схемы передачи движения от кулачковых валиков к клапанам зависит от числа и расположения клапанов в цилиндре. Схемы расположения клапанов в ци- -ВЬ/хлоп ^ВсасЬ/Ьание \ ЛИНДрб С ДВуМЯ нами см. на фиг. 278. При двух клапанах и при расположении, показанном на фиг. 278, а, наиболее целесообразным является непосредственное действие кулачков на тарелочки клапанов, как, например, у двигателя М-100 (фиг. 279). Привод, сконструированный по этой схеме, очень прост, компактен, но имеет повышенные боковые износы и даже задиры направляющих втулок вследствие внецент-рового приложения усилия на тарелочке. Наличие резьбового соединения в штоке усложняет производство. Весьма чувствительно отражается на работе привода перекос тарелочек, так как при этом кулачки работают одним краем, что приводит к увеличенному износу кулачков, выкрашиванию цементированного слоя на кулачках и раскачиванию тарелочки в резьбе. Для уменьшения вредного действия неизбежных перекосов (в пределах допусков) в двигателе М-100 поверхность тарелочки клапана выполняют в виде сферического сегмента высотой от 0,08 до 0,1 мм. Для устранения резьбового соединения в двигателе ASSO-Качиа тарелочки клапанов имеют форму стакана, который движется в направляющих в головке цилиндров, охватывая снаружи клапанные пружины (фиг. 280). -ВсасЫВание б Фиг. 278. Схемы расположения клапанов в цилиндре с двумя клапанами. 332 Фиг. 279. Привод клапанов двигателя М-100. Фиг. 280. Привод клапанов двигателя ASSO-Каччиа. Фиг. 281. Привод клапанов двигателя BMW-VI. 333 Недостаток этой конструкции привода — усложнение головки цилиндров и неудобства в регулировании зазоров между кулачком и тарелочкой; вЬ/2'ЛОП' Всасывание-* • Bbmych а б Фиг. 282. Схемы расположения клапанов в цилиндрах с четырьмя клапанами. регулирование осуществляется при помощи прокладок различной толщины между тарелочкой и торцом штока клапана. Для уменьшения износов рабочие поверхности кулачков и тарелочек подвергают цементации, а штоки клапанов— азотизации. В цилиндрах с двумя клапанами с расположением клапанов по схеме, при-W""' веденной на фиг. 278, б, передача движения к клапанам от одного валика возможна лишь посредством коромысел (фиг. 281). Здесь по сравнению с кулачком прямого действия износы направляющих и штоков клапанов незначительны, но при перекосе осей ролика и коромысла ролик будет работать со скольжением, что приведет к повышенному износу. В целом конструкция с коромыслом в сравнении с конструкцией прямого действия более громоздка и тяжела. В цилиндрах с четырьмя клапанами Фиг. 283. Привод клапанов двигателя АМ-34. применяются две схемы размещения клапанов. В случае использования с Фиг. 283'. Привод к клапанам в двигателях Ролльс-Ройс. схемы, показанной на фиг. 282, а, привод к клапанам иногда выполняется 334 от одного кулачкового валика; чаще привод осуществляется от двух валиков, отдельно работающих для клапанов впуска и выпуска. Проще всега тот вариант, при котором возможно непосредственное действие кулачков на тарелочки клапанов (фиг. 283). Передача при этом ничем не отличается от рассмотренной выше конструкции двигателя М-100 со всеми ее достоинствами и недостатками. В другом варианте кулачок действует на траверсу; траверса действует одновременно на два клапана. В этом случае при двух валиках число кулачков может быть уменьшено в два раза; конструкция клапанов получается простой для производства клапанов, и последние легче по весу; в то же время боковые усилия на клапаны устраняются, что уменьшает износы штока клапана и направляющей. Однако одновременно с этим возрастает нагрузка на кулачок. Примеры передачи посредством траверс даны на фиг. 284 и 285. В двигателе Кертис-Конкверор траверса удерживается от проворачивания ударниками, которые выполнены с цилиндрическими гнездами для штоков клапанов. Направляющая траверсы запрессована в головку блока. Существенной трудностью в конструировании передачи посредством траверс является недостаток места для размещения штока траверсы между клапанами. Поэтому в двигателе Кер-тис-1800 траверса выполнена Г-образной и шток ее вынесен в сторону (фиг. 285). Из тех же соображений в двигателях Изотта-Фраскини траверса выполнена в виде рычага второго рода, что, однако, связано с усложнением головки цилиндра. Фиг. 284. Привод клапанов двигателя Кертис-Конкверор. Фиг. 285. Привод клапанов двигателя Кертис-1800. Привод четырехклапанных конструкций от одного кулачкового валика при плоской или шатровой форме камеры сгорания с таким расположением клапанов, как показано на фиг. 282, а, может быть выполнен посредством коромысел. Пример такого привода дан на фиг. 286. Здесь выхлопные клапаны открываются отдельными коромыслами; впускные — общим коромыслом 335- Фиг. 286. Привод клапанов двигателя Рено. Фиг. 287. Привод клапанов двигателя Паккард. с траверсой, действующей одновременно на два клапана. Усилие в момент открытия на выхлопном клапане значительно больше, чем на впускном. Поэтому выполнение траверсы на выхлопных клапанах привело бы к значительной односторонней нагрузке траверсы при разновременном нажатии на штоки ввиду неточности зазоров в ударнике. Привод четырехклапан-ной конструкции от одного кулачкового валика двигателей Ролльс-Ройс показан на фиг. 283'. В подобных схемах конструирования приводов возникают большие затруднения в размещении распределительного валика и коромысел вследствие близости клапанов. При расположении клапанов по схеме, приведенной на фиг. 282, б, наиболее целесообразна передача от одного кулачкового валика посредством траверс (фиг. 287). § 98. НИЖНЕЕ ГАЗОРАСПРЕДЕЛЕНИЕ В РЯДНЫХ ДВИГАТЕЛЯХ К достоинствам этой системы газораспределения относятся: простота конструкции привода к распределительному валику и возможность выполнения наиболее легкой системы передачи при отдельно стоящих далеко расставленных цилиндрах. Поэтому нижний привод, применявшийся в первоначальных конструкциях авиационных двигателей, широко применяется и в настоящее время в рядных двигателях воздушного охлаждения, где он удобен также и с точки зрения надлежащего охлаждения головок цилиндров. Общим недостатком нижнего распределения является относительно большая величина масс поступательно-движущихся частей клапанного механизма, что приводит к увеличению нагрузки в элементах клапанного привода. Кроме того, нижнее распределение, естественно, неприменимо в блочных конструкциях, получивших ши--рокое распространение в со- 287/- ПРИВ°Д клапанов двигателя Рено-Бенгали временных мощных двигате- 1—фиксирующая пластинка. JL ' • лях. Поэтому область применения нижнего распределения ограничивается лишь маломощными двигателями — до 120—200 л. с. в одном ряду. Привод к клапанам в случае четырехклапанного цилиндра осуществляется от двух кулачковых валиков. При двухклапанной головке достаточно иметь один кулачковый валик, независимо от расположения клапанов (фиг. 287'). Кулачковый валик устанавливается в картере на втулках, запрессованных в поперечных стенках. Диаметр втулок делается достаточно большим для удобства постановки валика в картере. Продольная фиксация достигается буртиком на последней шейке валика и шестерней. Посадка шестерни делается либо на шлицах, либо на шпонке с центрирующими поясами. Толкатели для тяг в большинстве случаев выполняются без ролика с выпуклым наконечником, имеющим цилиндрический профиль. Фиксация от вращения достигается плоскими срезами в гнезде направляющих. Конструкция тяги и коромысла не представляет особых отличий от конструкций, применяемых в звездообразных двигателях. ВВА—142—22 337 § 99. КОНСТРУКЦИЯ КУЛАЧКОВЫХ ВАЛИКОВ вмт Число кулачков на кулачковом валике зависит от числа клапанов и схемы передачи; взаимное расположение кулачков определяется порядком работы цилиндров. Так, для рядного двигателя при шести цилиндрах в ряду и порядке работы 1—5—3—6—2—4 через равные интервалы в 120° поворота коленчатого вала кулачки пятого цилиндра должны быть смещены относительно одноименных кулачков первого цилиндра на 60° против вращения кулачкового валика. Взаимное расположение кулачков всасывания и выхлопа для одного цилиндра определяется диаграммой газораспределения и конструкцией привода к клапанам. При симметричном расположении кулачков (что встречается у подавляющего большинства двигателей) можно увидеть (фиг. 288), что угол поворота коленчатого вала между средними точками процессов выхлопа и всасывания будет: Фиг. 288. Диаграмма газораспределения. Q , Р ~Г й _ , О _ ТС -f- • (123) Как видно из фиг. 289, в зависимости от расположения толкателей или траверс кулачок выхлопа должен быть смещен вперед относительно кулачка впуска на угол е° 2 ' ес е° или -«- _? Расположение кулачков является основным признаком, определяющим взаимозаменяемость валиков правого и левого блоков V-образного двигателя. Выше указывалось, что одним из условий для этого является одина- ковое направление вращения их. Из фиг. 289, б и в видно, что этого условия не всегда достаточно. Так, при системе передачи с клапанными рычагами, в случае взаимозаменяемых картеров распределения и рычагов (фиг. 290), ролик впускного клапана правого блока управляет выхлопным клапаном в левом блоке, и наоборот. Таким образом на левом валике ближе к ВИНТУ Д°лжен бь"Ь расположен кулачок выхлопа, а на Правом — впуска. Наконец, при смещении осей роликов, как показано на той же фиг. 289, заклинения кулачков должны быть различными (см. фиг. 289, б и в), Во всех современных двигателях валики выполняются пустотелыми с кулачками, сделанными с ними за одно целое. В двигателях Майбах и Сиддли-Пума применялись валики со съемными кулачками на пазовых соединениях; ввиду сложности производства подобная конструкция не получила распространения. 338 Фиг. 289. Схема расположения кулачков впуска и выхлопа на кулачковом валике в зависимости от расположения толкателей или траверс. Лев. Вхл. Вхл. Фиг. 290. Схема расположения кулачков впуска и выпуска при взаимозаменяемых коромыслах и картерах распределения V-образ-ного] двигателя. Для облегчения производства валик двигателя М-100 сконструирован состоящим из двух половин, соединяемых фланцами на болтах с центрирующим пояском / (фиг. 291). Подшипники кулачковых валиков у современных двигателей выполняют из кованого дуралюмина. Для уменьшения изгибающего момента они размещаются возможно ближе к кулачкам. У двигателей с отдельно стоящими цилиндрами, где коромысла с валиком размещаются в общем стальном или алюминиевом кожухе трубчатого сечения, подшипники, предварительно смонтированные на кулачковом валике, вместе с последним заводятся внутрь кожуха. Гнезда под подшипники в кожухе для удобства монтажа выполняются разных диаметров с возрастанием их к задку. Осевая и радиальная фиксации подшипников л производятся стопорными болтами. Для отвода смазки в боковых поверхностях делаются пазы «-ми. для ш вода В двигателях Испано-Суиза в целях уменьшения веса число подшипников уменьшено до четырех. Увеличение изгибающего подшипни момента в данном случае компенсируется увеличением жесткости валиков, сильно развитых по диаметру Смазка на подшипники поступает обычно через боковые сверления из внутренней полости валиков куда она подводится из главной магистрали. Смазка кулачков осуществляется маслом, стекающим из подшипников или поступающим из отверстий на тыльной части кулачка. f*, J \-*&Ш-1" ьмазка шестерен вертикальной передачи произво- Фиг. 291. Соединение дится маслом, стекающим из картера распределитель- половинок кулачко-ных валиков. Так как в передней части картера пред- вого вамТпп мотора усматривается сток масла, то при режиме пикирования ,-««Р™* поясок или планирования поступление масла к шестерням трирующий поясок- вертикальной передачи может прекратиться. Во избежание этого в двигателе М-100 внутрь кулачкового валика вмонтирована трубочка. Через нее, независимо от наклона, масло идет на смазку шестерен вертикальной передачи; Как видно на фиг. 291', масло, подводящееся к передней части Фиг. 291'. Смазка шестерен вертикальной передачи двигателя Испано-Суиза 12Ybrs 1—етверстие для подвода масла к передней части кулачкового валика, 2-кольцевая полость, 3~отверстие для подвода масла в© внутреннюю полость трубочки, вставленной в кулачковый валик. кулачкового валика, через сверления 1 поступает в кольцевую полость 2 для смазки подшипников, кулачков и тарелочек; через сверления 3 оно поступает во внутреннюю полость трубочки 339 Зазоры в подшипниках кулачковых валиков устанавливают в пределах 0,02-^0,05 мм. Зазоры в зацеплениях шестерен обычно назначают в пределах 0,15 -s- 0,25 мм. Необходимым условием надежной работы конических шестерен является совпадение вершин начальных конусов, как это показано на фиг. 292. Чтобы при регулировке зазоров это условие не было нарушено, надо предусматривать возможность осевой перестановки обеих шестерен. Положение начальных конусов проверяется либо по совпадению внешних торцов зубьев, находящихся в зацеплении, либо по краске. При правильной установке шестерен в ненагруженной передаче отпечаток имеет вид, изображенный на фиг. 293, а. В этом случае при работе с нагрузкой вследствие деформаций зацепление шестерен будет происходить по всей Фиг. 292. Схема зацепления конических шестерен. а Фиг. 293. Проверка зацепления конических шестерен по краске а—правильное зацепление, б—неправильное зацепление. рабочей поверхности зуба. Наиболее неблагоприятное зацепление получается при характере отпечатка, показанного на фиг. 293, б. Однако оно может быть допущено при соотношениях, указанных на той же фигуре. Помимо неточной установки начальных конусов, причиной повышенных износов конических шестерен может быть неточность профиля зубьев. Поэтому иногда в производстве применяется метод приработки либо с эталонной, либо с парной шестерней. В последнем случае шестерни одной пары не будут взаимозаменяемыми. § 100. РЕГУЛИРОВКА ГАЗОРАСПРЕДЕЛЕНИЯ Для того чтобы обеспечить при монтаже точную установку фаз регулировки, установленную для данного типа двигателя, в системе привода предусматривается так называемый верньер — устройство для перестановки кулачкового валика на очень малые углы. Втулка А (фиг. 294) соединяется с валиком В посредством промежуточного кольца, имеющего z зубьев снаружи и k зубьев изнутри. Если z равно или кратно k, то, вынув кольцо и повернув его на любое число х внутренних зубьев, т. е. на угол 360° • --?-, можно снова ввести его в сцепление, не изменяя взаимного положения частей А и В. Если 2 ф k и не кратно, то сцепление по внешним зубцам при неподвижной втулке А будет невозможно, так как для этого нужно было бы повертывать кольцо на число у наружных зубьев, что соответствовало бы углам 360° 360° (124) 340 Для зацепления необходимо переместить втулку Л относительно валика В на разность 360° 360° 360° kz (zx — ky). (125) Так как все множители, стоящие в скобках в равенстве (125) по определению целые числа, то при взаимно простых z и k величины х и у могут быть подобраны так, что минимум выражения, стоящего в скобках, будет равен ± 1. Тогда формула предельной точности регулировки примет вид: 3600 (126) „О __ ОС = k -Z в градусах поворота вала В и муфты А. Для получения регулировки в градусах поворота коленчатого вала необходимо уравнение (126) умножить на передаточное число. K-3IJ- 2 — Разрез -70 Д-Д Фиг. 294. Схема верньера для установки газораспределения. Фиг. 295. Регулировочная зубчатка двигателя АМ-34 1—регулировочная зубчатка, 2—гайка, крепящая зубчатку, 3— пружинное кольцо, 4—отверстие для сжатия кольца 3 при монтаже. Чтобы установить, при каком значении х и у будет достигнута предельная точность регулировки, необходимо, задаваясь числами х к у, составить таблицу значений zx и ky. Например, для двигателя АМ-34 (фиг. 295), где регулировочная зубчатка имеет число внутренних шлиц k — 8, а число наружных зубьев 2 = 71, в табл. 22 приведены данные значений zx и ky. Из анализа данных табл. 22 видно, что предельная точность регулировки будет при перестановке верньера на одну шлицу и подводке вала при неподвижном распределительном валике до совпадения девятого зубка. При этом в формуле (125) zx ky == 71 — 72 = — 1 . Предельная точность регулировки в градусах поворота коленчатого вала: 360е kz 360° 8 -71 2 = 1,26°. Здесь г — отношение чисел оборотов коленчатого вала и кулачкового валика. Для удобства расчетов лучше составлять регулировочную таблицу в градусах поворота при смещении на одну шлицу или зуб, как это сделано в табл. 22 справа. Пример конструкции регулировочной зубчатки (двигателя АМ-34) приведен на фиг. 295. Для удобства вывода из зацепления регулировочной зубчатки 1 в конструкции гайки 2, крепящей зубчатку, предусмотрен 341 специальный съемник. Съемник представляет собой пружинное кольцо 5, одновременно входящее в кольцевые канавки, выполненные на гайке и на зубчатке. При выворачивании гайки кольцом S вытягивается зубчатка /. При сборке или разборке через отверстия 4 кольцо может быть сжато и выведено из соединения с зубчаткой. Для того чтобы под действием •2*35 'Сечение а-а Z-I5 Табл иц а 22 'К 22 Перестановка на х шлиц или у зубьев ZX ky Поворот на шлицах в градусах Поворот на зубьях в градусах 1 71 8 45 5,07 2 142 16 90 10,14 3 213 24 135 15,21 4 284 32 180 20,28 5 355 40 225 25,35 6 426 48 270 30,42 7 497 56 315 35,49. 8 568 64 350 40,56 9 639 72 405 45,64 Z-2Q Фиг. 296. Схема к расчету регулировки газораспределения двигателя М-100. пружин валик не вращался во время регулировки, он поддерживается ключом. В системе двигателя М-100 (фиг. 296) верньером служит верхняя часть наклонного валика, имеющая вверху шестерню, а внизу шлицы. Число шлиц k -= 22. Число зубьев шестерни z = 15. Тогда предельная точность регулировки по углу поворота вала будет: , 360°, 360° .20 до П27) *- --- ™Гё ъл --- U,» . ^ 1 -Ь / / k 22 - 15 24 Эта точность регулировки может быть достигнута при перестановке на три шлицы (д: = 3) и на два зуба О = 2), так как в этом случае-выражение в скобках в формуле (125; будет равно единице. Это же можно проследить при помощи таблицы, составленной по типу табл. 23. Таблица 23 1 1 Число зубьев или шлиц 1 2 3 4 5 и т. д. 2 Углы поворота коленча- шлиц 13° 38' 11" 27°16'22" 40°54/32/" 54°32'43" 68°10'54" того вала при смещении на соответствующее число зубьев 20° 40° 60° 80° 100° При регулировке нужно приподнять распределительный вал, чтобы можно было для перестановки шлиц вынуть вертикальный валик. Для получения предельной точности нужно повернуть этот валик на три шлицы вперед, что будет соответствовать (см. табл. 23) повороту на 40°54'32". А так как при неизменном положении распределительного вала сцепление с ним могло бы произойти лишь при повороте на 40°, то для сцепления с зубьями шестерни распределительного вала нужно, не трогая его, повернуть коленчатый вал назад на угол 54'32ff. Вместе с этим повернется валик вертикальной передачи и, следовательно,, произойдет сцепление. Некоторое неудобство конструкции регулировки двигателя М-100 заключается в том, что расцепление передачи может быть достигнуто только при приподнятом кулачковом валике. 342 § 101. РАСПОЛОЖЕНИЕ ПРИВОДА И ПЕРЕДАТОЧНЫЕ ЧИСЛА К КУЛАЧКОВЫМ ШАЙБАМ ЗВЕЗДООБРАЗНЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ Наибольшее распространение в звездообразных двигателях получила схема нижнего привода от кулачковой шайбы. Выполнение верхнего привода нерационально со стороны охлаждения и чрезвычайно громоздко. z-40 М=2,5443-2 Z-39 М=2,5443-2 Фиг. 297. Привод газораспределения двигателя М-85 /—ведущая шестерня» 2—ведущая втулка? 3—упорный подшипник. В подавляющем большинстве конструкций кулачковая шайба размещается в передней части двигателя. Исключение составляют двигатели Райт J-6 и Побджой. В двигателях Райт J-6 такое расположение шайбы имело целью уменьшение числа шестерен ввиду сосредоточения всех приводов в задке двигателя* В двигателе Побджой оно объясняется наличием редуктора со смещенными осями, делающего размещение шайбы в носке картера невозможным. 343 Заднее расположение шайбы связано с затруднениями в размещении клапанных коробок отверстиями назад, хотя такое расположение их желательно, так как представляет удобство со стороны охлаждения выхлопа и подвода/смеси. При заднем расположении шайбы доступ к тягам менее удобен ввиду наличия смесевых трубопроводов. Наконец, задок двигателя несколько удлиняется, что ведет к проигрышу в весе, так как длина носка остается неизменной независимо от того, есть там шайба или нет. Поэтому заднее расположение шайбы распространения не получило. В двухрядных звездообразных двигателях конструкция привода распределения осуществляется по тем же кинематическим схемам, что и у однорядных. Конструктивные трудности возникают в устройстве привода клапанов заднего ряда цилиндров, для которого при расположении кулачковой шайбы в носке дви- гателя получается очень боль- шой наклон тяг. В практике авиационного мо- торостроения применяются две схемы привода распределения в двухрядных звездообразных дви- гателях. Первая схема (фиг. 297) — от одной кулачковой шай- бы, расположенной в носке мо- тора, и вторая (фиг. 298)—- от двух кулачковых шайб, рас- положенных в носке и задке двигателя для цилиндров перед- него и заднего рядов. Передаточное число к шайбе связано с числом кулачков и направлением вращения. • . . 0_0 _ „ „,._,Р.|Я Шайба, должна обеспечить ^.298. Привод газораспределения двигателя открытие клапанов по порядку работы цилиндров, т. е. для четырехтактного двигателя через один цилиндр (например, 1 — 3 — 5—7 и т. д.). Предположим, что ось симметрии первого кулачка совпадает в данный момент с осью первого цилиндра (фиг. 299). В этом случае при повороте коленчатого вала :на угол, равный ' , ось симметрии ближайшего кулачка должна совпасть с осью третьего цилиндра, для чего кулачковая шайба должна повернуться на угол где / — порядковый номер кулачка, вступающего в работу вслед за первым кулачком; . i — число цилиндров; k-^- число кулачков; п — число оборотов в минуту коленчатого вала; ц— число оборотов в минуту кулачковой шайбы; f— угол между цилиндрами. 8 — угол между кулачками в шайбе. 344 При повороте коленчатого вала на угол 4тс кулачковая шайба должна повернуться на угол о. Тогда можно написать отношения 2т_(/_1)8 =-Г- (128) Решая это уравнение относительно В и учитывая, что ? — -?- и 8 == ~ 9 получим: k= /(/~21)+1 .. (129) Величина k, согласно определению, — целое число и, следовательно, может быть любым четным числом (2, 4, 6 и т. д.). Число кулачков, при котором возможна работа механизма с обеспечением заданного порядка газораспределения, может быть различным. Обычно принимается 1 = 2. Тогда формула для числа кулачков при одинаковом направлении вращения шайбы и вала будет: Выше было указано, что при повороте коленчатого вала на угол 4^ кулачковая шайба должна повернуться на угол S, следовательно, 8 пк (130) 4тс *к П откуда, исключая значение Ь, имеем: п "к~ /(/-!)+I' В частном случае при 1 = 2 формула (131) примет вид (131) пк=-т п ОЗГ) i, -j- i В случае вращения кулачковой шайбы в направлении, противоположном направлению вращения коленчатого вала (фиг. 300), рассуждения ц. Фиг. 299. Схема к определению числа кулачков и передаточного числа в случае вращения кулачковой шайбы в одну сторону с вращением коленчатого вала. Фиг. 300. Схема к определению числа кулачков и передатонного числа в случае вращения кулачковой шайбы против вращения коленчатого вала. останутся теми же, что и в предыдущем случае, с той лишь разницей, что повороту коленчатого вала на угол 2^ будет соответствовать поворот кулачковой шайбы на угол (132) (133) После преобразований, аналогичных предыдущему, получаем: пк = 2 п 345 В частном случае при / зощий вид: 2 формулы (132) и (133) принимают следу- (132') 2 п пк В практике авиационного моторостроения придерживаются формул {129') и (132'), так как при этом число кулачков получается минимальным, что удобно в производстве, и передаточное число хорошо осуществляется простой передачей. В двигателе Кертис-Челенджер (двухрядный звездообразный шестицилиндровый двигатель) при i — 3 выполнено k = 5, что получится, если в формуле (129') принять / = 4. Аналогично можно найти число кулачков и передаточное число к шайбе для двухрядных звездообразных двигателей. При обычно принятом расположении цилиндров одного ряда (фиг. 301) в промежутках между цилиндрами второго ряда и расположении колен под углом в 180° порядок работы будет следующий: — 7-й задн.; 1-й задн. — 2-й пер. —3-й задн. — 4-й пер. —5-й задн. — 6-й пер. 1-й пер. —2-й задн. — 3-й пер. —4-й задн. — 5-й пер. —б-й задн. — 7-й пер. Из рассмотрения приведенного порядка работы видно, что каждый последующий цилиндр по порядку работы расположен по отношению к предыдущему под углом в 180°+ 7, и че~ редование вспышек в каждом ряду получается таким же, как у однорядного звездообразного двигателя, причем в середине интервала работы цилиндров одного ряда происходит работа цилиндров другого ряда. Таким образом работа двухрядного звездообразного двигателя с тем же числом кулачков и с передаточным числом к кулачковой шайбе, что и у однорядного, возможна в том случае, если в промежутке между работой цилиндров одного ряда обеспечивается работа цилиндров другого ряда. Для этого число кулачков должно быть нечетным, чтобы кулачки на шайбе не были расположены диаметрально противоположно, так как в противном случае работа будет возможна только при одновременности вспышки в двух противоположных цилиндрах, а не по принятому порядку. Обозначая число цилиндров двигателя в обеих звездах через i1', при обратном вращении кулачковой шайбы и коленчатого вала имеем, что повороту вала на угол, равный интервалу между двумя вспышками, т. е. Фиг. 301. Схема расположения цилиндров двухрядного звездообразного двигателя. -j- - т {фиг. 302), должен соответствовать поворот кулачковой шайбы на угол, равный здесь / — порядковый номер кулачка (вступающего в работу после первого), отложенный в направлении, обратном нумерации цилиндров. 346 При повороте коленчатого вала на угол, равный 4тс, кулачковая шайба должна повернуться на угол 8. На основании этого (134) подставляя значения и — число кулачков), получим: 2 /(/ —I) —1 (135) где i = ~2-----число цилиндров в одной звезде. Для числа оборотов кулачковой шайбы имеем отношение: п к П Заменяя значение 8, получим: пк 2 1 /'(/ —1) —2 /(/ — 1) — 1 (136) (137) Принимая в формулах (135) и (137) значения / = 2, получим такие же формулы, что и для однорядной звезды: (135') п (137') Фиг. 302. Схема к определению числа кулачков и передаточного числа к кулачковой шайбе двухрядного звездообразного двигателя. Таким же методом можно доказать, что и при одинаковом вращении кулачковой шайбы и коленчатого вала и при 1 = 2 1+1 I п при / = 2 /(1-1) к П 1 ' (138) (138') (139) (1390 v ' Подставим в формулы (135') и (138') число цилиндров; так как работа возможна в случае нечетного числа -кулачков, то получим, что в двухрядных звездообразных двигателях с числом цилиндров в ряду 3, 7 и 11 кулачковая шайба должна вращаться в сторону, противоположную вращению коленчатого вала. При числе цилиндров 5 и 9 кулачковая шайба должна вращаться в одну сторону с вращением коленчатого вала. Это положение может быть изменено, если увеличить число кулачков, т. е. в формулах (135) и (138) значение / принять в 4, 6, 8 и т. д. Например, как указывалось выше, в двухрядном звездообразном двигателе Кертис-Челенджер с тремя цилиндрами в ряд вращение кулачковой шайбы выполнено в одну сторону с направлением вращения коленчатого вала, но при этом в формуле (138) принято 1 = 4. 347 При расположении цилиндров в двойной звезде в затылок необходимо отметить, что вследствие трудностей в осуществлении хорошего охлаждения такие схемы не получили распространения. Как на попытку создания подобной конструкции, можно указать на 12-цилиндровые двигатели Кертис-Чифтен и Бристоль. Порядок работы такого двигателя с двухколенным валом при расположении колен под углом в 180° можно осуществить двояким образом: 1) давать вспышки подряд в цилиндрах передней звезды, а затем задней; 2) давать вспышки в промежутках между работой цилиндров другого ряда. Возможные порядки работы цилиндров при этом получились бы в п е р-вом случае: 1-2 — 3 — 4 — 5-T-6-IV — V — VI—-1— II — III— 1, ивовтором: 1_V — 3-1— 5-III — IV— 2 — VI-4-II — 6 — 1. В обоих случаях привод от кулачковых шайб конструктивно очень трудно осуществим и поэтому применялся привод к клапанам от кулачковых валиков. § 102. КИНЕМАТИЧЕСКИЕ СХЕМЫ ПРИВОДОВ КУЛАЧКОВЫХ ШАЙБ Для привода кулачковых шайб применялись две кинематические схемы — с прямым зацеплением и планетарная. Передача с прямым зацеплением выполняется либо с внутренним, либо с внешним зацеплением (фиг. 303). В ну трен нее зацепление обеспечивает разное вращение вала и шайбы, внешнее — одинаковое. Несмотря на наличие двойной шестерни, все передаточное число 1:6—1:10 обеспечивается в последней паре (3 — 4). Начальные же диаметры шестерен (1—-2) обычно делают одинаковыми. Разделение передаточного числа между парами повело бы к значительному росту габарита передачи, так как начальный диаметр шестерни / определяется диаметром коренной шейки вала и уменьшен быть не может. Из габаритных же соображений число зубьев на малой шестерне 3 получается очень небольшим— порядка 13. В отношении плавности зацепления и надежности работы зубьев схема а (фиг. 303) значительно лучше схемы б, несмотря на невозможность внутренней шлифовки зубьев на шестерне 4. Поэтому на современных двигателях применяется схема а (фиг. 303), и лишь в случае десяти- и 18-цилиндровой двойной звезды применяется схема б. Конструктивные примеры этих схем даны на фиг. 304 и 305. Пример планетарной передачи дан на фиг. 306. На эксцентрике /, сидящем на коленчатом валу на шпонке, свободно вращается шестерня 22, которая сцепляется с шестерней гх, неподвижно закрепленной в картере. Шестерня ;г3, сделанная за одно целое с шестерней ?2, сцепляется с шестерней 24на кулачковой шайбе, свободно вращающейся на коленчатом валу. , Пусть число оборотов вала п; число оборотов кулачковой шайбы п^ Предположим, что коленчатый вал неподвижен, а неподвижная шестерня z^ вращается со скоростью коленчатого вала, но в обратную сторону. Тогда направление вращения кулачковой шайбы будет также обратно вращению коленчатого вала, и число оборотов ее пк = п • i' = п ----- - -3-. (140) к z2 z4 Если всей этой системе в целом сообщить вращение с числом оборотов коленчатого вала п в сторону действительного его движения, то шестерня z\ остановится, коленчатый вал начнет вращаться с числом оборотов п, и. следовательно, мы придем к действительным условиям работы системы и к абсолютным значениям скорости вращения отдельных ее частей. 348 4 3 ~~~ /7777/ '7777 /777? ' — ляг •-- 2 а --• 2 Фиг. 303. Кинематическая схема привода кулачковой шайбы а—с внутренним зацеплением» б—с внешним зацеплением. Фиг. 304. Привод кулачко-| вой шайбы мотора Райт-Циклон F 1—трубочка для подвода масла к гидрокрану и на смазку деталей привода» 2—распорная втулка» 3—маслопроводная канавка втулки, 4—упорное кольцо» 5— маслопроводная канавка ведущей шестерни, 6—отверстие для подачи масла к двойной шестерне, 7—фланец, 8—отверстие во фланце, 9—трубочка для подвода масла к двойной шестерне, 10— отверстие для подвода масла к подшипнику шестерни, 11—фиксирующая пружинка. 349 со g Фиг. 305. Привод кулачковой шайбы двигателя Сименс Sh-12. Фиг. 306. Привод кулачковой шайбы двигателя М-22: 1—эксцентрик. Число оборотов по формуле (140) было получено для движения шайбы относительно» вала. Тогда скорость вращения шайбы получится: Пк = Пк — п = П к к — Л = Л ) ) и передаточное число: I = -------- r=-------------- л (141) (142) По числу зубьев и знаку в формуле (141) видно, что направление движения кулачковой шайбы в действительном движении остается таким же, каким была в относительном, а именно — против вращения коленчатого вала. На фиг. 307 показана планетарная передача двигателей Армстронг-Сидлей. Фиг. 307. Привод кулачковой шайбы двигателя Армстронг-Тигр 1— ведущая шестерня» 2—двойная шестерня, 3—валик двойной шестерни, 4—ступица кулачковой шайбы, 5—неподвижная шестерня. На коленчатом валу на шпонке укреплена шестерня 7, которая приводит во вращение двойную шестерню 2, расположенную на валике 3, укрепленном на ступице кулачковой шайбы 4. Двойная шестерня 2 обкатывается по неподвижной шестерне 5 и таким образом вращает кулачковую шайбу. Подшипники двойной шестерни — скользящие. Подвод смазки к ним обеспечивается за счет центробежных сил инерции масла, попадающего самотеком во внутреннюю полость валика 3. Подобная же схема применена и в конструкции двигателя Фиат А-53. 361 Общим недостатком этой конструкции являются сложность и большое количество деталей. Вместе с тем, используя планетарную передачу, можно получить небольшой диаметр шайбы и, следовательно, малый габарит носка коленчатого вала двигателя. § 103. КОНСТРУКТИВНЫЕ ЭЛЕМЕНТЫ ПРИВОДОВ К КУЛАЧКО,ВЫМ ШАЙБАМ Соединение ведущей шестерни с коленчатым валом выполняется: 1) посредством шпонки, как это выполнено в двигателе М-25 (фиг. 308), или 2) посредством ведущей втулки, сидящей на шпонке вала, и посред- Фиг. 308. Соединение ведущей шестерни газораспределения с валом двигателя М-25. ством торцевых радиальных зубчиков, соединяющихся с ведущей шестерней привода распределения (фиг. 309). Первое соединение значительно проще второго, но точная регулировка фаз газораспределения в этом случае невозможна, и монтаж привода. 352 кулачковой шайбы производится по производственным меткам. Поэтому наиболее широко применяется соединение ведущей шестерни' с валом (фиг. 309). Помимо двигателя М-85, оно применяется в двигателях Бристоль, Гном-Рон и др. В частности, в двигателе Пратт и Уитней-Хорнет соединение ведущей шестерни с валом производилось посредством двух промежуточных втулок. При конструировании промежуточных шестерен привода кулачковой- шайбы основным вопросом является выбор числа и расположения опор. Очевидно, что желательно выполнять две опоры, вынесенные по краям двойной шестерни, но это возможно лишь при внешнем зацеплении с шестерней шайбы. При вращении кулачковой шайбы обратно коленчатому валу, когда необходимо применение внутреннего зацепления, размещение опоры слева от шестерни с внутренним зацеплением затруднительно и приходится мириться с консольным креплением двойной шестерни. При этом двойная шестерня может выполняться с хвостовиком, помещенным в бобышке картера, или же (что является более рациональным) устанавливаться на консольном пальце с фланцевым креплением (фиг. 304). Необходимо отметить, что в конструкциях двигателей Райт вследствие недостаточной поверхности фланца имел место и наклеп поверхности и трещины стенок картера. Фиг. 309. Соединение ведущей шестерни Поэтому форма фланца претерпела ряд газораспределения с валом двигателя М-85. изменений, как показано на фиг. 310. Для того чтобы уменьшить консоль, в двигателях М-85 (фиг. 297) и в ряде других двойная шестерня передачи монтируется на двух шариковых подшипниках, из которых один установлен в диафрагме картера, 1 ! 1 - I Г^чч -0- XJ/" [ ) _*_ Фиг. 310. Модификации фланца кронштейна крепления двойной шестерни газораспределения двигателя Райт а—для двигателя Циклон F-3, б—для двигателя G-100. другой — в накладной коробке. При таком размещении опор двойная шестерня передачи должна выполняться разъемной. В этом случае соединение большой и малой шестерен чаще выполняется посредством шлиц В В А—142—23 353 (фиг. 311). В двигателе Хорнет венец большой промежуточной шестерни крепится на заклепках к фланцу, выполненному на валике малой шестерни. Фиксация промежуточных шестерен в осевом направлении на пальцах обычно выполняется гайками. Фиксация, применяющаяся в двигателях Райт-Циклон, показана на фиг. 312. Контровка гайки / (фиг. 312) достигается посредством пробки 2, имеющей в сечениях В — В и А — А шестигранники, входящие в шестигранник внутри пальца кронштейна и двенадцатигранник внутри гайки /. Пробка 2 от осевых перемещений удерживается пружиной 3. Завертывание гайки 1 производится шестигранной головкой ключа, который входит в двенадцатигранное отверстие гайки и отжимает пробку. Смазка подшипников двойной шестерни Фиг. 311. Двойная шестерня газо-производится разбрызгиванием! когда опоры Распределения двигателя М'85' шариковые, или под давлением, Сгчениг В-В сежеА* когда опоры скользящие. Фиг. 312. Фиксация двойной шестерни газораспределения двигателя Райт-Циклон 1—гайка'» 2—контрящая пробка, S—пружина. В двигателях Райт-Циклон (фиг. 304) подвод смазки к двойной шестерне осуществляется через трубочку 9. При монтаже эта трубочка утапливается во фланец 7, откуда выжимается затем пружинкой 11. § 104. КУЛАЧКОВЫЕ ШАЙБЫ Кулачковые шайбы обычно выполняются из стального венца с двумя рядами кулачков для всасывания и выхлопа и ступицы; в ступице венец крепится болтами или заклепками, центри-руясь при этом по наружному диаметру ступицы. Ступица часто изготовляется из легкого сплава, например кованого дуралюмина. При размещении толкателей впуска Фиг. 313. Расположение толкателей двигателей М-22. и выпуска одного цилиндра в затылок друг другу выгоднее выполнить два отдельных венца, прикрепленных к одной ступице для-впуска и выхлопа (фиг. 313). В цилиндрах с большим развалом клапанов толкатели впуска и выпуска выгоднее разносить по окружности носка; расстояние между их осями 354 уменьшается, и оба ряда кулачков могут быть выполнены на одном венце (фиг. 308). При расположении толкателей впуска и выпускав одной плоскости, параллельной плоскости осей цилиндров, можно осуществить передачу к клапанам впуска и выпуска •—| одним рядом кулачков (фиг. ' ' 314). Недостатком такой схемы привода является невоз- \ Р^Г^З^^Ш!^^ ^< \' \ можность получения раз- личных фаз для клапанов впуска и выпуска. Угол между кулачками впуска и выпуска на кулач-ковой шайбе бг определя-\ ется по углу 6 между серединами фаз по формуле (123) с учетом передаточного числа i и взаимного углового смещения e1=e.«+S. (143) Фиг. 314. Расположение толкателей двигателя Фиат-А-53. Для обеспечения осевых зазоров кулачковая шайба ставится на распорную втулку, которая, в свою очередь, ставится на вал на шпонке. В качестве подшипников кулачковой шайбы служат втулки, запрессованные в ступицу шайбы и залитые баббитом. Опорные поверхности размещаются так, чтобы усилие на кулачках проходило через середину длины подшипника. Отношение длины подшипника к диаметру устанавливается в пределах 0,3 -г- 0,5. Осевая фиксация кулачковой шайбы, как правило, осуществляется с одной стороны заплечиком распорной втулки и с другой — дистанци- . онным кольцом. В двигателе М-85 для уменьшения угла наклона тяг, идущих к цилиндрам заднего ряда, кулачки на шайбах выполнены коническими; для восприятия возникающих в такой конструкции осевых усилий поставлен шариковый упорный ПОД- Фиг. 315. Кулачковая шайба двигателя М-85. шипник 3 (фиг. 297). В этом случае окружные скорости на поверхности кулачка неодинаковы, что приводит к работе роликов с проскальзыванием и увеличивает их износ. Конструкция шайб на шариковых и роликовых подшипниках тяжелее, сложнее в производстве и поэтому не получила широкого распространения (фиг. 305). Смазка подшипников кулачковых шайб на скользящих опорах осуществляется под давлением. Для лучшего распределения масла по всей поверхности подшипника на втулках шайб выполняются специальные канавки (фиг. 315). § 105. УСТАНОВКА РАСПРЕДЕЛЕНИЯ ЗВЕЗДООБРАЗНЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ В системе звездообразных, так же как и рядных, двигателей предусматривается верньер для точной установки кулачковой шайбы. В двигателях М-85 (Гном-Рон К-14) верньером является ведущая шестерня / (фиг. 297) с 40 зубьями и 90 торцевыми зубчиками. Смещение 355 на один торцевой зубчик соответствует повороту ведущей шестерни на 4°, на два зубчика — на 8°, на три — на 12° и т.д. Смещение же на один зуб шестерни дает поворот на 9°. Из схемы газораспределения в двигателе М-85 (фиг. 316) видно, что при смещении шестерни 1 в какую-либо сторону на один зуб необходимо для зацепления торцевых зубчиков повернуть или весь вал в ту же сторону на 1° или повернуть шайбу, не трогая вала, на угол, соответствующий 1° поворота коленчатого вала. В двигателе Райт J-6 верньером является малая шестерня, соединяющаяся с большой шестерней торцевыми зубьями. В двигателе М-25 в целях упрощения конструкции верньера нет. Заданные фазы газораспределения обеспечивают соответствующим точным расположением зубьев и кулачков. Монтаж ведется по меткам, поставленным на зубьях шестерен при их изготовлении. ПерВый случай Лопрабна на 4°или Исходное положение Второй случай Поправка на ?° ила 1и Z -побернцтО} содмвстно на 4° 3-остается неподбижной 1-остается в новом положении Z-повернуго 8обратном нопрао- лении на /зуочик о-остается неподвижной и о мод сцепляется с 2 по исхоунь/м -3 Исходное положение luZ повернуть/ содместно на /' 3-остается неподвижной 1-остается в новом 2-повернута д то* -же направлении. на 2 зубчика 3-ос таете я неподвижной и Зно8Ь Сцепляется с 2, но уже по сосед-нему зуб и *~ ' Фиг. 316. Схема регулировки газораспределения двигателя М-85 1—распорная втулка коленчатого вала, 2—ведущая шестерня газораспределения, 3—шестерня промежуточной передачи. При положении поршня в ВМТ в первом цилиндре меченый зуб шестерни / (фиг. 317) должен быть расположен вертикально вниз. Это обеспечивается соответствующим расположением шпонки на валу и шпоночной канавки на шестерне 1, которая смещена на 90° от меченого зуба. Меченый зуб шестерни 3 совпадает со впадиной меченых зубьев шестерни 2, что обеспечивается в производстве. Так как число зубьев на шестерне 2 равно 39, а на шестерне 3 равно 13, то метки могут быть поставлены на всех трех зубьях, которые удовлетворяют поставленному выше условию. Если при изготовлении шестерен 2 и 3 относительное расположение зубьев не будет удовлетворять поставленному условию, то шестерни нужно браковать, так как в этом случае нужные фазы газораспределения установить невозможно. На шестерне 4 метка ставится на том зубе, относительно которого вершина кулачка всасывания сдвинута на угол 24°13'47", что соответствует семи зубьям шестерни. При монтаже кулачковую шайбу нужно ставить так, чтобы меченый зуб шестерни 3 совпадал с риской, сделанной на смотровом отверстии диска 5. 356 Преимущества подобной конструкции заключаются в простоте монтажа, недостаток — невозможность корректирования регулировки, которое необходимо в результате наличия допусков при производстве шесте- Фиг. 317. Установка привода газораспределения двигателя М-25 1—ведущая шестерня, 2—большая промежуточная шестерня, 3—малая промежуточная шестерня, 4—зубчатый венец кулачковой шайбы, 5—смотровое отверстие с риской. рен и износов их при эксплоатации, и поэтому допуск на отклонение от номинала в фазах газораспределения приходится назначать сравнительна высоким, 8 106. ПРИВОД КЛАПАНОВ В ЗВЕЗДООБРАЗНЫХ ДВИГАТЕЛЯХ ОТ ОБЫЧНЫХ КУЛАЧКОВ На фиг. 318 показана схема привода от обычных кулачков. Здесь ведущая шестерня 1 посажена на коленчатом валу на шлицах и сцепляется с шестернями вдвое большего диаметра 2 и 5, от которых вращаются шестерни 4, 5 и 6. На всех этих шестернях имеется по два кулачка — впуска и выпуска—на каждый цилиндр. Преимущества этой схемы в том, что регулировка фаз каждого цилиндра независима от других. Недостаток подобной конструкции — громоздкость и производственные трудности, связанные с обеспечением правильности зацепления. В авиационных двигателях подобная схема распространения не получила, так как в габариты картера эта конструкция вписывается лишь при числе цилиндров не более пяти. На фиг. 319 показан верхний привод к клапанам звездообразного семицилиндрового двигателя через обычную систему вертикальных передач. Здесь с шестерней 1 сцеплена двойная коническая шестерня 2 и 3, посаженная на одном из вертикальных валиков 4. Коническая шестерня 3 357 Фиг. 318. Схема привода газораспределения двигателя М-11 1—ведущая шестерня, 2,2, 4, 5, 6—шестерни, жестко свя-,. занные с кулачками. Фиг. 319. Привод газораспределения двигателя Фиат А-55 1—ведущая шестерня, 2 и 3—двойная коническая шестерня» 4— вертикальный валик, 5—большая коническая шестерня. 358 ведет большую коническую шестерню 5 и через нее шесть конических шестерен, посаженных на вертикальных валиках, идущих к остальным шести цилиндрам. Подобная конструкция сложна в производстве и тяжела по весу, вследствие чего и не получила распространения. § 107. ТОЛКАТЕЛИ И НАПРАВЛЯЮЩИЕ Толкатели звездообразных и рядных двигателей с нижним приводом газораспределения имеют много общего и поэтому рассматриваются нами совместно. . В рядных двигателях все толкатели размещаются в картере коленчатого вала в одной плоскости, параллельной оси коленчатого вала. В звездообразных двигателях толкатели одного цилиндра размещаются или в затылок друг другу (фиг. 320) или со смещением относительно друг друга (фиг. 321). Фиг. 320. Толкатели двигателя М-22. Фиг. 321. Толкатели двигателя М-25 1—фиксирующее кольцо. В двигателях с большим развалом клапанов последнее расположение выгоднее, так как в этом случае уменьшается величина бокового давления в направляющей и сокращается расстояние между осями толкателей в направлении оси коленчатого вала. Толкатель состоит из стержня, обычно круглого сечения, и двух наконечников (верхнего и нижнего). Верхний наконечник в большинстве современных двигателей выполняется отдельно и запрессовывается в стержень толкателя. С торца он имеет сферическую чашечку для тяги. Нижние наконечники на большинстве современных конструкций рядных двигателей воздушного охлаждения выполняются за одно целое со стержнем толкателя. На всех современных звездообразных мощных двигателях вместо нижнего наконечника применяются ролики. В большинстве конструкций ролик работает непосредственно по плавающей стальной оси (фиг. 320), которая в осевом направлении фиксируется стенками направляющей втулки толкателя. В некоторых конструкциях, как, например, двигатель М-85, применяется плавающая бронзовая втулочка, поставленная на ось ролика (фиг. 322). Выемки на боковых поверхностях делаются для облегчения роликов. В конструкции направляющих всегда предусматривается фиксация толкателей от вращения вокруг их оси. В двигателях М-11, Рено-Бенгали и др. она достигается плоскими боковыми запилами в верхней части штоков, в которые заходит фиксирующая пластина. . . 359 Фиг. 322. Толкатели двигателя М-85. Фиг. 323. Толкатели двигателя Хорнет. , Однако на большинстве двигателей с роликовыми толкателями эта фиксация выполняется боковыми поверхностями роликов, входящих в прорезы направляющих. В некоторых двигателях во избежание выпадения толкателей при монтаже на них ставятся пружинные кольца / (фиг. 321). В двигателе Хорнет внутри толкателя помещена пружина, препятствующая выпадению толкателя при снятой кулачковой шайбе и оттягивающая постоянно толкатель от кулачковой шайбы так, что ролик касается кулачка только во время открытия клапана (фиг. 323). В двигателе Райт G-100 во внутреннюю полость толкателя ставится пружина для уменьшения ударов в системе передачи к клапану. Верхний наконечник толкателя не запрессовывается, а ставится с небольшим зазором (фиг. 324). Помимо пружины смягчению ударов способствует масло, подводимое под давлением во внутреннюю полость толкателя; масло поступает туда по системе отверстий, идущих от привода регулятора оборотов винта. Это же масло поступает на смазку рабочей поверхности наконечника толкателя и затем по внутренней полости тяги идет на смазку коромысла клапана. Смазка толкателей обыкновенно осуществляется разбрызгиванием. Трудности при этом возникают с подводом смазки к верхним наконечникам толкателей. В двигателе М-25 смазка осуществляется при помощи пропитанной в масле фетровой набивки. Из внутренней полости толкателя эта набивка подводит масло к рабочей поверхности наконечников толкателя и тяги. Практика эксплоа-тации двигателя М-25 показывает, что эта система подачи масла мало эффективна, так как фетр во время работы обминается, а на выхлопных клапанах обугливается. Направляющие толкателей в большинстве случаев выполняются отдельно для толкателей клапанов всасывания и выхлопа. Материалом для направляющих в ряде современных конструкций служит бронза, а в двигателе М-25—сталь. В двигателе М-85 направляющими служат тоненькие бронзовые втулочки, запрессованные в литой, общий для двух толкателей алюминиевый корпус. Направляющие обычно запрессовываются в картер и дополнительно крепятся шпильками за фланцы, развитые на направляющих. Смазка направляющих осуществляется разбрызгиванием. Чтобы избавиться от утечки масла через зазоры в направляющих (что особенно важно 360 Фиг. 325. Фиг. 324. Толкатели двигателя Райт G-100. щие толкатели нижних цилиндров двигателя М-22. для нижних и боковых толкателей), в двигателе М-22 направляющие нижних толкателей имеют двойную стенку и отверстия для стока масла в картер. На головки нижних толкателей напаиваются гильзы, препятствующие излишнему попаданию масла на стержень толкателя (фиг. 325). Клапанные тяги обычно выполняются стальными; в двигателе Хорнет они выполнены из дуралюмина, имеют кольцевое сечение и для облегчения высверливаются изнутри. В двигателе М-85 стержни тяг в середине длины имеют утолщение по наружному диаметру для придания большей устойчивости в отношении продольного изгиба. В пустотелый стержень г тяг с концов запрессовываются стальные сферические на- F конечники (фиг. 326). Г Фиг. 326. Наконечник тяги двигателя М-25. Фиг. 327. Верхний наконечник тяги двигателя Гном- Рон К-14. Фиг. 328. Тяга толкателей с возвратными пружинами двигателя М-85. Фиг. 329. Уплотнение кожухов тяг двигателя Хорнет . В целях уменьшения износов в первых сериях двигателей Гном-Ров К-14 применялись верхние наконечники в форме чашечек с завальцован-ными шариками, но на практике эта конструкция себя^не оправдала и была оставлена (фиг. 327). В некоторых конструкциях, как, например, в двигателях М-85, Бристоль, Армстронг, на тягах толкателей ставятся пружины, прижимающие тягу и толкатель к кулачковой шайбе (фиг. 328), чтобы уменьшить проскальзывание ролика при набегании на кулачки. На современных двигателях тяги помещаются в алюминиевых обтекателях. Уплотнение от утечки масла в двигателе М-25 достигается хомутиками на дюрите в нижней части и резиновыми кольцами в верхней части. Такая конструкция кожухов тяг удобна в монтаже и надежна в экспло-атации. Для слива масла из кожухов в направляющих толкателей имеются отверстия. В двигателе М-85 уплотнение достигается фетровой набивкой-и перекидными гайками. В двигателях Пратт и Уитней и др. кожухи тяг выполняются из двух пустотелых, вставляемых одна в другую трубок, которые фиксируются распорной пружиной. Уплотнение достигается дюритовым шлангом вместе соединения половинок кожуха (фиг. 329). § 108. КОРОМЫСЛА КЛАПАНОВ И УДАРНИКИ Коромысла клапанов обычно выполняются в виде рычагов 1-го рода„ конструкция которых приближается к балке равного сопротивления пря- 361 Фиг. 330. Опоры коромысел а—двигатель Армстронг-Тигр, б—двигатель М-25, в—двигатель Рено-Бенгали. моугольного или двутаврового сечения. Опора коромысла может быть .выполнена на скользящих шариковых или роликовых подшипниках. Примеры различного рода опор коромысел показаны на фиг. 330. Скользящие опоры применяются на мощных рядных двигателях с верхним распределением и маломощных рядных двигателях с нижним распределением. В таких конструкциях силы инерции, нагружающие коромысла, сравнительно невелики, а постановка шариковых подшипников конструктивно затруднена (см. фиг. 281). В мощных звездообразных двигателях более широкое распространение получили шариковые подшипники. Для устойчивости и уменьшения диаметрального габарита обычно применяются двухрядные подшипники (фиг. 330,а), В случае большого развала клапанов, как, например, в двигателе М-25 (фиг. 330, б), от усилия тяги создается осевая сила, для восприятия которой применяются комические роликовые подшипники. В двигателе Рено-Бенгали (фиг. 330, в) в целях уменьшения габаритов и веса коромысла монтируются на игольчатых подшипниках. Оси коромысел в большинстве случаев монтируются в клапанных коробках головок цилиндров, а в тех случаях, когда имеются компенсаторы зазоров,—на отдельных стойках (фиг. 331). Отдельные стойки применяются также в тех случаях, когда головка цилиндра не имеет клапанной коробки (двигатель М-11), или же, если клапанная коробка является недостаточно жесткой (двигатель Рено-Бенгали). Материалом таких стоек и кронштейнов является обычно сталь. Коромысло двигателя фирмы Бристоль серии IX-F и коромысла двигателей последующих серий показаны на фиг. ЗЗГ. Особенность конструкции их вытекает из необходимости обеспечения привода клапанов четырехклапанных цилиндров. Тяги для привода клапанов впуска и выпуска расположены в одной плоскости, проходящей через ось цилиндра, Тяга ) действует на рычаг 2, выполненный за одно целое с валиком 3, и посредством рычага 4 (выполненного также за одно целое с валиком 3) приводит в движение выпускной клапан. Второй выпускной клапан приводится аналогично первому при помощи рычага 2, действующего на шарик рычага 5 через рычаг 6. Впускные клапаны приводятся аналогично выпускным через тягу 7 и рычаги 8, 10, 11, 12. Валики 3 и 9 монтированы на шарикоподшипниках в общей обойме /3, прикрепленной к головке цилиндра при помощи шарнира 14 к к картеру двигателя через тяги 16 и шарниры 15. Тяги 76служат также для компенсации зазоров при нагревании. В плечо коромысла ввертывается наконечник, имеющий сферическую чашечку, в которую упирается тяга. Обычно этот наконечник используется 362 . % ' Фиг. 331. Коромысло двигателя Армстронг-Тигр. Фиг. 331'. Привод клапанов двигателя Бристоль серии IX-F 1—тяга внутреннего клапана; 2, 4, 5 и б—рычаги валиков 3; 3—валики впускных клапанов; 7—тяга впускного клапана; 8, 10, 11, 12—рычаги валиков 9; 9—валики клапанов впуска; 1,3—-обойма коромысел; 14, 15—шарниры крепления обоймы; 16—тяги для компенсации зазоров. Фиг. 332. Конструкции регулировки зазоров между ударниками коромысел и штоками клапанов а—двигатель М-25, б и в—двигатель К-14 Гном-Рон, г—двигатель Хорнет. 363 для регулировки зазоров между штоком клапана и ударником коромысла.. В двигателе М-25 (фиг. 332, а) этот регулировочный винт имеет заплечики и ввертывается снизу, так что в случае ослабления контровки может нарушиться зазор, но винт вывернуться не может. Коромысло с конца разрезано, и болтом / (фиг. 332, а) достигается контровка регулировочного наконечника. В двигателе Гном-Рон К-14 регулировочный винт ввертывается не в тело-коромысла, а во втулочку 1 (фиг. 332, б), имеющую снизу заплечики., а сверху резьбу с гайкой для крепления втулочки в коромысле. Во вту-лочке имеется наклонное отверстие для обеспечения взаимозаменяемости коромысел при постановке на цилиндры переднего и заднего ряда ; путем простого поворота втулочки / на 180°, как показано на фиг. 332, в. В двигателе Хорнет в конец коромысла запрессовывается чашечка фиг. 332, г). Фиг. 333. Конструкции ударников клапанов а—двигатель М-17, б—двигатель Бристоль-Юпитер» в—двигатель Хорнет, г—двигатель Райт- Циклон^ д—двигатель Армстронг-Тигр. На плече коромысла, обращенного к клапану, монтируется ударник., Ввиду того что конец коромысла имеет круговое движение, конструкция: ударника должна обеспечивать возможность свободного перекатывания его по торцу штока клапана. В рядных конструкциях двигателей с верхним распределением (М-17), а также в маломощных двигателях получили распространение ударники,,, выполненные по типу, показанному на фиг. 333, а. Концу ударника придают сферическую или цилиндрическую поверхность. В последнем случае напряжение на штоке клапана получается значительно меньше, но шток ударника необходимо фиксировать от проворачивания при регулировке. В некоторых конструкциях рядных звездообразных двигателей ударником служит цилиндрический стержень, укрепленный посредством расклепки одного из концов и имеющий на другом конце сферическую головкут действующую на шток клапана. 364 В двигателях Бристоль-Юпитер в конец стержня ударника завальцо-вывается шарик, так, чтобы во время работы он мог проворачиваться и износ распространялся по всей поверхности шарика (фиг. 333, б]. Для смазки в стержне ударника имеется полость, которая набивается тавотом и закрывается пробкой. Общим недостатком ударников со сферической поверхностью является быстрый износ торца штока клапана вследствие точечного соприкосновения с шариком. Для устранения этого недостатка в конструкции двигателя Хорнет в стержень ударника завальцован стальной шарик с лыской (333, в). Наиболее широко применяется конструкция, показанная на фиг. 333, г. Здесь ударником коромысла служит ролик, который вращается на цементированной распорной втулке, поставленной на заклепке. При такой конструкции ударника регулировочный наконечник должен быть на другом конце коромысла. Для того чтобы обеспечить касание ролика и штока по прямой, необходимо выполнять сверление для оси ролика точно параллельно оси коромысла. В двигателе Армстронг-Тигр ролик коромысла монтирован на игольчатом подшипнике (фиг. 333, д). Для смазки подшипников коромысел обыкновенно применяется тавот, зашприцовы-ваемый в масленки „Такелит". В перевернутых двигателях воздушного охлаждения с расположением цилиндров в ряд (Рено-Бенгали, Вальтер, Ренье и др.) смазка обеспечивается маслом, стекающим в клапанную коробку из кожухов тяг. Во всех современных двигателях коромысла монтируются в специальных коробках, являющихся приливами, на головках цилиндров (фиг. 334) или же изготовляются штампованными из листовой стали и привертываются болтами к головке цилиндра. Это дает лучшую обтекаемость головкам, облегчает задачу смазки и предохраняет детали коромысла и клапана от загрязнения. § 109. КЛАПАНЫ В современных авиационных двигателях клапаны управляемые. В начале развития авиации клапаны всасывания на некоторых двигателях выполнялись автоматическими, открывающимися под действием разрежения в цилиндре. Автоматические клапаны не получили распространения, потому что вследствие инерции, при больших числах оборотов, происходит запаздывание их открытия, в результате чего уменьшается наполнение цилиндров. Клапанный грибок может иметь тарельчатую или тюльпанную форму. Наиболее часто для впускного клапана применяется тюльпанная, при которой обеспечивается малое сопротивление протеканию смеси при одновременном сохранении жесткости грибка. В тарельчатых клапанах для получения достаточной жесткости тарелку приходится утолщать, чем утяжеляется клапан. На некоторых двигателях, в частности, на двигателе М-22, грибок клапана впуска имел форму полутюльпана. 365 Фиг. 334. Клапанная коробка двигателя М-25 а—маслоуплотнительное резиновое кольцо. подвода к клапану и отвода тепла of клапана. Клапаны впуска работают в более легких температурных условиях, поэтому они выполняются легче и диаметр штока у них обыкновенно тоньше, чем у выпускных. Клапаны выпуска, в отличие от впускных, работают при высокой тем- пературе, достигающей 800° в клапанах без искусственного охлаждения. Для неохлаждаемых изнутри клапанов выпуска, как и для впускных, лучшей формой грибка является также тюльпан; при этом во избежание прогорания обод грибка делается массивным. Тепло от выхлопного клапана может отводиться через опорную фаску грибка и через шток клапана (фиг. 335). С целью лучшего отвода тепла через. боковую поверхность штоков клапанов выпуска последние обычно делаются толще и для облегчения изнутри высверливаются. Так как грибок клапана и шток работают в различных условиях, то на двигателе Испано-Суиза 12-Nbr грибок выхлопного клапана выполнялся из жароупорной стали, а шток — из стали, хорошо работающей на истирание. Сборка грибка со штоком выполнялась посредством резьбового соединения. Недостаток подобной конструкции — в трудностях . центровки грибка со штоком и в плохой теплопередаче через резьбу от грибка к штоку клапана, в Фиг. 335. Схема тепло- результате чего . она не получила распространения. В современных мощных двигателях для устранения перегрева и выгорания клапанов и устранения детонации применяются различные меры. Для улучшения отвода тепла от грибка через шток клапана применяется внутреннее охлаждение. Вна- чале было испытано испарительное охлаждение водой или ртутью. Охла- ждающая жидкость, заполняющая полость в клапане, испаряется при соприкосновении с грибком, соприкасаясь со стенками штока кла- пана, конденсируется и, таким образом, пере- носит тепло от грибка к штоку. Этот способ оказался неудовлетворительным вследствие ма- лой величины охлаждающей поверхности штока • для конденсации охлаждающей жидкости. Не дало хороших результатов также и охла- ждение при помощи медных стержней, запрес- сованных внутрь штока клапана. Вследствие большого удельного веса меди клапаны полу- чались тяжелыми и, кроме того, в производстве возникали трудности с получением контакта стали с медью по всей поверхности, а при от- сутствии этого контакта эффект охлаждения снижался. Одно время было весьма распространено , ___ _ г гч Фиг. 336. Схема масляного охлаждение клапанов маслом. Один из этих охлаждения клапанов двига- способов охлаждения, примененный на моторе теля Фиат Фиат, ПОКаЗаН На фиг. 336. ЗдеСЬ МаСЛО ПОДа- ^-отверстие на кулачковом валике, валось в клапан из отверстия 1 распредели- ТеЛЬНОГО ВаЛИКа ПО ТрубОЧКе 2 Через раЗЪеМ- ное кольцо 3. На фиг. 337 показана схема охлаждения, применявшаяся в двигателях Паккард. Масло из кулачкового валика по отверстиям 1 поступает в каналы 2 подшипников кулачкового валика, по которым подводится под шток траверсы 3 и далее по сверлениям в траверсе подводится по трубке 336 на, З— разъемное кольцо. в полость штока клапана и выливается через радиальные отверстия в верхней части штока. Путь масла показан стрелками. Аналогичная конструкция охлаждения клапанов и седел применялась в двигателе АМ-34. Здесь масло из кулачкового валика через штуцер 2 (фиг. 338) и изогнутую трубочку 1 поступает во внутреннюю полость штока клапана. Для пропуска трубочек кулачки имели посредине кольцевую проточку. Одновременно для охлаждения седла выхлопного клапана была установлена принудительная циркуляция масла по кольцевой канавке, выполненной снаружи седла. Охлаждение клапанов маслом значительно усложняет конструкцию и в то же \ время не дает эффекта, так как масло во \Ч время работы коксуется и ухудшает теплопередачу от стенок клапана в масло. В целях борьбы с коксованием масла в двигателе АМ-34 трубочке 1 (фиг. 338) при-давали прямоугольное сечение с острыми Фиг- 337- Схема масляного охлажде-кромками, которыми счищался нагар при ния клапанов Двигателя Паккард r r И ---h"- 2— отверстие на кулачковом валике, 2— ПОВОраЧИВаНИИ КЛапана ВО ВреМЯ рабОТЫ. каналы в подшипниках валика, 3—шток Но даже на незагрязненных коксуемым траверсы, маслом клапанах эффект от применения масляного охлаждения очень невелик, и в двигателях АМ-34 в настоящее время охлаждение клапанов маслом не применяется. В настоящее время исключительное распространение получило охлаждение клапанов металлическим натрием. Клапаны при этом выполняют пустотелыми с сильно развитой внутренней полостью грибка кла-пана и штока (фиг.,339), Сечение CL-OL Фиг. 339. Клапаны с охлаждением металлическим натрием а—клапан двигателя М-25, б—клапан двигателя М-85, в—клапан двигателя М-100. Фиг. 338. Клапан с масляным охлаждением двигателя АМ-34 Физические свойства натрия следующие: температура плавления 97° С, температура кипения 880° С, 1—трубочка подвода масла в уДСЛЬНЫИ В6С U,У/. шток4^па^аг,яа»,!т;Ттуцер " При работе двигателя вследствие возвратно-по- И U До иД *я М<л(*Лд.. * --• • -I ступательного движения клапана расплавленный натрий, занимая примерно 60% от объема внутренней полости, плещется и переносит тепло с более нагретой тарелки клапана стенкам штока, которые имеют сравнительно низкую температуру. 367 В двигателях Испано-Суиза 12-Ybrs охлаждаемые натрием клапаны ставились не только на выпуске, но и на впуске. Так как охлаждение впускных клапанов не вызывается необходимостью, в настоящее время этого не делается. До введения натриевого охлаждения применялось охлаждение расплавленной солью *. Общие трудности с охлаждением клапанов расплавленной средой заключаются в создании герметичности клапана во время работы. Охлаждающее вещество должно иметь невысокую упругость паров и сохранять температуры плавления и кипения неизменными; при этом желательно температуру плавления иметь по возможности низкой, а интервал между температурами плавления и кипения возможно большим. Вместе с тем желательно иметь хорошую теплопроводность и низкий удельный вес. Этим условиям больше других составов удовлетворяет металлический натрий. Помимо рассмотренных способов охлаждения клапанов в двигателях Аксельсон 150 л. с. и позднее в двигателях Уосп 425 л. с. и Райт J-6 165 л. с. было применено для клапанов выхлопа воздушное охлаждение. В пустотелом клапане выполнялся ряд мелких радиальных сверлений в верхней части штока и в грибке. Через эти отверстия протекал воздух благодаря разрежению в трубке Вентури, которой заканчивался выхлопной латрубок. Для двигателей, работающих на топливах с тетраэтиловым свинцом, необходимо предохранить фаску клапанов и седел от газовой коррозии, которая очень сильно увеличивается от присадки свинца и приводит к выгоранию клапанов. Для этого применяется покрытие фасок стеллитом**; толщина слоя 0,7-М,О мм. 110. ПРОИЗВОДСТВО ПУСТОТЕЛЫХ КЛАПАНОВ Наиболее простым способом изготовления пустотелого клапана является выполнение отдельного донышка, поставленного на резьбе в грибок клапана и для плотности заваренного (фиг. 340). Выполненные таким способом пустотелые клапаны неудовлетворительно работают в эксплоа-тации вследствие ухудшения теплопередачи от донышка к грибку клапана и трудности в получении хорошего шва. Другой способ изготовления таких клапанов —способ Вилькокс-Ритч — заключается в следующем. В цилиндрическом конце заготовки сверлят отверстие большого диаметра, через которое заводят специальный резец, и по копиру производят полностью обработку внутренней полости (фиг. 341, б). Затем посредством ковки под специальным штампом шток клапана вытягивается и отверстие в штоке заковывается (фиг. 341, в). Шток клапана высверливается изнутри и на то-карных станках обрабатывается снаружи, причем на конце штока оставляется утолщение, как показано на фиг. 341, г. Обработанный в таком виде клапан, вторично поступает в кузницу, где заковывается внутреннее отверстие в верхнем конце штока, и клапан принимает форму, показанную на фиг. 341, д. Затем в штоке клапана выполняется отверстие малого диаметра, развернутое на конус. Через это отверстие производится заполнение клапана натрием. Перед заполнением клапан подогревают примерно до 200° С для удаления влаги, могущей вызвать реакцию с натрием. После заполнения клапана натрием в это отверстие забивается коническая пробка. Обработка наружной поверхности обычна и трудностей не «представляет. * Наиболее употребительной являлась смесь KNO3 — калийной селитры (55%) и NaNO3— натровой селитры (45%). Температура плавления этой смеси 220° С; температура кипения около 900° С. ** Один из составов стеллита следующий: 2% С;15°/0 W; 35% Со; 10% Мо; 25% Сг; 12% Fe. 368 Фиг. 340. телого клапана с донышком на резьбе. Технология фирмы Эмуко основана на том, что внутренняя полость грибка выбирается не резцом, а посредством высадки под специальными штампами. Технология фирмы Эмуко более производительна, дает более высокие механические качества, поскольку при ней внутренние волокна металла не перерезаются, но при этом требуется специальное кузнечное оборудование. Оба способа имеют широкое распространение. Наварка фасок клапанов стеллитом производится автогеном. Грибки клапана' перед наваркой подогревают горелкой до 700 —800° С. При наварке[ лламя дают с избытком ацетилена. а Фиг. 341. Производство пустотелых клапанов по методу фирмы Вилькокс-Рич. Вследствие более низкой температуры плавления стеллита фаски клапана при наварке не расплавляются. Во избежание растрескивания стеллита клапаны после наварки погружаются грибками в толченую слюду для медленного охлаждения. Механическая обработка наваренной стеллитом фаски клапана производится наждачными кругами или специальными резцами из сверхтвердых сплавов. § 111. ЗАМКИ И НАКОНЕЧНИКИ КЛАПАНОВ Для уменьшения износов торца штока в верхний конец его запрессовываются цементированные наконечники (двигатель М-85) или навариваются пластинки -стеллита (двигатель М-25). Для удержания клапанных пружин на конце штока клапана укрепляется тарелка, соединяемая с клапаном посредством замка. Весьма простым и распространённым замком является разъемный конус с кольцевыми канавками на штоке клапана, сжимающийся усилием пружин (фиг. 342, а). Частые канавки при ма- ^ „ 0,0 0 3 ' аМКИ И наконечники клапанов а_двигатель м.85> 5_дВИгатель Кертис-Конкверор, в-двига-тель М-1 ?, г— двигатель М-25, д— двигатель ASSO. лых радиусах закруглений пглябяяют тттж и ГЛУЖЯТ ОСЛаОЛЯЮТ ШТОК И Служат ИСТОЧНИКОМ Обрыва КЛапа- нов. Поэтому в двигателях М-25 на конце штока клапана вместо канавок выполнена простая цилиндри- ческая заточка с плавным закруглением (фиг. 342, д). Аналогичное устрой- ВВА— 142— 24 369 ство имеет клапанный замок моторов ,ASSO, который одновременно фиксирует цементированный наконечник, предохраняющий шток клапана от износа (фиг. 342, г). В некоторых двигателях применялись клапанные замки в виде разрезного с одной стороны конуса, навернутого на резьбе на конец штока клапана (фиг. 342,6 и 342, в). От отворачивания конус предохраняется шплинтовкой. Однако выполнение резьбы на штоке клапана может быть причиной его обрыва и потому эту конструкцию нельзя считать удачной. В случае^ кулачков непосредственного действия в шток клапана ввертывается тарельчатый наконечник. Такие клапаны весьма сложны в производстве. Основная трудность заключается в нарезке резьбы, Фиг. 343. Замок тарельчатого наконечника двигателя Испано-Суиза '1—радиальные зубчики, 2— контрящая шайба, 3—боковые пазы тарелочки, 4—радиальные отверстия. Фиг. 344. Замок тарельчатого клапана двигателя АМ-34 1—внутренний зуб контрящей шайбы, 2—тарельчатый наконечник клапана, 3—прорезь в штоке клапана. которая должна обеспечивать возможность легкого ввертывания и вывертывания наконечника при регулировке зазора и в то же время не иметь качки. Вместе с тем торцевая поверхность тарелочки не должна иметь биения относительно рабочих фасок. У двигателя М-100 допуск на торцевое биение тарелочки установлен в пределах 0,03 мм и уложиться в него довольно трудно. Тарельчатые наконечники от выворачивания из штока клапана контрятся замками. Один из наиболее распространенных типов замка показан на фиг. 343. Тарельчатый наконечник по нижней кромке имеет радиальные зубчики /, в которые упирается контрящая шайба 2, сидящая на шлицах штока клапана. По боковой поверхности тарелочки имеются пазы 3, а в контрящей шайбе — сверления 4. Недостаток рассмотренной конструкции замка в том, что при поломке пружин он перестает действовать. В этом отношении рациональнее конструкция замка двигателя АМ-34 (фиг. 344). Тарелка наконечника 2 зажимается разрезной контрящей шайбой, которая от проворачивания удерживается внутренним зубом /, входящим в прорез 3, сделанный в штоке клапана. Для регулировки на поверхности тарелочки просверлены отверстия под ключ. § 112. КЛАПАННЫЕ ПРУЖИНЫ Из числа различных типов клапанных пружин наибольшее распространение получили спиральные цилиндрические пружины, изготовленные из круглой проволоки (фиг. 345). Из габаритных соображений число витков делается не более восьми, а для получения необходимой характеристики 370 упругости число пружин доводят до трех. При постановке двух или трех пружин направление наклона витков каждой иногда выполняется в различные стороны, чтобы в случае поломки од- , ной из них витки поломанной пружины не могли попадать между витками целой пружины. При большой длине пружины, во избежание выпучивания витков при сжатии выгоднее применять пружину в виде усеченного конуса (фиг. 346). В отличие от общепринятых конструкций на двигателях Паккард на каждый клапан установлено по десять спиральных пружин из тонкой проволоки; диаметр навивки 9,5мм и толщина проволоки 1,25 мм\ пружины расположены по окружности клапан- фиг. 345. Клапанные пружины ной тарелки. На нижней тарелке пружин двигателя м-25. имеются шпильки, служащие направляющими. Подобная конструкция пружин распространения не получила (фиг. 347). „\ Фиг. 346. Клапанные пружины двигателя М-17. Фиг. 347. Клапанные пружины двигателя Паккард. Фиг. 348. Клапанные пружины двигателя Сименс-20. Кроме круглой проволоки, для пружин в двигателях Сименс-20 применялась ленточная сталь прямоугольного сечения (фиг. 348). На некоторых маломощных двигателях применяются рессорного типа пружины, работающие на изгиб (фиг. 349). Недостаток этих пружин в том, что в случае поломки одной ветви другая будет действовать на клапан эксцентрично. Фиг. 349. Клапанная пружина рессорного типа. Фиг. 350. Ограни- чители прогибов пружин двигателя В целях устранения продольного изгиба пружин с боль- Рено-Бенгали. шим числом витков в двигателях Рено-Бенгали ставятся ограничители, которые охватывают пружины с небольшим зазором (фиг. 350). 371 §113. ОСНОВНЫЕ ПАРАМЕТРЫ КЛАПАННОГО МЕХАНИЗМА К числу основных параметров, определяющих размеры клапанного механизма, нужно отнести диаметр горловины клапана в свету, высоту подъема и фазы открытия. Величина диаметра в свету d (фиг. 351) для подвесных клапанов, применяющихся в авиационных двигателях, ограничена в размерах вследствие наличия седел и перемычки между клапанными седлами достаточной толщины. В табл. 24 даны величины сечения в свету S всех клапанов в процентах от площади поршня для цилиндров диаметром 150 мм при толщине перемычек 8 мм и седел 5мм. Таблица 24 № по пор. Форма камеры Число клапанов 0/ /0 1 Сферическая 2 46 2 Плоская 2 34 3 » 4 41 4 Шатровая 4 45 5 Плоская 2 впускных и 2 42 выхлопных б >> 6 расположены 34 по окружности Если гнезда не впрессовываются, как, например, при стальной или бронзовой головке, то величины S, приведенные в табл. 24, могут повы-с'иться приблизительно на 5°/0 от площади поршня, т. е. до 50—40%. Достаточность сечения проверяется по средней скорости газа в горловине или в боковом проходном сечении впускного клапана при полном его открытии. При этом для упрощения расчета плотность смеси принимается постоянной, как у несжимаемой жидкости. Тогда из условия неразрывности струи проверку можно вести по одному из следующих соотношений: 'кл ИЛИ где D — »п — *кж- к л г — И кл TtD2 /кл* (Островский) (Нейман), (144) (144') диаметр цилиндра; скорость поршня; скорость в горловине клапана, имеющей диаметр скорость в боковом сечении / клапана (фиг. 353); число клапанов впуска. _ Sn ^ср. п — зо ' max • S • п 60 ' Со стороны точности обе формулы равноценны, так как основываются на одинаково грубых допущениях. Значения 1>'кл, подсчитанные по формуле (144'), получаются выше, чем <икл, подсчитанные по формуле (144). Так, по данным Неймана, значения ф'кл изменяются от 90 до 150 м/сек при одном впускном клапане и от 80 до 100 м/сек при двух впускных клапанах. Величина vKJl, подсчитанная по формуле (144), меняется для тех же случаев от 50 до 70 м/сек и от 40 до 60 м/сек на режиме номинальной мощности. Уменьшение скорости в клапане, принимая во внимание данные табл. 24, не всегда возможно в быстроходной конструкции двигателя; по мнению Рикардо, это уменьшение даже нецелесообразно, так как в этом случае на средних режимах работы .и на малом газе скорость падает настолько, что не будет обеспечено надлежащего перемешивания и испарения смеси. 372 JO SO ЧЮПО Л.с 700 ff'SO 620 580 500 k 60 ШО /Наддув WO,, 1000/ \/----- 900 •№ 60 70VknBQ Фиг. 352. Зависимость мощности и среднего эффективного давления от скорости течения газа в клапанах (по pr. R. Schmidt) а—по опытам Рикардо с разными двигателями, 5—для одноцилиндрового экс-, периментального двигателя Аргус, в—для двигателя Райт-Циклон 1820-F3. 373 Таблица 25* При увеличении же скорости, по данным многочисленных исследований, наблюдается (фиг. 352) падение среднего эффективного давления, начиная с vKn—№>-~ 50 м/сек. При г>кл = 70 м/сек это падение становится столь значительным, что вызывает перегиб внешней характеристики, а это делает невозможным дальнейшее форсирование мощности данного двигателя увеличением числа оборотов без изменения сечения клапанов. Интересно отметить, что указанные пределы допустимой скорости не зависят от давления наддува. Так как величина сечения в свету ограничена, то при установившихся соотношениях между диаметром цилиндра и ходом поршня 5 величиной, определяющей допустимую скорость в клапанах, будет являться в конечном итоге средняя скорость поршня fncp. Эта величина в дви-' гателях, находящихся в эксплоатации, лежит в пределах 10 — 15 м/сек-, в двигателях рекордных доходит до 18 м/сек (Ролльс-Ройс), что видно из табл. 25. Диаметр выхлопного клапана не проверяется; как правило, диаметр этого клапана делается равным диаметру горловины впускного клапана или на 30 — 50% меньше. Уменьшение диаметра целесообразно для лучшего охлаждения клапана и, следовательно, большей надежности его в отношении коробления и прогара. Кроме того, при уменьшении диаметра выхлопных клапанов можно несколько увеличить клапаны впускные, что благоприятно отражается на -мощности двигателя. § 114. ПОДЪЕМ КЛАПАНА Если бы тарелочка клапана выполнялась плоской (фиг. 353), т. е. а=0, как это делается в стационарных воздушных компрессорах, то из условия постоянства скорости течения газов в горловине сечением —г- и через боковую поверхность цилиндра ndh подъем клапана h можно было бы найти по уравнению: .-,72 (145) 0, Ь я о, о 0 ^S с • м •0 *~ о Тип двигателя А Ш 03 о а с « 0 1н^ о ^ О. ц; fOi о >, J5 о >. 0 а ъ U С ^Г 0, Д иа 1 Гном-Рон 9 Ady 1928 1750 11,1 2 Гном-Рон 14 kirs * 1935 2400 13,2 3 Испано-Суиза 12 НВ 1925 2000 10,0 4 Испано-Суиза 12 Xbrs 1933 2600 14,15 5 Испано-Суиза 12 Ydrs 1934 2400 13,6 6 Лоррен 12 Hdrs 1935 2650 12,8 7 Фиат A-S6 (рекордный) 1932 3300 14,9 8 Нэпир >> 1929 3600 16,8 9 Ролльс-Ройс R >> 1931 3200 17,8 т. е. d (146) При наличии скоса боковая поверхность усеченного конуса, через которую происходит истечение, будет меньше боковой поверхности цилиндра диаметром d (см. фиг. 353). Пользуясь обозначениями, нанесенными на фиг. 353, длину образующей можно представить в следующем виде: ab = Если принять + (h — е tg a)2. h = 0,25d и е = * Заимствовано из книги Lehr, Les moteurs Francais Moderries. 374 то боковая поверхность усеченного конуса определится: при а = 30° при а = 45с /кд = 0,216 тар =0,86 Это дает основание делать подъем клапана больше 0,25^, особенно у быстроходных двигателей. Практически отношение h\d меняется у выполненных двигателей от 0,17 до 0,3. Интересно отметить, что коэфициент расхода при истечении через клапаны при увеличении этого отношения также уменьшается, что видно из опытов Стронга и Гелльмана * на фиг. 354. Опыты велись с истечением воздуха через клапаны диаметром 44,5; 31,7 и 63,5 мм при скоростях воздуха от 8 до 100 м/сек. Значения коэ-фициента расхода ^ для разных отношений h : d приведены на 16 диаграмме (фиг. 354). /?* i 0,9 I 0,8 ' 0,7 ' 0,6 0,5 1 0,4 \ \ 1 e-tgtf < \ л--ч— — 1 i , e-tgof Н \ \ \ х 14, Of ! -, Фиг. 353. 0 0,1 Q2 0,3 0/t Q5 0,6 j Фиг. 354. Значение коэфици- ента расхода в зависимости от подъема клапана. 800 /200 /600 2000 об/мин Фиг. 355. Изменение мощности в зависимости от подъема клапана. О 20 60, ?.о о GO Угол се-дла. Фиг. 356. Наивыгоднейший угол седла в зависимости от R/d клапана по опытам Танака. Отчасти этим обстоятельством объясняется то, что выигрыш в мощности не пропорционален подъему клапана, как это видно из диаграммы ** (фиг. 355). На основании опытов Танака („Aeronaut. Research Institute—Rep". № 50 и 61, 1929 г.) между углом седла и отношением— имеются оптимальные и соотношения, объясняющиеся условиями обтекания грибка клапана. Результаты этих опытов представлены на фиг. 356. * Д ж о д ж, Автомобильные и авиационные двигатели. ** Здесь представлены результаты опытов Помрой на одноцилиндровом двигателе; диаметр цилиндра 90 мм, ход поршня 120 мм, диаметр клапана 44,5 мм при различных величинах подъема (см. Маркс, Авиационные двигатели). 375 § 115. ФАЗЫ РАСПРЕДЕЛЕНИЯ Наиболее часто применяющиеся фазы распределения показаны на фиг. 357. Отклонения начала и конца фазы от мертвых точек обеспечивают увеличение продолжительности открытия клапанов, доходящей до 20 + 180 -f- 60 = 260° для клапана впуска и 70+180-^-20 = 270° для клапана выхлопа. Перекрытие клапанов у ВМТ, показанное на фиг. 357, является общепринятым в практике современного моторостроения. Некоторый выигрыш мощности, наблюдающийся при открытии впускного клапана до ВМТ, н.бп. н.вхл. ММТ Фиг. 357. Диаграмма газораспределения. 30 О 30 60 90 /20 /50 /80 2/0 240 ВМТ ВМТ Фиг. 358. объясняется большей продолжительностью впуска, а также большей высотой подъема клапана в начале хода поршня. На диаграмме (фиг. 358) сопоставлены кривая скорости поршня и кривые подъема клапана при раннем (5° до ВМТ) и позднем (15° после ВМТ) открытии клапана. Целесообразность перекрытия клапанов оспаривалась ранее соображениями о пожарной опасности, что не лишено основания для очень боль- 8МТ КВп. НВхл IS ,10 \s\ HMT 50" Вхл. 5ез nepekpbimi/я- , rio\ 112° .27°, шого перекрытия или для ,15 кулачка с очень быстрым подъемом клапана в начальной фазе. Однако практически перекрытие до 40° безопасно, так как через очень узкие щели в обоих клапанах при их одновременном открытии пламя не проходит, так же как не проходит сквозь металлическую сетку (эффект Дэви). Иногда выигрыш мощности, происходящий вслед- Ы Хороша Ш Вала Фиг. 358'. 50 100 150 Др/t мм pm. cm. вых—значения ре\ две нижних 63i) > i 90 w 270 360 ствис перекрытия клапанов, объЯСНЯЮТ ПрОДуВКОЙ Каме- ФиГ. 358". Зависимость Ре ОТ ры сжатия смесью В момент, перекрытия клапанов и когда оба клапана открыты. наддУва (ТРИ верхних кри' Опыты Schey, опубликованные в журнале SAE (июнь 1933 г.) и в репорте NACA № 471 , показывают, что это объяснение верно лишь при очень большом перекрытии и наддуве. Опыты велись на одноцилиндровом двигателе при постоянном числе оборотов с двумя видами диаграммы газораспределения, показанными на фиг. 358', и наддувом от электромотора. Результаты опытов приведены на фиг. 358". То обстоятельство, что при ДР^20 мм рт. ст. наблюдалось снижение расхода топлива, дает основание предположить, что даже при 376 на шток клапана с таком значительном перекрытии, как 112°, при работе без наддува продувка* практически отсутствует. Увеличения расхода при наддуве удалось избежать, применяя непосредственный впрыск топлива в цилиндр через форсунку после закрытия впускного клапана. В этом случае кривая расходов совпала с кривой а* (фиг. 358*). Это обстоятельство вторично доказывает наличие продувки лишь при большом наддуве. § 116. ДИАГРАММА ПОДЪЕМА, СКОРОСТИ И УСКОРЕНИЯ КЛАПАНА. ВРЕМЯ-СЕЧЕНИЕ В движении клапана можно различить четыре периода (фиг. 359). В начале открытия под действием силы Р19 нажимающей на шток, клапан поднимается с седла с возрастающей от нуля скоростью vlt т. е. с ускорением j\, направленным по скорости. Кривая подъема расположена выпуклостью вниз. Клапанный привод, нажимающий силой РХ, преодолевает силу инерции клапана, направленную против скорости и ускорения. Для того чтобы клапан при полном открытии остановился, он должен, начиная с некоторого момента подъема а, двигаться замедленно (участок второй), для чего должна быть приложена сила Р2, растягивающая шток. Так как при обычном кулачковом механизме возможна передача лишь силы нажатия, то на клапан ставится пружина, которая и развивает необходимое усилие Р2. Под действием этой силы Р2 клапан, все еще двигаясь в прежнем направлении, получает отрицательное ускорение у'2. Так как движение замедлен- ное, то кривая пути обращена выпуклостью вверх. Сила инерции клапана направлена по скорости, против ускорения. На третьем участке от Ъ до с клапан, после мгновенной остановки при полном открытии (точка .?), начинает двигаться ускоренно в обратном направле- J Фиг. 359. Диаграмма подъема, скорости, ускорений (и сил инерции). нии. Таким образом направление вектора скорости ускорения и 3 обратно щ, у'2 направлены в одну сторону. Чтобы это движение было возможно, к штоку должна быть приложена сила Р3 в том же направлении, как и Р2. Таким образом в этом случае также необходима пружина, преодолевающая силу инерции клапана. Наконец, на четвертом участке клапан должен, двигаясь в прежнем направлении — к седлу, потерять полученную скорость 1>3> с тем чтобы посадка на седло совершилась без удара. Для этого необходимо к штоку приложить силу нажатия Р4. Ускорение у4 в этом случае будет направлено обратно скорости, т. е. в ту же сторону, что и j\. Это очевидно также из того, что силы РХ и Р4 направлены одинаково. Относительно характера протекания представленных кривых следует сделать следующие замечания. Кривая скорости может протекать вообще по любому закону. Необходимо лишь, чтобы ни в одной точке ее не было скачков скорости, 377 как, например, показанные на диаграмме фиг. 360: в точке Л от нуля до iv; в точке е от ve до iv и в точке а от tva до iv. Такие скачки скорости сопровождаются появлением в точках А, а и е очень больших усилий во всех частях механизма, как это видно по изменению количества движения: ори оо. Скачкообразные изменения скорости отражаются на кривой подъема клапана в виде особых точек Л, а и е, в которых касательные, проведенные к смежным участкам кривой, не совпадают, как, например, это показано для точки а пунктиром. При отсутствии скачков скорости переход от ускоренного подъема к замедленному должен совершаться поэтому по сопряженным кривым (совпадение касательных в точке а на фиг. 359). Что же касается изменения ускорения, например в точках Л, а и е (фиг. 359), то оно характеризует лишь внезапное изменение сил инерции клапана и не сопровождается ударом, если только в этих точках не происходит скачка скорости. Заданный закон изменения по времени подъема, скорости и ускорения осуществляется формой кулачка. Вообще кривая подъема клапана для лучшего наполнения цилиндра должна иметь такой вид, чтобы клапан быстро поднялся, дольше оставался открытым с подъемом, близким к максимальному, и после быстро же опустился. Для этого иногда (как показано на фиг. 361) между вторым и третьим участками клапан в течение некоторого времени т остается неподвижным при полном открытии. Такое решение, однако, не всегда удается осуществить, так как оно ограничивается силами инерции и, следовательно, нагрузкой деталей клапанного привода. Для оценки кривой подъема со стороны наполнения цилиндра служит понятие „время-сечение". Если обозначить разность давлений во всасывающем трубопроводе и в цилиндре через Др, подъем клапана в данное мгновение через /г, диаметр в свету через d, коэфициент расхода через р. и весовую плотность смеси через 7С, то количество смеси, втекающее в цилиндр за элемент времени Дт Фиг. 360. Фиг. 361. Др (И7) полное количество смеси, поступившее в цилиндр за время от начала А до конца открытия клапана D (фиг. 359), D A или, вынося часть постоянных сомножителей за знак суммы, имеем: D (148) (149) 378 Величина, стоящая под знаком суммы, имеет размерность площадь Xвремя и называется время-сечением. Чем она больше, тем большее количество воздуха при прочих равных условиях поступит в цилиндр двигателя. Если для величины JA принять какое-либо постоянное среднее значение (например, 0,7), время-сечение будет пропорционально величине т. е. площади, заключенной между осью абсцисс и кривой подъема клапана (фиг. 359), так как углы поворота а, откладываемые по оси абсцисс, пропорциональны времени. Величина для впускного клапана на режиме максимального числа оборотов изменяется в пределах от 50 — 60 мм2сек до 30 — 20 мм?сек'в современных быстроходных двигателях. Отнесенное к 1 л рабочего объема время-сечение F для четырехклапанных конструкций имеет величину 14— 17 м.м?сек\л, для двухклапанных 8 — 12 мм2сек/л. При изменении числа оборотов величина время-сечения, естественно, изменяется обратно пропорционально числу оборотов коленчатого вала. § 117. ФОРМА КУЛАЧКА. КУЛАЧОК ПОСТОЯННОГО УСКОРЕНИЯ Профиль кулачка либо определяется заданным законом подъема скоростей и ускорений, либо задается непосредственно приемами построения. Первый способ наиболее удобен для целей расчета, но сложен в производстве, так как профиль получается обычно сложным построением по лекалу. Второй способ проще в производстве, так как профиль кулачка может быть задан таким, чтобы составлялся из прямых и дуг круга, что облегчает изготовление копиров. Из кулачков, обеспечивающих заданный закон подъема, наиболее простым и удобным для расчетов является кулачок постоянного ускорения. В этом случае принимается, что движение клапана на каждом из участков 7, 2, 3 и 4 (фиг. 362) совершается с постоянными ускорениями. Тогда на каждом из участков скорость меняется пропорционально времени, т. е. по прямолинейному закону: Фиг. 362. Диаграмма подъема, скорости и ускорения кулачка постоянного ускорения. а подъем клапана — по закону квадратной параболы: h j • t2 Диаграмма подъемов будет в этом случае составлена из четырех сопряженных друг с другом парабол, а в случае симметричной кривой подъема — из трех, как показано на фиг. 362. Здесь точки а и с являются точками сопряжения парабол, вершины которых расположены в точках A, b, D. 379 Так как кулачок симметричный, то В точке сопряжения а величина полного подъема клапана и соответствующее время т делятся на пропорциональные отрезки Это легко доказать следующим образом. На основании законов равноускоренного движения имеем для точки а Aj = ^. (150) Рассматривая движение по параболе ab, обращенным от Ъ к "а, можно написать аналогично: А,»-^-1.. (151) Так как из условия сопряженности 1) = 1) = ч) ос, a2 а» то, разделив почленно уравнение (150) на (151), имеем: -J1- = i- (152) «2 Т2 Так как для равноускоренного движения Чх^Л-'Ч, (153 т) — /т М W1 ^ctg —У2Т2> \1ОО / то можно написать / т /j II \* п i tf(y ' f 4 р* j v Т^^Г^-fT' (154> У2 Т1 '-1 Соотношения (152) и (154) дают возможность быстро подсчитать ускорения j\ и jz по формуле: '• = ЦА, (155) если заданы число оборотов, продолжительность открытия, высота подъема клапана и отношение ь-А-Л. Л5~" /г ~~ т • Величина k в авиационных двигателях меняется от х/2 ДО х/5- При этом ускорения меняются, но скорость va остается без изменения, так как 2Л- 2hk 0 h , /ic/yv г>„=- —i- = —г- = 2 — = const, (156) t* ^ ^ ?> ^ ' . \ ^ * ' где /гит — полная высота подъема клапана и соответствующее время. Задача Дано: Высота подъема впускного клапана 12 мм. Начало выпуска 10° до ВМТ; конец 50° после ВМТ. Число оборотов коленчатого вала 2400 об/мин. Найти скорости и ускорения клапана. Решение Продолжительность половины полного открытия _ J_ _240_ _60_ 1 1 ~~ 2 ' 360 2400 ~~ 120 С6К' 380 Если принять k — —д-, то _1_ 4 1 120 1 480 Л- = -г- • 12 = 3 мм 160 сек.; ft, = 9 мм; 'г— 4802 = 1380 /2 =/. . А- = 1380 -?--= 460 ^/сел:2; А12 . " va = 2,87 м/сек; При расчете нового распределения величиной k можно задаваться, учитывая, что, чем меньше величина k, тем больше у^, т. е. тем больше нагрузка от сил инерции на детали клапанного привода в первый период работы клапана, но зато тем меньше у'2 и, следовательно, необходимое усилие пружины. Поэтому в клапанном приводе с большим количеством деталей (например, звездообразные двигатели) значения k берутся ближе к х/2> с малым количеством деталей — b h ближе к Ys (например, ку-лачок непосредственного действия на клапан). Со стороны наполнения выгоднее придерживаться меньших значений k, как это видно из диаграммы на фиг. 363, где построены кривые подъема с постоянным ускорением и показано увеличение время-сечения в процентах по отношению к время-сечению при т,сс Фиг. 363. Построение профиля кулачка по заданной кривой подъема для разных случаев привода показано на диаграмме фиг. 364. Общий прием построения заключается в том, что вращение кулачка заменяют вращением толкателя вокруг кулачка. Тогда наносят расстояния тарелочки толкателя или центра ролика от окружности, которая описана каким-либо начальным радиусом с предусмотренным заранее зазором (r0-f-i). Эти расстояния берутся из диаграммы подъема при соответствующих углах поворота кулачка. Разбивку этих углов на кулачке делают, сообразуясь с передаточным числом к кулачку. Если привод к клапанам осуществляется через неравноплечие рычаги, то величины подъемов изменяются пропорционально длине плеч. Профиль получается как огибающая окружностей ролика или серии прямых, изображающих тарелку плоского толкателя. Величина радиуса начальной окружности для шайбы звездообразного двигателя определяется конструктивно возможностью размещения привода к ней. Начальный радиус обычного кулачкового валика должен быть взят не менее 1,5 — 2h. На диаграмме (фиг. 364) виден графический прием построения параболы, составляющей кривую подъема, по заданной вершине А и точке а. Остальные точки параболы расположены на пересечениях лучей, проведенных из точки А в точки деления на равные части вертикали а' а, с вертикаль- 381 ньтми линиями, проведенными из точек деления на то же число частей участка Аа' оси абсцисс. Недостатком кулачка постоянного ускорения, или, как часто говорят, параболического кулачка, является то, что силы инерции в начале открытия, а также на втором и третьем участках, постоянны. h мм 1?0 °(по углу побор Нслснчат. бала] N ^ Кулачан \ \ рядного потора \ \ сроликом \ Ч \ \ 50\ Ч ' '~ 120"(по углу побор. Коленчатою бола] I ' , ., Фиг. 364, а, б, в. Построение профиля кулачка на заданной кривой подъема. Этот закон на первом участке особенно нецелесообразен для выхлопного клапана, когда привод нагружается, кроме^сил инерции, еще давлением газов внутри цилиндра. Что же 'касается второго и третьего участков, то для сохранения запаса натяжения пружин, которое пропорционально подъему клапана, было бы целесообразно к началу второго и концу третьего участков иметь ускорения меньше, чем в середине. Этого можно достичь, принимая закон изменения ускорений в виде наклонных прямых (фиг. 365). Кулачок подобного вида несколько сложнее для расчетов и вместе с тем обладает теми же неудобствами в производстве, что и параболический*. На диаграмме подъема, скорости и ускорения (фиг. 365) двойным пунктиром показана диаграмма Фиг. 365. Диаграмма подъ- усилий пружины, а простым пунктиром — сила ема скорости и ускорений, инерции при постоянном ускорении. В точке С в этом случае заданная скорость движения клапана осуществлена не будет. Изготовление профиля в производстве делается на копировальных, токарных, фрезерных и шлифовальных станках. * Кинематика такого кулачка подробно разобрана в книге И. Ш. Н е и м а н а, Динамика и расчет на прочность авиационных моторов, книга 2. 382 Пример токарного копировального станка Людвиг Леве показан на< фиг. 365'. Обрабатываемый кулачковый валик / крепится на центрах станка и поддерживается от прогибов люнетами. Резец 2 крепится в специальном резцедержателе 3, укрепленном на салазках 4. Салазки под действием сильной пружины роликом 5 прижимаются к копиру 6 и могут передвигаться в направлении, перпендикулярном оси кулачкового валика. Для поддержания постоянства угла резания резцедержатель 3 под действием копира /поворачивается относительно оси 8. Копировально-токарные станки дают высокую производительность. Недостатки их — сложность правильного изготовления копиров 6 и 7. Фиг. 365'. Схема копировального станка Людвиг Леве 1—обрабатываемый валик, 2—резец? 3—резцедержатель, 4—салазки резцедержателя? 5—ролик; 6—7—копир? 8—ось поворота резцедержателя. Фиг. 365". Принципиальная схема копировального фрезерного станка Рейнекер 1—обрабатываемый валик? 2—фрезер? 3—шаблоны. Принципиальная схема копировального фрезерного станка Рейнекер показана на фиг. 365". Здесь валик / вращается на неподвижных опорах, а фреза 2 совершает поперечное движение под действием рычагов и шаблонов 3. Число профильных шаблонов 3 устанавливается по числу кулачков, так что все кулачки валика могут быть обработаны за один постанов. На фиг. 365"' показана схема станка Черчилль для окончательной шлифовки профиля. Здесь копиром является эталонный кулачок 7, выполненный в натуральных размерах за одно целое с валиком 2, укрепленным в шпинделе 3. В этом же шпинделе крепится обрабатываемый кулачковый валик 4. Кулачок копира / действует на ролик 5, укрепленный на валике в неподвижной станине 6. Шлифовальный круг 7 приводится в движение от отдельного мотора. Копир и обрабатываемый кулачковый валик укреплены в корпусе 8, могущем качаться относительно оси 9. Этот корпус сильной пружиной отжимается с таким расчетом, чтобы копир был все время прижат к ролику 5. Таким образом при вращении копира корпус 8 покачивается и кулачки обрабатываемого кулачкового валика получают профиль, одинаковый с профилем эталонного кулачка. При этом необходимо, чтобы диаметры ролика 5 и шлифовального круга 7 были одинаковыми, иначе точность профилировки кулачка не будет обеспечена. Фиг. 365'". Схема шлифовального станка «Черчилль» 1—эталонный кулачок? 2—валик эталонного кулачка, 3—шпиндель? 4—обрабатываемый валик; 5—ролик? б—неподвижная станина? 7—шлифовальный круг? 8—качающийся корпус? 9—ось качания корпуса. 383, § 118. ПРОФИЛИ КУЛАЧКОВ, ОЧЕРЧЕННЫЕ ДУГАМИ КРУГА Профили кулачков, очерченные дугами круга, показаны на фиг. 366. Условия сопряженности для кулачков профилей а и с оказываются в том, что центры О и О' лежат на прямых АВ и АС, проходящих через точ-i? ки сопряжения В и С. f Для кулачка про-<0 филя b по условию сопряжения радиусы г, г0, проведенные в точки С п и В, должны быть перпендикулярны боковине ВС. Наиболее распространенным является профиль а, так как •Фиг. 366. Типы профилей кулачков, очерченных дугами круга, при нем возможна работа с роликом любого .диаметра и с плоским толкателем. Кроме того, такой профиль не ограничивает диаметра шлифовального камня, что имеет в производстве некоторые преимущества. Однако при одинаковых фазах и подъеме клапана кулачок профиля с обеспечивает наибольшую величину параметра время-сечение. Рассмотрим движение клапана при выпуклой боковине ВС (фиг. 367). В этом случае углу поворота а кулачка будет соответствовать расстояние центра ролика от оси вращения равное ОА'—х, т. е. подъем клапана будет: Фиг. 367. Профиль кулачка с выпуклой боковиной. Аа = О А' - (г0+ Р) = х - (гв + р). (157) Таким образом исследование движения клапана сводится к определению величин х <при различных значениях а. Проектируем отрезки AA'=R-}~р и ОА'=х *н'а направление О А и перпендикулярное А'В'. Тогда, учитывая, что О А = R — /*0, имеем для определения х следующие два уравнения ясозатНЯ —r0) = (#-l-p)cos<{>; (158) х sin a = (R + p) sin ?. (1580 Чтобы исключить величину «р, возводим правые и левые части уравнений в квадрат и складываем их почленно. Тогда для нахождения х имеем ^квадратное уравнение: х* + 2(R — г0) cosa-д: +(Я — rg) — (Я + р)2 = О, •откуда х = -~ Я — r0) cos а ± /(Д — г0)2 cos2 a - (R — rtf + (R + p)2; r0) cos a ± (R - r0) (159) Перед вторым слагаемым правой части уравнения нужно оставить лишь -знак „ + в, так как в этом случае при а = 0 Тогда, вводя для краткости обозначение Д 1 R а 384 получим: _________ x = (R — г0)'(— cos a -f -i-' /1 —a2 sin2а) и, следовательно, h = (R — r0)(- cos sin a) — (/V:+ (160) (161) С к оро с ть центр a ролика 1 «'- /Г» \ I 10 = ^:=(Я— ro) \srna — - а22 sin a cos а 2 /Т— и2 sin2 а т. e. к, (162) где a>K — угловая скорость вращения кулачка. Ускорение dv /г» ч «о I # = =(Я-Л)К1со8а- 2 cos 2а У1 — я2 siii2 а + • 2 sin a • cos a • sin 2a a2- sh,2a /=.(/?— r0> a)2 f cos a 2 cos 2ce (1 — я2 sii 2 a) + 2a2 sii,2 a cos2 a (1 sh.2e) « •]. (163) После тригонометрических преобразований окончательно имеем: / = (/? — г0) со2. ь (1б4) где а • cos 2а -f а3 sin4 а /ic~\ а = COS а------------------^ -у-. (IbO) г (1— а2 - sin2 а) '» Значения этого коэфициента р при разных а и а даны на фиг. 368*. Плоскому толкателю на фиг. 368 соответствует значение а = 0. Вывод закона ускорений для вогнутой боковины может быть сделан совершенно аналогично предыдущему. Как видно из фиг. 369, для величины х можно составить следующее выражение, учи- тывая, что АА' — р) и ОА = sin a = (/? — р) sin ср. '; <166) О Ю 20 30 4Q" (166') Угол поборота кулачка ОС Возводя в квадрат и складывая почленно, фиг. 368. Значения коэфициента _, л_... ускорений У. для выпуклой боко- имеем. виньь откуда л2 — 2 (/? + re) cos a . л + (/? + г0)2 — (R — р)2 = О, /о) cos a + / W + r0) 2 cos2 a -f r0)2+,№-p)2. В отличие от уравнения (159), здесь надо перед знаком радикала оставить знак „ —", так как только в этом случае при а = 0 •*о == \R ^г" ^о) ~~ (R — Р) = rQ ~Ь РI таким образом r0) cos а — (R + г0) _ sn a. (167) * Диаграммы 368, 370, 374 заимствованы из книги Д е в и и e, Les moteurs а explosion 1935 г., т. II. В В А—142—25 385 Сравнивая это выражение с уравнением (159), видим, что они отличаются лишь знаками и тем, что величина (Я •& р) заменена на (Я — р), а (Я-го)- на (Я + г0). Таким образом можно написать: ^ (168) (169) fc- (170) / r> i N / a • sin •0 = (Я + Г0) <% \ 2 V 1 — a 2a 2 sin2 a \ sin a ) ; J /D i -- \ = (R + г.) Здесь везде 2a4- a3 sin4 a . - cos « = + 75 R Значения JA для различных углов поворота кулачка и различных чин а даны на фиг. 370. В случае плоской боковины закон " движения выводится (фиг. 371) из выражения вели- ' == х = (г0 + р) i cos a » Фиг, 369. Профиль кулачка с вогнутой боковиной. следовательно, dh sin a _ . _ _ -. » cos2 a ' 0° /0° 20° 30° 40° ОС Угол поборота кулачка Фиг. 370. Значение коэфициента ускорения (д- для вогнутой боковины. (172) ' dt ~ Величина ^ нанесена пунктиром на фиг. 370. Движение ролика по боковине продолжается до прихода точки касания в точку сопряжения боковины с вершиной, чему соответствует угол поворота распределительного валика а' от момента начала открытия клапана. Эти предельные положения толкателя представлены на фиг. 372 для трех типов разобранных кулачков. Величину предельного угла поворота а' можно найти из рассмотрения треугольников А'ОА и А'О'О. Заметим что ОО' = r0-f- umax —r, тогда для профиля а (фиг. 372) из А ОО А sin из дОАД' 386 в/>=-^ sin a' = sin (174) (174') Разделив почленно и преобразовывая синус суммы, получаем для профиля а Так как все величины в правой части заданы конструктивно, то величина а' находится непосредственно из уравнения (175). Аналогично для профилям (176) Фиг. 371. Профиль кулачка с плоской боковин од. И, наконец, для профиля Ь, учитывая, что в этом случае -[ == а', получаем: 1 (/• + р) ctga' sin г0 + hu — г •f (177) Движение по вершине кулачка будет, очевидно, одинаковым для всех трех разобранных типов кулачков, независимо от формы боковины. Закон движения можно вывести из соотношений. представленных на фиг. 373 (из А ОО'Л'). Как и при выводе уравнения (159), имеем: ' х — (ГО + АМ— - r)cosp = (r+p)cos-n (178) (>о + AM — r) sin р = (г + р) sin T. (1780 При совместном решении имеем: х* — 2(r0+AM-r)cos?.A:+(r0+AM-r)2 — (г+Р)« =0, (179) откуда ^с = (г0 + Ам — г) cos р + /(г0 + Лм -. г)2 cosa§-(r0 ф Ам Фиг. 373. м — г)2 -f (г + р. (180) Здесь перед знаком радикала оставлен знак „-{-", так как только в этом случае при р = О х = r0 -I- AM — г -}- г + р = г0 -В- А„ ф р. Преобразовывая уравнение (180) аналогично уравнению (160), получим: -)( где г cos а - l~a2 (181) /г 387 отсюда = (ro JK( si r) шк sin p 4- a • sin где (1 sin 8)'/- (182) (183) (184) (185) Величина у-, подсчитанная по формуле (185), дана на фиг. 374. Построение сопряженных частей кулачка сводится к геометрической задаче нахождения радиуса окружности г (фиг. 372), проведенной через заданную точку D касательно к другой окружности или пря- R, угле О' лежит С Фиг. 374. мои при заданных величинах г0, и Атах и при условии, что точка на OD. Если предположить задачу решенной, то (фиг. 374'), отложив DA' =--- В А — С А = R, получим О'А'= О'А, так как О'С = O'D. Тогда O'G_\_AAr разделит основание АД' равнобедренного тр-ка А'О'А пополам. Отсюда'—для нахождения точки О' надо отложить от точки D величину DA' = R, соединить точки А и А', восстановить из середины АА' перпендикуляр до пересечения с OD. Полученная точка О' и будет искомым центром окружности вершинки. А Фиг. 374'. Построение это необходимо вести весьма тщательно. Задача Найти диаграмму подъемов скоростей и ускорений для^ кулачка с вогнутой и выпуклой боковиной при продолжительности открытия клапана 260° по углу поворота коленчатого вала. Высота подъема ftmav = 12 мм и п = 2280 об/мин. м/ceft Решение. Для вогнутой половины назначаем из условий задачи $ = 65°, h = 12 мм, <*>к = 120 сек"1; по конструктивным соображениям выбираем г0 = 20 мм, R = 100 мм, р = 25 мм. Определяем графически г — 13,6 мм; по формуле (176) находим: о' = 13°30', По формулам (168) и (181) составляем табл. 26. Величина h подсчитана по обеим формулам при остальных вычислений. Результаты подсчета даны 388 -WOO Фиг. 375. 13°30' для контроля правильности сплошными линиями на фиг. 375. Та блица 26 Движение по боковине Формула (168) а=1,6 Движение по вершине г Формула (181) а =0,477 а 0 7 13°30' а 13°30' 35 50 65 а2 • sin2 а 0 -0,625 1 0,031 -0,615 0,992 0,128 -0,584 0,972 Р = а — а а2 - sin2 p 1 51°30' 0,139 1,95 30 0,057 2,04 15 0,012 2,085 0 0 2,1 — у i _ а2 Sirl2 а cos а -У l-sin2p /?+r0S 45 45,3 46,5 cos p 0,623 0;865 0,965 1 Л, лш }д (фиг. 370) 0 0,6 0,3 0,65 1,5. 0,85 (гв+Л~г)Е р. (фиг. 374) 465 1,5 0,6* 53,5 8,5 1,15 56,2 11,2 1,38 57 12 1,5 Л -и/еж2 1040 1125 1470 /2, Л*/С?К2 160 305 366 400 Для определения кривой подъема и ускорения выпуклого кулачка задаемся одинаковыми параметрами шк = 120 сек."1, R = 100 мм, $ = 65°, /гтах = 12 мм, р =25 мм. Находим графически г = 5,6 мм. По формуле (175) а' == 38°. Результаты подсчетов, проведенных по формулам (161), (164), (181), (184) и фиг. 353, представлены пунктиром на фиг- 360. Здесь необходимо предостеречь от преждевременных выводов о сравнительных преимуществах кулачка с вогнутой боковиной, так как при изменении радиуса толкателя р картина может сильно измениться. § 119. КУЛАЧОК С ПЛОСКИМ ТОЛКАТЕЛЕМ Выведенные выше соотношения не могут быть непосредственно использованы при плоском толкателе, так как содержат величину р = оо. Правда, путем некоторых преобразований можно эту величину исключить, но проще вывести аналогичные соотношения сразу, не вводя величины р. С Фиг. 376. Фиг. 377. Так как плоскость тарелочки толкателя перпендикулярна его оси, то радиус АЕ (фиг. 376), проведенный в точку касания, будет всегда параллелен оси толкателя OD. Взято экстраполяцией. 389 Отсюда, обозначая OD = х, имеем: х = R — (R — r0) cos a; А = (л;-Го) = (Д —г0)(1 v = (R — r0) сок . sin а; / = (R —• Г0) 0)2 cos а. COS а); (186) (162) (164) Предельный угол поворота, при котором точка касания Е придет в точку Са' = (р, как это видно из фиг. 376. Величина этого угла найдется из треугольника АОО': ОО' /5-\ /О: о -1500 '-WOO W 30 40 50 50 Т. . sin а' -= h — r . sin (175) 0. \--5QO Для движения по вершине можно легко вывести аналогично уравнению (186) на основании фиг. 377: х = г + ОО' - cos p, т. е. Фиг. 378. Диаграмма подъема и ускорения для кулачка с плоским толкателем: R = 100 м, г = 5,6 мм, 0 — 65°, г0= 20 мм, h— 12 мм, ш = 120°. д = (Го-Ь Д-г)со8? — (г0-г); (187) отсюда ^ == (г0 + Л — г) • шк • sin p; На фиг. 378 дана диаграмма подъема и ускорения для кулачка с плоским толкателем при следующих параметрах: R = 100 мм, г =5,6 лш, & = 65°, г0 = 20 лслс, h = 12 лш. о --= 120 сек."1. § 120. ОПРЕДЕЛЕНИЕ НАГРУЗОК КЛАПАННОГО ПРИВОДА На фиг. 379 изображена схема привода выхлопного клапана в начальный момент открытия. Здесь же показаны усилия, которые должны быть приложены в отдельных точках А, В, С для того, чтобы движение осуществлялось с заданным законом ускорений. Для силы PIA, приложенной к штоку клапана со стороны привода, очевидно J кл. где Рг сила давления газов на клапан в момент открытия; можно принять, что давление внутри цилиндра в этот момент равно 5 am; Рп — усилие предварительной затяжки пружины; -°у'кл —сила инерции клапана с пружинами, тарелочками и траверсами (если они имеются). Обычно принимают, что в движении с ускорением клапана /кл участвует лишь половина массы пружин. Тогда PIA = Рг± РпР -Ь (Мкл -}-•— А-пр) j\ кл. (188) ^ ' ^ „ Фиг. 379. Схема сил, Сила, которая должна быть приложена в точке -э, действующих на прибудет: вод выхлопного кла- — D а _1_ D rlftQk Пана В начальны^ м0' — -^1л • -т- т" -^1кор5. (--оУ) мент открытия. 390 Величина Якорв, т. е. усилие в точке В, необходимое для преодоления инерции собственно.коромысла, найдется следующим образом. Если 7КОр — момент инерции коромысла относительно оси вращения, 1 кл — его угловое ускорение, то а -1 корд ' О — «/кор PJ — -*кор кл а т. е. я, — J\ 1-КЛ КОРД - лир Тогда формула (189) может быть представлена в следующем виде: Лкл _/р r- -N " а • ь ~~ V (190) (191) = Г\А • (189') b ~Г -'кор п h — у- \А ~Г ^кор Подставляя в уравнение (189х) значение Р\А из формулы (188), получим: р — р I Р -4-(М«п-\__— /И™ -!___5-5Н-1/ — — * 1-5 — -г i -пр г V •-"кл П^ 2 'KJnP I Й2 //1кл А — — грг _[_ р т}? УИ0 • y'i ] —. (192) Здесь величиной М = М -!—L. М ~ -I___— Г19311 Окл — Г1кл п^ о - 'хпр Т^ ,,2 * х »/ Ркг 110 прогиб. 40 30 20 Ю 0UC/JO г о 30 т кг/я*2 Фиг. 383. Номограмма для расчета проволочных спиральных пружин Р -= ---Й- ; / = -!?J? - Р = Л?~ * при G - 8250 кг/мм2. Дано: d = 50 мм, т == 30 кг/мм2, о = 5,5 Найти Р при 8 =5,5 мм и / при 5 ==5 лш. Решение: по абвгд—Р — 39 лш; по аежзикл—f = 26 мм. Примечание. Точки г и з находятся на пересечении вертикали, соответствующей заданному значению т с лучами, проведенными из точек т=0 в точки б и ж. Точка г/ всегда лежит на вертикали, соответствующей 10 виткам; точка k—на пересечении луча 6и с вертикалью, соответствующей заданному числу витков. 393: Тогда напряжение проволоки на скручивание м — р а . 16 8 (200) Wp ~\ 2т.53 При заданных значениях т и 8 уравнение (200) представляет равностороннюю гиперболу в координатах Р и d (фиг. 383). Для целей расчета уравнение (200) удобнее представить в следующем виде: Р= Т'?'*• (201) о f Отсюда, задаваясь величиной -с (обычно тшах == 4000 кг/см2) и назначая из конструктивных соображений величину среднего радиуса навивки d, можно найти либо величину Ртах по заданному диаметру проволоки 8, .либо по заданной величине Р определить 8. В последнем случае необходимо помнить, что для диаметра проволоки по ОСТ установлены следующие размеры: 2; 2,5; 3; 3,5; 4; 4,5; 5; 5,5; 6; >6,5; 7 мм. Заданному напряжению т будет соответствовать, по закону Гука, вполне определенная величина деформации скручив-ания проволоки в каждом витке и, следовательно, вполне определенное сжатие пружины в зависимости от числа витков. При очень малом числе витков может оказаться, что суммарный прогиб, соответствующий данному т, окажется меньше подъема клапана. При постановке такой пружины на двигатель напряжение при полном открытии клапана окажется выше расчетного. Поэтому наряду с уравнением крепости для подбора пружин необходимо уравнение деформаций. Для цилиндрической проволочной винтовой пружины это уравнение может быть получено из равенства работы упругой деформации кручения проволоки и работы сжимающей силы Р, производимой при сжатии пружины на величину прогиба / (фиг. 384). Так как сила возрастает от нуля до Р, то работа ее (202) Работа упругой деформации проволоки найдется по скручивающему :моменту и углу закрутки р проволоки. Согласно закону Гука Фиг. 384. тогда работа JL_^ "- • А-скр = j_ 2 (203) .подставляя в это выражение значения м — Р • -г-СКр - •" ' (204) 7 — Р ~ 32" и приравнивал к формуле (202), получаем после сокращений (205) :394 Подставляя в это уравнение значение Р из уравнения (201), получим другую формулу для прогиба, часто применяемую в расчетах ' f = ^^ т. (205') Для пружин различного диаметра навивки d при одинаковых 8, -с и / прогиб меняется по закону квадратной параболы. Так как из уравнения (201) крепости уже известны величины d, 8, Я, то можно, задавшись величиной i, найти величину прогиба /, т. е. разность между высотами пружины в свободном состоянии и при полном открытии клапана. Если обозначить полный подъем клапана через h, то предварительная затяжка Рпредв, соответствующая прогибу /предв = /— h, должна быть достаточна для того, чтобы выхлопной клапан не открылся в момент всасывания. Если обозначить через hA величину подъема клапана в конце ускоренного движения (граница первого и второго участков), то усилие Рд, соответствующее прогибу /л=/—h + h-A, должно быть больше сил инерции механизма, возникающих в начале замедленного движения клапана. Задача. Необходимая сила пружины при полном открытии клапана Р = 60 кг. Найти ее размеры при условии, чтобы при закрытом клапане она развивала усилие Рпредв не менее 20 кг. Полный подъем клапана 15 мм; d = 40~42 мм. Решение. Задаваясь т -= 4000 кг/см2, по уравнению (201) находим: 8 • d D 8 «42-60 ,_ ._ _ _ Р = I/ ——------= 5,45 мм ^ 5,5. Т7С Г 40 • ТС Вибираем число витков / = 4. Тогда по уравнению (205) имеем: 423 4 - 8 /= 60 • ------ • --5-------- = 18,9 Л^ так как подъем клапана h = 15, то /предв = 18,9 — 15 = 3,9 мм. .^ Сила по уравнению (205) пропорциональна прогибу, следовательно, Р __ р . ... * — 1 9 4 *•? ^предв — -^ 13,9 ~ ' т. е. условие задачи не выполнено. Оно будет выполняться, если принять / = 5, т. е. f = 23,6 мм, =,-1 = , мм; Я fi * Рпредв=60 .-^g- = 21,8 кг. Вместо того чтобы задаваться числом витков i, можно задаться величиной /, и тогда непосредственно из уравнения (205) можно найти i. Для современных двигателей /= 2 — 4fi. По данным Никсона („Aircraft Engineering", сентябрь, 1933 г.) для надежной длительной работы пружин необходимо соблюсти условие, чтобы - _ т — _? __ L. h — 9ПОО -i- 9400 — «•шах тпредв — ^к~ dzi — -iUvJU . .-tuvj CMZ' Пользуясь этим соотношением, можно подобрать число витков /. Обычно на авиационных двигателях ставится не одна, а две-три пружины. Если нагрузку распределить между ними равномерно, то при рав- . 395 ном напряжении диаметр проволоки должен быть у внутренних меньше, как это видно из уравнения (201): *з вн d, вн нар нар пружин (206) Если поставить дополнительное условие, чтобы прогибы / были одинаковы, то из уравнений (205) и (206) получим: вн вн d; нар __ нар вн нар вн (207) Рнар. предв. т. е. число витков внутренних пружин должно быть больше, чем наружных. Определение предварительной затяжки удобно находить не вычислением пропорции, как сделано выше, а графически, по суммарной характеристике всех пружин. Это делается, как показано на графике (фиг. 385). Слева внизу фиг. 385 показаны наружная и внутренняя пружины в сжатом состоянии при полном открытии клапана. Оси координат / и Р началом ориентированы на движущиеся концы пружин. Тогда нижние наклонные линии показывают изменение усилия каждой пружины в отдельности, а верхняя—изменение усилий обеих пружин при затяжке их от свободного состояния до состояния, показанного на фиг. 385. Величины Рнар и Рвн, отложенные на оси ординат, берутся из уравнения (201) нор: МЛЛЛЛ т/т вн. Фиг. 385. График определения предвари- Для определенного значения г, величины тельной затяжки пружин. fHaP и /вн определяются по формуле (205) для того же значения т или той же силы Р. Для облегчения расчетов приводится номограмма (фиг. 383). Необходимо добавить, что в формуле (205) i обозначает рабочее число витков. В это число не входят витки, лежащие на тарелочках и, следовательно, не принимающие участия в скручивании. Задача П о д ъ е м к л а п а н а 12 мм. Д и а г р а м м а п о дъ е м а и ускорений дана на фиг. 386 сплошными линиями. Вес частей приводного механизма, приведенных к штоку клапана, Оприв= 1,02 кг. Диаметр клапана в свету 80 мм; диаметр штока клапана 12 мм. Подобрать две пружины из условия, что они нагружен ыравно-мерно. Решение Силы инерции на штоке клапана Р,— 1,02 9,81 j = 0,1 j. Это позволяет принять диа- грамму ускорений за диаграмму сил простым делением масштаба ускорений на 10. Этот новый масштаб приведен на фиг. 386- За расчетное усилие обеих пружин принимаем: "расч~~ 7т ах -= 1,5. 40 = 60 кг. Считаем, что на каждую пружину должно приходиться 30кг. Полагая толщину стенок направляющей втулки 3 мм, расстояние между втулкой и пружиной по 1 мм на сторону и вероятный диаметр проволоки на внутренней пружине 4—5 мм, получим: с1ш = 12 +. (2 • 3) + 2+ 5 = 25 мм-, dHap = 35 мм. 396 По номограмме (фиг. 383) видим, что внутренняя пружина при d = 25 мм; •3 = 3,5 мм и т = 40 кг/мм* развивает усилие 25 кг; внешняя при d — 35 мм; 8 — 4 мм ,и т = 40 кг/мм2 развивает усилие 29 кг. При постановке этих пружин вместе полное усилие что соответствует запасу Р. = 26 + 29 = 55 кг, PC- ЪЪ — __?_ — ±± _ i Я7 ~ Р,- - 40 - l>61' Равного распределения нагрузки не получилось, чения. Назначаем далее /нар = б и *вн = 8, которым по фиг. 383 при * = 40 кг/мм* соответствуют значения /нар=27 мм и/вн—22мм, и строим суммарную характеристику пружин (фиг. 388, а). По характеристике находим, что предварительная затяжка 27 кг достаточна, так как она больше, чем Р = (1 _ 0,3) ^- =- 19,5 кг. Вместе с тем в точке А (см. фиг. 386) усилие РА недостаточно для преодоления силы инерции Ра = 40 кг и, следовательно, заданный закон движения не может быть обеспечен. Для устранения этого дефекта достаточно увеличить числа но это не имеет существенного зна- то \ /000 1 h мм 15 Ю 5 100 В .*- **• -— . [--ч S *** X - / \J - Г N ^ S Х^ г« -tr -шоо -ч а С — — — . — _ф . кг • • . ; - -100 Фиг. 386. Диаграмма подъема и ускорений клапана. витков до значений г" = вн /нар = 12 либо, не меняя /, увеличить 8 до 4,5 мм. Последнее решение выгоднее, так как позволяет обойтись без увеличения габарита пружин. Разобранный выше метод подбора пружин остается без изменения и в том случае, если применяется какой-либо другой конструктивный тип пружины. Меняются лишь расчетные уравнения—прочности и деформации. Эти уравнения приводятся далее. 1. Пружина винтовая цилиндрическая прямоугольного сечения, работающая на скручивание (фиг. 387): Р = 1^-iA . -; (208) Фиг. 387. Схема винтовой цилиндрической пружины прямоугольного сечения. f = 0,9ic • i • fip —. tj A2 ^L = 0,4u. / Ь- G (209) Фиг. 388. Схема конической винтовой проволочной пружины. 2. Коническая винтовая ющая на скручивание (фиг. 388) р = проволочная пружина, 53 8-d работа-(210) . Р i — —• G 45 G ' (211) 3. Коническая винтовая пружина прямоугольного сечения, работающая на скручивание (фиг. 389) Р = . Т • d (212) 397 f -0,225 (d*-\-d$(d -f + =-0,lit. i (213) 2 & • /г3 G ' 4. Пружина с постоянным прямоугольным сечением, ра- ботающая на изгиб (фиг. 390) изг bhs E (214) (215) 5. Винтовая проволочная пружина, работающая на изгиб (фиг. 391) 20 мм 30 Фиг. 388а. График. т = D TC • O3 P = ~32 64 P • / - r2 •---------- • —•- •• -•--------------~ 7t ?, 0* изг (216) (217) где / — длина проволоки в выпрямленном состоянии. Ъ Т Фиг. 389. Схема конической винтовой пружины прямоугольного сечения. Фиг. 390. Пружина с постоянным прямоугольным сечением, . работающая на изгиб. 6. Винтовая пружина прямоугольного сечения, работающая на изгиб (фиг. 392) Р — /• изг f- / - 6-Г Г • / -О - -- (218) -, (219) Е • Ъ • /i3 ' . - Л где / — длина пружины в выпрямленном состоянии. и Описанный метод расчета приме-Фиг. 391. Вин- няется при подборе пружин заново, товая проволоч- g случае поверочного расчета уже вы- Фиг. 392. Винтовая полненных пружин нужно пользоваться пружина прямоуголь-уравнениями (201), (205), (205') в зависи- ного сечения-мости от известных величин. Так, например, зная длину в свободном состоянии /св и при полном открытии клапана /min, находим прогиб /= /св — /min; по нему на основании уравнений (205) и (2057) определяем напряжение т, силу Ртах, строим характеристику пружины и определяем запас затяжки. Проверка на собственные колебания производится а).поформулеРикардо изгиб п = 940 )/"• G мин. J__*f 398 где Р — сила в кг при сжатии на 1 см; G — вес пружины в кг; п —число собственных колебаний пружины, которое не должно быть кратно или равно наиболее часто применяющимся числам оборотов. б) п о формул е я=18,7.105 d мин/ Свободная длина пружины определяется из условия, что при полном; открытии клапана между витками должен оставаться зазор не менее 0,3 — 0,5 мм. Тогда, считая число нерабочих витков равным 2, имеем следующую длину пружины: 1) при полностью открытом клапане 2) при закрытом клапане /з = /mm + Л = i (8 + 0,5) -f 28 + А; 3) в свободном состоянии ---ев — 'min \ J • Из приведенных формул видно, что длины /3 у внутренней и наружной пружины могут быть, вообще говоря, различными в зависимости от диаметра проволоки и числа витков. Поэтому можно часто видеть, что тарелочки, в которые упираются пружины, делаются с уступами, различными по высоте (фиг. 393). Фиг. 393. Тарелочка для упора пружин. Фиг. 394. Схема навивки пружин на токарном станке. Изготовление пружин производится навивкой на оправку на токарном станке с самоходом, при помощи которого устанавливается необходимый шаг навивки (фиг. 394). Величина этого шага подсчитывается по длине в свободном состоянии. Навитая пружина отжигается на оправке. Если навивки нерабочих витков не делалось, то после отжига пружина снимается с оправки и нагревается до 700—800° для подгибания концов. Если необходимо, то при этом витки правятся от руки. После этого производятся закалка и отпуск, шлифовка концов, правка пружины в холодном состоянии, контроль размеров и упругости. Окончательная отбраковка производится на основании наружного осмотра после полировки или кадмирования, так как в этом случае на чистой поверхности удается обнаружить такие мелкие дефекты, которые на грубой поверхности после навивки и термообработки не видны. § 122. РАСЧЕТ ДЕТАЛЕЙ ПРИВОДОВ К КЛАПАНАМ Определив усилия, действующие на отдельные звенья, можно провести расчет на их прочность. Коромысло рассчитывается, как консольная балка. Напряжения в этом случае будут: изг изг = 1000—1500 кг/см2 при стальном коромысле; = 200—250 кг^см* при дуралюминовом коромысле. Для оси опоры D, кронштейна и шпилек расчетной нагрузкой служит *сила Р?»[СМ. формулу (198)]. При скользящей опоре величина напряжения -смятия (на проекцию опоры) = 50 — 60 кг/см*. СМ Тяга рассчитывается на продольный изгиб по уравнению Эйлера, жак балка с шарнирно закрепленными концами. Расчетным усилием является Р\в. Запас надежности Д^ = 2ч-3. (220) а = 1В Весьма ответственным местом является ось ролика, в увеличении размеров которой конструктор обычно затруднен, тем более, что подвод смазки под давлением к этой оси практически невозможен. Расчетным усилием здесь является Р\ с, причем удельное давление 'см *1 с ~йГ . оле п -Фиг. 395. Схема распределе- дшя напряжений смятия по направляющей толкателя. не должно превышать 300-г-400 KZ/CMZ, так как в противном случае может наблюдаться заедание ролика на оси. Направляющая толкателя рассчитывается на смятие от действия боковой силы N. Примем, что напряжения смятия распределяются вдоль направляющей по линейному закону, как это показано на фиг. 395. Тогда полные силы реакции, действующие на шток толкателя, будут пропорциональны площадям треугольников О А В нОА'В'. Если х—- напряжение на конце направляющей, ближнем к ролику, то на противоположном .конце напряжение имеет величину х -,-----. It L ' 1л. Тогда сила реакции, соответствующая Л ОАВ, —Ц;—- • d .приложена на расстоянии 2/3 (/ — а) от точки О. Аналогично, равнодействующая всех усилий на верхнем конце направляющей а и плечо ее относительно точки О = ~^-а. Неизвестные величины х и а найдутся из условия равенства нулю «суммы сил и моментов относительно какой-либо точки, например точки О. _ x(l — a)d . х- a* -d дг п. /О9П ,~ 2 2(l — a) 'V—и, (tz.1) О V-/72 J О -"•* / 1 Ч I •Л ** ** ** Ж f f 4 1 \ УЧ ХУ--ЬУ--* Л » \. ----(/ —a) -f -^-.—-^- • -~-a — N(c+-l—a) = Q. (22Г). О <&\1 ----' И) О ' <4j у .Ив a)d Приведем в уравнениях (221) и (22Г) члены, содержащие х, к общему знаменателю, разделим уравнение (22Г) на (с + /—а). Тогда можно приравнять полученные уравнения, и после сокращения на х, d, ._- и W мы получим следующее уравнение: (1 — а)2~ а? (/ —д)з + аз а) ' 400 отсюда после преобразований (222) W I tm4\S Определив из уравнения (222) величину а, можно по уравнению (221) найти наибольшее напряжение смятия. Для выполненных моторов эта величина х не превосходит 100 кг/см2. В случае плоского толкателя, скользящего по кулачку, задача упрощается тем, что можно принять а = -----, а величину л подсчитывать из условия уравновешения момента от эксцентричного нажатия на тарелочку толкателя. Цилиндрические и сферические поверхности ролика и кулачка, толкателя и штока клапанов, толкателей и тяги проверяются по формуле Герца, которая имеет для цилиндрических поверхностей следующий вид: ___________ ан= 0,418 У™(±±±), (223) где Р — расчетная нагрузка в кг; Е — модуль упругости первого рода в кг/см2; b — высота цилиндрических соприкасающихся поверхностей; 11 » i — и-------кривизна соответствующих поверхностей в см~1 ' Знак „-{-" берется в случае обеих выпуклых поверхностей. В случае соприкосновения цилиндра с плоскостью принимают — = 0. Для сферических поверхностей уравнение Герца имеет следующий вид: о -*-------------------------------------------О ан = 0,38817 Р?2(7~±~) ; , (224) напряжение ан не превышает 10000 кг/см2 на поверхности кулачка и 50000 кг/см2 на штоке кулачка. § 123. ЗАЗОРЫ В КЛАПАННОМ МЕХАНИЗМЕ Зазор в клапане необходим как средство гарантии и контроля того, что клапан закрывается полностью на всех режимах работы двигателя. В разобранных ранее схемах для простоты рассмотрения задачи на наличие зазора не указывалось. Выполнить его можно было бы двояким образом. В о-п е р в ы х, можно было бы уменьшить начальный радиус на нерабочей тыльной части кулачка, срезав ее на величину желательного зазора i, как это показано на фиг. 396, а. Остальные элементы привода при этом регулируются так, чтобы клапан начал открываться, когда толкатель встанет в точке В. В этом случае, очевидно, величина зазора никакой роли не играет, и в таких случаях она может доходить до 2—2,5 мм (при клапанах непосредственного действия). Во-вторых, можно создать зазор за счет укорочения тяги или вывертывания наконечника на клапанном рычаге. Этот способ приводит к тому, что поверхность толкателя не доходит до начальной окружности на величину выбранного зазора i (фиг. 396, б) и открытие начинается не в точке В, ВВА—142—26 401 Фиг. 396. Фиг. 397. а в положении втором—при соприкасании в точке Е, что соответствует некоторому углу поворота кулачка а0. Величину этого угла можно вычислить по одному из уравнений (161), (168), (171) или (186), положив h = I. Можно также найти величину а0 по диаграмме подъема клапана, для чего на ней нужно провести пря-h "м мую параллельно оси абсцисс на 'ю расстоянии i (фиг. 380). Точки пересечения а и Ь этой прямой с диаграммой подъема дадут начало и конец открытия при наличии зазора. Основным недостатком этого способа является наличие удара в моменты открытия клапана и посадки на седло. В- этом случае скорость привода меняется мгновенно от нуля до конечной величины, как это видно на фиг. 397 (точки с и d). Поэтому величина зазора в подобных случаях обычно принята не более 0,4—0,5мм, чтобы скорость соударения была в пределах 0,2—0,5м/сек. Наличие зазора в этом случае должно отразиться также и на наполнении. Как видно из фиг. 397, время-сечение уменьшается на величину, пропорциональную площади eabf. Если положить, что /гср — 0,7 /гтах, то при часто встречающихся сейчас величинах ^,аах=14—15 мм изменению зазора т 0,1 мм соответствует изменение время-сечения на 1%. Величина зазора, установленная при регулировке, не остается постоянной во время работы двигателя вследствие температурного расширения деталей. В двигателях с верхним расположением распределительных валиков зазоры должны уменьшаться, в особенности при стальной головке (например, двигатели М-5, М-17). В двигателях с нижним приводом клапана через тягу и коромысло зазоры при нагреве цилиндра увеличиваются, что связано с появлением ударов и может вредно отразиться на прочности механизма (разбивание штоков клапанов). Для уменьшения ударов целесообразно применение профилей с пологой диаграммой подъема в начале и в конце работы клапана. В этом отношении более выгоден выпуклый профиль, так как при одинаковых зазорах скорость соударения у него будет меньше (фиг. 375). а О Ь 0 В двигателе Райт-Циклон, в котором вследствие боль--oi _ д шого размера цилиндров и высокой температуры, свойствён-^"~° ной воздушному охлаждению, увеличение зазора достигает 1,5 мм у введен специальный профиль с порожком в начале и конце подъема. Из фиг. 398 видно, что при весьма значительном изменений зазора скорость соударения будет оставаться небольшой. В этом случае двигатель регулируется на начало открытия клапана в точке а при зазоре 1,9 мм. После поверки регулировки устанавливается зазор 0,5 мм. Таким образом в холодном состоянии продолжительность открытия будет заведомо больше, чем в горячем. В некоторых двигателях для уменьшения удара Фиг, 399. Схема компенсации зазоров двигателя М-85. 402 вводятся компенсаторы, уменьшающие изменение зазоров. Одно из таких устройств (двигатель М-85) схематически показано на фиг. 399 и конструктивно на фиг. 212, д\ здесь Д — зазор, образовавшийся между коромыслом и тягой за счет расширения картера и цилиндра. Чтобы устранить этот зазор, нужно, чтобы точка опоры О рычага опустилась относительно штока клапана на величину о = а а •от •O.OZ7 Конструктивно это достигается тем, что опора О расположена на специальной тяге, укрепленной на нижней части головки цилиндра. Таким образом величина 8 является разностью расширений головки с клапаном и тяги компенсатора. § 124. МАТЕРИАЛЫ, ПРИМЕНЯЕМЫЕ ДЛЯ ИЗГОТОВЛЕНИЯ ДЕТАЛЕЙ ПРИВОДА ГАЗОРАСПРЕДЕЛЕНИЯ. МОНТАЖНЫЕ ЗАЗОРЫ Для деталей привода, работающих на износ и изгиб, как, например, кулачковые валики, кулачковые шайбы и шестерни, необходим материал с высокой сопротивляемостью изнашиванию поверхности при сохранении высокой вязкости сердцевины. Этим условиям удовлетворяет цементируемая сталь типа Х1Н, которая, главным образом, и применяется для изготовления деталей этой группы. Эта же сталь применяется для роликов, толкателей и наконечников. Для деталей, нагруженных на изгиб от ударной нагрузки, как то: коромысла клапанов и тяги, применяются стали марки Х2Н (для коромысел) и марки ЭХТМ(длятяг). Для клапанов впуска и выпуска употребляются жароупорные стали. Для клапанов выпуска в большинстве случаев применяются сильхромоникелевые и сильхромо-молибденовые стали марок Si-Cr-Ni и СХ8М, а также хромоникелевояь-фрамовые стали марки ЭИ69. Для клапанов впуска чаще всего употребляются сильхромоникелевые стали, но с меньшим содержанием хрома и никеля, чем для клапанов выпуска; иногда применяются хромоникельванадиевые стали. Наиболее употребительны марки ЭИ72, Х12М и ЭХМУа. Для деталей, работающих на скручивание при высоких нагрузках (как, например, клапанные пружины), материал должен иметь высокий предел упругости. Этим требованиям удовлетворяет хромованадиевая сталь марки Cr-V, которая и получила наибольшее распространение в качестве материала для пружин. Химический состав и механические качества сталей перечисленных марок приведены в табл. 27. Данные по направляющим клапанов приведены в главе „Цилиндры". Зазоры в сочленениях деталей газораспределения показаны на фиг. 400. 403 Фиг. 400. Схема зазоров в сочленениях деталей газораспределения. i--v о сО 00 «-Л СЛ О^ «I-' СО Ю I""L № по пор. XnX>7 -С to .3 оз со 7 H ?? ~ ?-< СО g to § Z is-* *? so Cr. с. w я | оо о •— о о о о оо о *- 4S_ -и-* i_. Ь04-. СО СО NJ ^* *--О СЛ СЛ СЛ СЛ О СЛ СЛ <1 О 1 1 ! 1 1 оо о — • о о jo о о о о "—"ел Ьо "-«а 4-. Ът "4-> 4-- colo "»--О) ел ел о о о сл юсл о о Химичес о о •— ' |— ' •-* Vi—"со "со О СЛ О О О о to to to 00 СО CO 4.J 1д ">?-. ~СО ОТ Г^ "О СЛ СЛ 1 1 1 1а 1' Ъ1 4-- *- ' -Г"1 ^ tO <•" СО СО "о О) ^ ел -"^ "to "to 0 СЛ СЛ z со ж " Си ^0 ^ о о о 2 ел "-л сл • ! 1 1 1 1 g i о 1 "оо со to сл 1 ОСНОВНЫМ 2 р ' ' „-° .г- -° j^ сл "to "о "-J "о "oj I | •< | <Р< | сл w ^ сл сл ' о о ^ со ""' со ~'jo H" to ^t-> о - о "со ел о >-* Я J-1 1 1 1 к ? .5 компо - »-* 1— 1 )-- >— ' О О О) ^ 1 tO CO О) СО О СО о о о 1 о о ел сл^-^ сл 00 временное сопротивление, K8/MMZ о Г5 о ?Я 00 00 _ С-- I I—I tO 1— '--. >-* О to о i оо .00 toCi to S S удлинение, % со Я S н --fD Л> •Q f-!=" X -00 00 1 1 ! CO О CO i tO сопротивление удару, кг/см* |S to со со со to totocoto 4-. О tO О СЛ ~ЛСЛООО О to to — ел о ослосл I IS! i 1 i i 1 1 CO CO 4-> СО СО СО СО СО СО О 4-^ i—* О> О О> О О> О) о — сл со о ооосо число твердости по Бринеллю ачества аботки) РО о> и S JS S- to Г Л А В А VI КАРТЕРЫ § 125. ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ Картер является основанием всего двигателя, его фундаментной рамой; к нему крепятся цилиндры и в нем на коренных подшипниках укладываются коленчатый вал и вал редуктора. Картером замыкается силовая схема всего двигателя. Силы давления газов передаются на картер с одной стороны от днища цилиндра через его фланцы и шпильки, а с другой — от поршня через элементы шатунно-кривошипного механизма. Эти силы, равные по величине и обратные по направлению, погашаются либо силами упругости стенок картера, либо непосредственно силой затяжки коренных шпилек или болтов, стягивающих половины картера друг с другом. Одновременно отдельными частями картера воспринимаются неуравновешенные силы инерции поступательно-движущихся и вращательных частей шатуна, вала, винта, опрокидывающий момент от внутренних сил, равный по величине крутящему моменту на винте, сила тяги винта и его гироскопический момент. Эти неуравновешенные силы и моменты через лапы или бобышки передаются на подмоторную раму самолета. На эти же лапы передаются вес двигателя и силы инерции его массы, возникающие при эволюциях самолета. Основное требование, предъявляемое к картеру,—жесткость конструкции при наименьшем весе. Это требование относительно легко выполняется в картерах звездообразных двигателей применением конических стенок, а также сферических и конических крышек. В картерах рядных двигателей жесткость обеспечивается оребрением стенок. Высокая жесткость особенно важна для картера многоопорного вала рядных двигателей вследствие относительно большой длины его, так как в этом случае незначительное смещение одной из опор при деформации картера вызывает значительные дополнительные напряжения в коленчатом валу. На жесткость картера оказывает влияние конструкция цилиндрового ряда двигателя. Блочные конструкции увеличивают жесткость картера; в этом случае он может быть сделан легче, чем при отдельно стоящих цилиндрах. Рациональность конструкции картера и достаточная надежность его поверяются длительными испытаниями двигателя, так как расчет не позволяет определить с достаточной точностью распределение усилий по отдельным элементам картера и, следовательно, найти прочные размеры его элементов. Вместе с тем размеры эти часто определяются производственными соображениями и, в частности, условиями литья (условия питания жидким металлом, отсутствие пористости и трещин отливки и пр.). Одновременно с жесткостью и прочностью картер должен удовлетворять требованиям герметичности, т. е. он не должен пропускать масла, обильно стекающего из подшипников. Огромное большинство современных авиационных двигателей, в отличие от автомобильных, имеет сухой картер, т. е. все масло, стекающее 405 в картер, постоянно перекачивается обратно в бак. Это необходимо для охлаждения масла, которое нагревается за счет тепла от трения в подшипниках и должно проходить через радиатор. Кроме того, применение картера с масляным резервуаром, как это делается в автомобильных двигателях, исключило бы возможность надежной работы двигателя при фигурах высшего пилотажа. § 126. КЛАССИФИКАЦИЯ КАРТЕРОВ РЯДНЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ По характеру распределения нагрузок картеры рядных авиационных двигателей могут быть разделены на две группы. К первой группе относятся картеры, у которых силы при работе двигателя воспринимаются лишь одной его половиной, несущей цилиндры. В этом случае вторая половина (верхняя или нижняя, в зависимости от типа двигателя), являясь легким кожухом, не несет никаких нагрузок и часто служит только лишь для сбора масла (фиг. 401). Крепление коренных подшипников в этом случае осуществляется на подвесках, которые притягиваются к несущей половине при помощи коренных шпилек. Такая конструкция часто называется картером с подвесным коленчатым валом. Ко второй группе относятся картеры с обеими несущими половинами, выполняемыми с одинаковой примерно жесткостью и прочностью. При такой конструкции • коренные вкладыши укладываются в разных половинах картера, причем одна из них' соединяется с другой при помощи коренных шпилек (фиг. 402). Основное преимущество картера, выполненного по такой силовой схеме,—• большая жесткость его в сравнении с картером первого типа. Поэтому в современных конструкциях авиационных двигателей картеры выполняются в большинстве случаев с обеими несущими половинами. Главным преимуществом картера с подвесным валом является хороший доступ для осмотра в эксплоатации кривошипного механизма без разборки двигателя. Однако эти удобства легко обеспечиваются в конструкции с обеими несущими половинами применением отъемной крышки (фиг. 403). К преимуществам картеров с подвесным валом иногда относят, кроме того, их меньший вес. Практически, однако, стенки картера с одной несущей частью для достижения жесткости приходится делать толще, с большим оребрением, чем у картеров с обеими несущими половинами. Поддон картера нельзя делать очень тонким, так как на нем устанавливаются агрегаты. Таким образом выигрыша в весе фактически обычно не получается, и картер в обоих случаях составляет 15—20% от веса всего двигателя. § 127. СИСТЕМЫ РАЗЪЕМОВ И СИЛОВАЯ СВЯЗЬ ЧАСТЕЙ КАРТЕРА У двигателей, имеющих обе несущие половины картера, плоскость разъема проходит через ось вала. В картере однорядного двигателя обе половины соединяются при помощи стяжных болтов, которые могут быть использованы для крепления цилиндров (фиг. 404). Достоинство такой компановки в том, что в ней картер разгружен от усилия газов, которое 406 Фиг. 401. Картер с одной несущей половиной (двигатель Фиат). Фиг. 402. Картер с обеими несущими половинами (двигатель АМ-34). о оо Фиг. 403. Картер с обеими несущими половинами и отъемной нижней крышкой (двигатель М-100). Разрез Е-Е \ *j ' \1 f \\ tr .......... т f — ^ ^ S" т ~* \ \ даГ77~1 ---------- i — i — ГТ ш^ J"4 \ |в— tp 4> ----- Ч0Г-С sL Ш J^** ~x .i,.,..-.,i ,-Л Вид по стрелке А Фланец цшшнОра воспринимается лишь затяжкой болтов. Однако такая силовая схема применима, очевидно, лишь для однорядных, либо двухрядных, с противоположными цилиндрами, либо четырехрядных Х-образных двигателей. В случае V-образного и W-образного двигателей связь половин картера осуществляется: двумя сквозными болтами (фиг. 405), двумя (фиг. 402)» либо четырьмя шпильками в каждой поперечной стенке, закрепляемыми в бобышках верхнего картера (фиг. 403). Преимущество соединения двумя сквозными болтами заключается в отсутствии резьбы в картере; недостатком этой схемы является затруднение в размещении головок болтов на верхней части картера, так как они мешают размещению цилиндров, особенно в блочной конструкции. Вместе с тем оказалась трудной точная торцовка опорных поверхностей ПОД гайку Фиг. 404. Силовая схема картера однорядного двигателя7 внутри картера, резуль- со сквозными стяжными болтами, крепящими цилиндры: татом чего были частые (двигатель Джальберт) случаи обрыва болтов. , При четырех коренных шпильках обеспечивается более плотное и равномерное прилегание поверхностей поперечных стенок, чем при двух шпильках. Это особенно существенно в такой конструкции, где в полости между стенками связей проходит охлаждающий опоры воздух и где стык не должен пропускать масла (двигатель М-100). В конструкциях с одной несущей половиной разъем картера для большей жесткости иногда выполняется ниже оси коленчатого вала (фиг. 406), При показанной системе разъема подвески утапливают в тело картера. Усилия, действующие на вал, воспринимаются затяжкой шпилек, горизонтальные составляющие этих усилий—-стыком боковых поверхностей подвески и гнезда в картере. Для увеличения жесткости системы создается, поперечный натяг длинными шпильками. Чтобы уменьшить влияние этих Фиг. 405. Силовая схема связи картера шпилек на деформацию картера (в V-образного двигателя с обеими несущими особенности, если стенки ВЫСОКИ), кро- половинами, соединяемыми двумя сквозными болтами, и с разъемом по оси коленчатого вала (двигатель М-17). ме наружных гаек, устанавливают гайки также внутри картера. Предварительная затяжка их создает необходимый распор и не позволяет деформировать стенки картера при затяжке наружными гайками (фиг. 409). Такая система разъема связана с трудностью вывода носка вала в переднюю поперечную стенку картера при сохранении разъема половин; по одной плоскости. Это затруднение в конструкции картера двигателя Нэпир решено введением вставки, которая монтировалась на расплавленном шеллаке (фиг. 407). Фиг. 406. Силовая схема кар тера с одной несущей полови ной и разъемом ниже оси ко ленчатого вала. л т 52 Sb Фиг. 407. Схема носка со встав кой для картера с разъемом ни же оси коленчатого вала (двигатель Нэпир-Лайон). Фиг. 407'. Картер двигателя Ролльс-Ройс-Мерлин. вид по стреме А А Фиг. 408. Схема носка картера с разъемом ниже оси вала с отверстием в отливке для ввода коленчатого вала. Фиг. 4096. Картер двигателя Даймлер-Бенц-600: а—канал для размещения пулемета; ось его совпадает с осью редуктора; С-.—стяжная шпилька с гайками снаружи и внутри картера. Фиг. 410. Силовая схема картера с подвесным коленчатым валом и с разъемом по его оси. Фиг. 410'. Картер двигателя МВ-4. Фиг. 411. Схема картера, выполненного в одной Фиг. 411'. Схема связи картера с наклонным Фиг. 412, Картер перевернутого двигателя отливке с нижней частью блока (двигатель расположением силовых болтов (Лоррен-Петрель). с наклонными силовыми болтами (двигатель Лоррен). ' Паккард). w В двигателях Ролльс-Ройс это затруднение устраняется применением отъемной крышки редуктора (фиг. 407'). Наконец, это затруднение можно обойти выполнением добавочной стенки с отверстием такого диаметра, чтобы можно было завести носок вала. Стенка может быть сделана в литье (фиг. 408) или может быть укреплена на фланце (фиг. 410'). Это затруднение устраняется при выполнении разъема по оси вала (фиг. 410). Однако при такой системе разъема, во-первых, уменьшается жесткость картера и, во-вторых, ухудшаются условия закрепления подвесок, которые удерживаются от сдвига лишь силой затяжки шпилек. Для устранения первого недостатка применяется конструкция картера, выполненного в одной отливке с частью блока, чем увеличивается момент сопротивления картера на изгиб (фиг. 411). Недостатком такой системы является необходимость производить разборку всего двигателя для осмотра поршней и поршневых колец. Для устранения второго недостатка, проистекающего от положения разъема, применяются подвески с установочными буртами и наклонным расположением силовых болтов (фиг. 41 Г). Аналогичное расположение силовых шпилек применялось на двигателях Пакард и Кертис Супер-Конкверор, где оно было более обосновано логически, так как подвески выполнялись с опорными плоскостями, образующими двугранный угол (фиг. 412). § 128. СОЕДИНЕНИЕ ПОЛОВИН КАРТЕРА И ВЗАИМНАЯ ИХ ФИКСАЦИЯ Обе половины картера соединяются между собой коренными и бортовыми шпильками. Назначение коренных шпилек — осуществление силовой связи частей картера, назначение бортовых шпилек или болтов — создание герме- Фиг. 414. Радиусы переходов в связях картера двигателя М-17. Слева— первоначальная, справа—более поздняя конструкция (продольный разрез см. на фиг. 4170. тичности стыка. Для этого бортовые шпильки не должны быть друг от друга дальше чем на 5—б d. Расчет силовых шпилек на усилие вспышки ведется так же, как и для силовых шпилек блока, с той лишь разницей, что в V-образных двигателях надо учитывать действие вспышек в обоих блоках. Бортовые шпильки не рассчитываются, и их диаметр берется не менее б мм во избежание возможных обрывов при затяжке. 414 Фиг. 413. Фиксация половин картера при помощи установочных шпилек (двигатель М-100) (разрез по переднему подшипнику коленчатого вала). Фиг. 415. Тарированный ключ для затяжки силовых и коренных шпилек: а—ведущая муфта» б—рукоятка, в—ведущий штифт, г—наклонный паз, д—нижняя ведомая муфта, соединенная с ключом. В случае чрезмерной натяжки муфта а (вследствие наличия наклонного паза) поднимается, преодолевая силу натяжения пружины е, после чего муфты а и д расцепляются. ' Фиксация половин картера, одной относительно другой, требует большой точности, необходимой для нормальной работы вкладышей, и может быть выполнена при помощи установочных шпилек (фиг. 413), установочных стаканчиков, концентрически надеваемых на коренные шпильки (фиг. 402), или, наконец, цилиндрических поясов на коренных шпильках (фиг. 414). Последний из методов менее точен и не может быть рекомендован. Гнезда под установочные шпильки засверливаются по зеркальному кондуктору. Силовые и коренные шпильки подвергаются значительной затяжке. При нагреве картера к напряжению от затяжки добавляется и термическое напряжение; в этом случае суммарное напряжение может достичь весьма значительной величины. Поэтому во избежание обрыва требуется равномерная и точная затяжка всех силовых шпилек. Помимо этого, неравномерная затяжка шпилек может быть источником деформации картера. Исходя из всех этих соображений, каждая отдельная шпилька никогда не затягивается сразу до полной силы затяжки, но все шпильки по очереди подтягиваются в 2—3 приема до полного усилия. Окончательное усилие затяжки контролируется по углу поворота гайки либо тарированным ключом (фиг. 415). Затяжка гайки по углу поворота может быть проверена транспортиром при заданной силе затяжки, известном сечении шпильки и шаге нарезки. Так, например, для затяжки силовых шпилек двигателя АМ-34 величина угла при полной затяжке принята в 165°, а вся затяжка ведется в два приема. Первоначально все гайки затягиваются на 90°, а затем еще на 75°. § 129. СТЕНКИ КАРТЕРА И МЕРЫ, ПРИМЕНЯЕМЫЕ К УВЕЛИЧЕНИЮ ИХ ЖЕСТКОСТИ Толщина продольных и поперечных стенок картера не поддается расчету и определяется в основном экспериментальной проверкой и условиями литья. Для современных двигателей средней и большой мощности толщина боковых продольных стенок составляет 5—7 мм, поперечных — 8—9 мм, поперечных двойных —6— 7 мм, толщина стенок под плоскостью крепления блока 10—12 мм. Сопряжения стенок делаются очень плавными, с радиусом кривизны не менее 15—20 мм. Влияние резких переходов в стенках картера показано на фиг. 414. В первоначальном варианте наблюдались трещины под гайками болтов (фиг. 414 Фиг. 416. Укрепление боковых стенок слева). Этот дефект отсутствует во вто-картера наклонными ребрами жесткости рой модификации (фиг. 414 справа) С (двигатель Рено). более плавными переходами. Как продольные, так в особенности поперечные стенки укрепляются ребрами жесткости. По конструктивным условиям продольные стенки чаще всего укрепляются продольными же ребрами, образующими род корыта. В тех случаях, когда такого укрепления недостаточно, ставятся наклонные ребра жесткости (фиг. 416, 402). Поперечные стенки укрепляются значительно сильнее ребрами, которые могут иметь радиальное и круговое направление (фиг. 4160- 415 Сечение по А-А При пересечении этих ребер должны быть сделаны плавные переходы ;БО избежание появления трещин. Увеличение жесткости поперечных стенок достигается также бобышками для шпилек и круговыми выступами ложа подшипника, имеющего толщину обычно около 10 мм (фиг. 416'). Ребра жесткости обычно имеют толщину от 5 до 10 мм, причем устанавливаются сопряженно с бобышками силовых шпилек. Для того чтобы при отливке части земляного стержня, заполняющие отсеки картера, не сдвигались, они связываются между собой перемычками, в результате чего в стенках остаются отверстия (фиг. 416'). Значительное увеличение жесткости картера достигается применением двойных коробчатых поперечных стенок, как это показано на фиг. 417. В некоторых случаях между двойными стенками осуществляется циркуляция воздуха для охлаждения подшипников. В двигателе М-100 (фиг. 403) воздух проходит через боковые отверстия, в которые поступает за счет скоростного напора из патрубка, выведенного за •Фиг. 416'. Укрепление стенок ребрами: пределы фюзеляжа. В двигателях BMW воздух засасывается самим двигателем, протекая из полости между стенками в карбюратор. Таким образом здесь одновременно достигаются охлаждение подшипников и подогрев воздуха <фиг. 417'). При использовании двойных стенок для прохода в.оздуха необходимо хорошее уплотнение стыков во избежание попадания масла в карбюратор -(двигатель М-17) или замерзания его в полости между стенками в зимнее аремя (двигатель М-100). Уплотнение стыковой поверхности двойных стенок «обычно достигается при помощи постановки прокладок, применения специ- 1—продольное ребро жесткости, б—отверстие для прохода перемычки для отливки (двигатель АМ-34). Фиг. 417. Картер с коробчатой связью (двигатель Лоррен-Дитрих); ильных уплотнительных составов (герметики), прокладывания шелковых ниток и, главным образом, за счет тщательной пригонки соединяющихся поверхностей. Такая пригонка достигается путем притирки стыковых разъемных поверхностей на плите. При наличии простых поперечных стенок надобности в полном прилегании нет; в двигателе АМ-34 для облегчения обработки часть стыка выбрана (фиг. 416'). -416 Фиг. 417'. Картер с двойными стенками для подвода воздуха к карбюратору и для охлаждения коренных подшипников (двигатель М-17). Фиг. 418. Картер двигателя воздушного охлаждения с оребрением (двигатель Вальтер-Юниор). У рядных двигателей с воздушным охлаждением на поверхности картера иногда выполняются ребра, улучшающие отвод тепла (фиг. 418). Двигатель Нэпир-Дэггер имеет картер, в котором заодно с половинами его отлиты смесепроводы (фиг. 418'). Такая система увеличивает жесткость картера, но вряд ли может считаться целесообразной вследствие излишнего подогрева смеси, выходящей из нагнетателя. Значительное общее ореб-рение стенок картера изнутри, весьма рациональное со стороны силовой схемы, выполнено в картере двигателя Даймлер-Бенц 600, причем достигается большая жесткость всей конструкции (фиг. 409). § 130. ЛАПЫ КАРТЕРА Лапы картера, служащие для присоединения двигателя к подмоторной раме, выполняются либо в виде отдельных деталей, привертываемых к картеру (фиг. 409), либо составляют с ним одно целое (фиг. 419, 420, 421). В обоих случаях между лапами и стенками картера должна быть вполне надежная и жесткая связь. Это достигается весьма просто при лапах, отлитых заодно с картером, которые имеют вид местного фланца, усиленного поперечными или продольными ребрами (фиг. 420, 421). Преимущество съемных лап — в большей простоте отливки картера. Кроме того, при съемных лапах оказывается удобнее осуществить эластичную установку двигателя на подмоторную раму при помощи резиновых амортизаторов (фиг. 419, а). Однако вследствие трудности получения достаточно жесткой связи с картером съемные лапы применяются в основном лишь в маломощных двигателях. Из мощных двигателей, иемющих съемные лапы, следует отметить немецкие двигатели ЮМО-211 и Даймлер-Беиц 600 (фиг. 409). § 131. НОСОК И ЗАДОК КАРТЕРА РЯДНОГО ДВИГАТЕЛЯ Носок и задок картера заканчиваются фланцами; на носке фланцы предназначены для крепления крышки уплотнения, коробки с упорными подшипниками или картера редуктора, а на задке — для установки нагнетателя или картера передач. Обычно на фланцах, там, где это возможно, выполняются центрирующие круговые буртики или расточки. При невозможности их выполнения применяется фиксация на установочных шпильках. Для совпадения плоскостей фланцев обеих половин картера чистовую обработку их необходимо вести в собранном виде. В большинстве американских двигателей в отъемном задке помещается весь комплект передач и распределения. В европейских двигателях в большинстве случаев эти передачи устанавливаются в отсеке (фиг. 402 и 403).. который отлит за одно целое с основным .картером. Такое решение не сколько усложняет отливку, но имеет преимущество в смысле жесткости установки распределения и удобства подвода смазки к, деталям привода. При редукторах со смещенными осями передняя часть верхней половины картера обычно бывает развита и образует полностью или частично 418 Фиг. 418'. Картер со смесепроводами, отлитыми за одно целое с картером (двигатель Нэпир-Дэггер). 419 Фиг. 419. Лапы картера; а—привернутая лапа» б—УК—лапы, отлитые заодно с картером. Фиг. 420. Лапы двигателя АМ-34;, а—задняя лапа, &—-передняя лапа, в—разрез картера по лапе. Фиг. 421. Лапы двигателя М-100- а—разрез по лапе? б—передняя лапат в—задняя лапа. 420 Вид снизу Вид сверху Фиг/421'. Картер редуктора с горизонтальным разъемом (двигатель М-100). 421 картер редуктора. Его корпус скрепляется со стенками основного картера мощным оребрением. Картер редуктора может иметь разъем по горизонтальной или по вертикальной плоскостям (фиг. 42Г и 421"). Первый тип, принятый на двигателе Испано-Суиза, удобен в эсплоатадии, так как укладка в нем вала редуктора проста и вал доступен для осмотра в эксплоатации. Точная установка крышки достигается двумя установочными коническими штифтами. Сложнее и менее удобен в эксплоатации картер редуктора с вертикальным разъемом (фиг. 421"), принятый в двигателях Кертис-Конкверор, АМ-34 и др., в особенности, если редуктор имеет шевронное зацепление. Б этом случае для снятия вала редуктора необходимо разнимать картер и выводить шестерню коленчатого вала из зацепления с шестерней редуктора. Так как посадка крышки производится с натягом, снимать ее довольно трудно. Для облегчения съема в конструкции может быть предусмотрена бронзовая втулочка4 с резьбой и стальная пятка для упора конца съемника. В картере редуктора устанавливается трубопровод для подвода масла к зацеплению шестерен редуктора. § 132. УСТАНОВКА ВКЛАДЫШЕЙ Коренные вкладыши устанавливаются на специальных заплечиках или на стопорных шпильках (фиг. 422). На фиг. 423 показан край подшипника с за-плечиком. Внутренняя фаска, выполненная под углом 45°, устраняет возможность трения гал-Фиг. 421*. Картер редуктора тели КОпенной шейки коленчатого вала о вкла-с вертикальным разъемом г -. (двигатель м-34) дыш, которое обычно является началом зади- а-нарезная втулка и стальная пята ра И ВЫПЛаВЛСНИЯ баббита. На ВНеШНСМ ДИа- для съемника, метре подшипника у заплечика имеется про- точка для обеспечения посадки вкладыша в картере без фаски на ложе в поперечной стенке. От осевого смещения подшипник рассматриваемой конструкции удерживается заплечиками; в этом случае необходима лишь одна стопорная шпилька, ограничивающая вкладыш от углового сдвига. Для осевой фиксации подшипника без заплечиков каждая из половин его должна иметь установочную шпильку. Учитывая возможные неточности в постановке шпилек, отверстие в одной из половин вкладыша выполняется удлиненным вдоль окружности вкладыша во избежание среза шпильки при затяжке картера (фиг. 424). Посадка установочных шпилек в картер может быть выполнена по одной из схем, приведенных на фиг. 422. Наличие на шпильке заплечика или кольцевого стопора допускает посадку шпильки в картере с малым натягом. Установка шпильки производится с натягом, чтобы при нагреве не получилось свободной посадки, так как в этом случае возможно передвижение шпильки вдоль оси и задир вала. Стопорная шпилька помимо своего прямого назначения может служить иногда форсункой для подачи масла (фиг. 422, а). На некоторых двигателях отверстия, подающие масло, калиб- 422 руются, причем размер их подбирается в зависимости от необходимости подачи масла к той или иной опоре. Установка роликовых коренных подшипников в картере рядного двигателя показана на фиг. 425. Здесь применен подшипник с буртиками на Фиг. 422. Установка вкладыша в картере а, б—вкладыши с заплечиками, в, г—установка вкладышей на стопорных шпильках. Фиг. 423. Вкладыш с заплечиком. наружном кольце в отличие от принятой обычно в звездообразных двигателях фиксации накладными кольцами на шурупах, так как для выполнения гнезд под шурупы потребовалось бы специальное оборудование. Вид по cmpenke A Вид по стрелке ff Фиг. 424, Фиксация в картере- • Фиг. 425. Связь картера рядного двигателя с роликовым вкладыша без заплечиков. коренным подшипником (двигатель Нэпир-Лайон). Подвеска выполнена из стали. Аналогичная система посадки наружной обоймы применена в двигателях ЮМО-4, где наружное кольцо подшипника завальцовано в обойму с буртиками. Недостаток роликовых подшипников заключается в сильно увеличенном габарите их по сравнению со скользящими, что видно из фиг. 425. Зто сказывается отрицательно на жесткости картера и подвесок. § 133. МАТЕРИАЛ, ПРОИЗВОДСТВО, ДЕФЕКТЫ ВКЛАДЫШЕЙ Вкладыши подшипников выполняются из оловянистой бронзы, латуня и стали. Вкладыши из медных сплавов имеют важное преимущество перед стальными, заключающееся в том, что их коэфициент линейного расширения 423 Фиг. 426. Схема расточки стальной заготовки вкладыша из двух центров. (0,19-10~4) близок к коэфициенту расширения алюминиевого картера и самого баббита (0,21 • 10"4). Это обеспечивает более устойчивую посадку в картере без излишнего начального натяга и более надежное приставание баббита. Их недостаток в том, что они не могут применяться для заливки свинцовистой бронзой, дороги и должны выполняться достаточно толстыми (около 4—5 мм), чтобы возможная в литье пористость не влияла на их прочность. Стальные вкладыши труднее поддаются заливке баббитом, но могут быть сделаны тоньше (до 2—2,5 мм) без риска сминания материала вкладыша под стопорами и на стыках; в настоящее время стальные вкладыши применяются очень широко. Расточка толстостенных вкладышей ведется из двух центров, как показано на фиг. 426. Разрезка заготовки производится фрезером толщиной о, Обработка тонкостенных вкладышей производится с одной постановки в виде кольца несколько большего диаметра, чем нужно по диаметру вала и ложа. После разрезания обе половины обжимаются под прессом до нужных диаметров. Стальные вкладыши изготовляются из стали марок У-2 или ЦК. Практика показала хорошее приставание баббита к вкладышам, изготовленным из этих сталей. Ранее внутренняя поверхность вкладыша ПОД заливку фиг. 426а. Схема установки вкладыша при снабжалась мелкой резьбой (шаг кокильной заливке баббитом. 1 мм, глубина 0,6 — 0,8 мм; фиг. 426'а). Такая резьба препятствует выкрашиванию баббита, причем канавки уменьшают возможность его оплыва, если толщина его значительна (1,5 мм). Для увеличения прочности приставания применялась также заливка с выходом на торец; во вкладышах просверливались отверстия или протачивались канавки на ласточкин хвост. В настоящее время эти меры увеличения прочности приставания баббита к вкладышам не применяются, и внутренняя поверхность их обрабатывается гладко, без канавок. Опыты и практика эксплоатации показали, что наивыгоднейшей толщиной слоя баббита (после окончательной обработки) является такая, которая не превышает 0,6—0,8 мм. В этом случае достаточно хорошее приставание баббита к вкладышу достигается при помощи полуды, причем баббит не „плывет" и не требует специальной обработки" внутренней поверхности вкладыша. Для заливки вкладышей авиационных двигателей в большинстве случаев применяются оловянистые баббиты, данные химического состава которых приведены в табл. 28. Широко распространенные в общем машиностроении более дешевые свинцовистые баббиты непригодны для авиационных двигателей, так как они не 424 а д д ФИР. 426'. Типовая расточка внутренней поверхности заготовок вкладыша под заливку а—с нарезкойi б—гладкая, в—вкладыш с отверстиями, г—заливка баббита с выходом его на торец, д—вкладыш с канавками «ласточкин хвост». Таблица 28 Химический состав баббита, % Твердость Марка баббита по Бринел-лю Си Sb Ni Zn Pb Sn кг/мм2 Баббит фирмы Изотта-Фраскини 2,5 4,5 0,45 0,1 0,25 Остальное При 25° С твердость Н в = 20 я при 100° С Нп= 14 Американский баббит № 7 и 2.9 4,1 — __. 0,25 >> D Баббит СССР 3,75 4,25 __ _ _ 0,15 >> Баббит СССР 2—4 9—13 — — 0,35 >> Нв = 19-^20 выдерживают тех высоких нагрузок, которые характерны для авиационных двигателей, в особенности при температурах подшипника порядка 100° С. Авиационные оловянистые баббиты по их структуре можно разбить на две группы в соответствии с количеством содержащейся в них сурьмы. Наибольшим распространением пользуются баббиты с содержанием сурьмы менее 7%. Они не так прочны по своим механическим свойствам и выдерживают меньшие нагрузки на двигателе, чем баббиты второй группы с большим содержанием сурьмы, но они пластичны и позволяют применять низкие температуры заливки, что облегчает процесс заливки. Заливка вкладышей может быть произведена: 1) центробежным методом, 2) отливкой в кокиль и 3) методом напайки баббита. Фиг. 426". Схема станка для центробежной заливки вкладышей. 1—шкив, 2 — патрон, 3—'воронка, 4 — подшипник, 5 — вкладыш, 6—трубка, подводящая воздух, 7 — кожух. Метод центробежной заливки удобен для односторонней внутренней заливки вкладыша, который для этого устанавливается в оправку, вращающуюся со скоростью 850—1000 об/мин, (фиг. 426"). Толщина слоя заливки до расточки составляет 3—4 мм. Предварительно вкладыш тщательно обезжиривается и лудится, промывается водой и прогревается перед заливкой до 150° С. В качестве полуды наиболее целесообразно применять чистое олово. Иногда, впрочем, применяют сложные составные полуды, например так называемую оловяно-свинцово-сурьмяную полуду, состоящую из 62% РЬ, 32% Sn и 6% Sb. Кокильная заливка вкладышей менее надежна, но ее приходится применять для подшипников с двухсторонней заливкой баббитом (фиг. 426а). 425 Подготовка вкладыша такая же, как и при центробежной заливке. Для получения более плотного слоя и отделения окислов залитый в кокиль баббит „толкут" концом облуженной проволоки до затвердевания. При кокильной заливке труднее, чем при центробежной, получить хорошее приставание баббита, и поэтому при двухсторонней заливке иногда применяется центробежная заливка внутренней поверхности вкладыша, а наружный слой наносится при помощи напайки. Напайка производится электропаяльниками, причем вкладыш предварительно подогревается до температуры 150—200° С и облуживается оловом или другой полудой. Баббит для напайки отливают длинными тонкими прутками. Напаянный баббит не выдерживает таких нагрузок, как залитый в кокиль или центробежным методом, и склонен к выкрашиванию. Оловянистый баббит хорошо прирабатывается к шейкам коленчатого вала, мало подвержен повреждениям трущихся поверхностей при попадании на них твердых инородних частиц (песок, производственные опилки, кокс), которые вдавливаются в его поверхность, однако он не может выдерживать значительных удельных давлений (выше 100—130кг/см2) вследствие низкого предела текучести. Более высокие удельные давления выдерживают кадмиевые баббиты и свинцовистая бронза. Фиг. 426W. Схема заливки вкладышей свинцовистой бронзой a—стальная форма для заливки с одной стороны, б—то же для заливки с двух сторон, в—графитовая форма: 1—крышка, 2, 4—графитовые кольца, 3—графитовый стержень? 5—вкладыш. Кадмиевые баббиты нашли применение в американской практике. Они состоят из 90—97% кадмия с прибавками меди, никеля и других металлов и, в частности, до 0,5% серебра. Твердость кадмиевых баббитов выше твердости оловянных, но ниже, чем у свинцовистой бронзы, поэтому их применение не требует увеличения поверхностной твердости вала. К достоинствам кадмиевого баббита следует отнести то, что он хорошо пристает к стальным вкладышам. Свинцовистая бронза для заливки вкладышей впервые применена в американских двигателях Кертис-Конкверор и Райт-Циклон в 1929—1930 г. (фиг. 426"'). В настоящее время применение свинцовистой бронзы получило широкое распространение. Основное достоинство свинцовистой бронзы по сравнению с баббитом — это ее значительная твердость лри повышенной температуре, благодаря чему увеличивается допустимое давление в подшипниках. На фиг. 427 приведена диаграмма сравнительной твердости баббита и свинцовистой бронзы при различной температуре., Свинцовистая бронза, обычно применяемая для подшипников, состоит из 30% свинца и 70% меди. К недостаткам сплава относится исключительная склонность к ликвации. Поэтому обычно применяется индивидуальный контроль структуры каждого из вкладышей после заливки, а иногда и просвечивание их лучами Рентгена. Заливка свинцовистой бронзы производится по вкладышам из малоуглеродистой стали типа У-2. Толщина слоя заливки до обработки обычно делается в пределах 2—3 мм, после расточки — около 1 мм. Заливка ведется в графитных или стальных формах при температуре 1060° С. Перед 426 заливкой вкладыши также нагреваются до 1050° С. После заливки производится быстрое охлаждение струйками воды с наружной стороны вкладыша. При массовом автомобильном производстве применяется заливка свинцовистой бронзой стальной ленты, из которой затем делаются вкладыши (фиг. 4^7а). Применение свинцовистой бронзы для заливки подшипников выдвигает следующие требования: 1) необходимость тщательной фильтрации поступающего в подшипник масла, так как частицы песка, кокса и др. не вдавливаются в пластичную массу, как это бывает у баббита, и' ведут к образованию на бронзе круговых рисок; 2) необходимость увеличения зазоров по сравнению с баббитовыми вкладышами; 3) необходимость проводить весьма тщательно обработку трущихся поверхностей, причем обработку бронзы лучше вести алмазным резцом при больших скоростях резания. Невыполнение последнего требования легко приводит к заеданию вкладышей, так как в отличие от баббита свинцовистая бронза не прирабатывается к валу во время обкатки двигателя. По этой же причине необходима повышенная твердость шеек вала, чтобы избежать повышенного износа, наблюдаемого при работе вала по сравнительно твердой свинцовистой бронзе. Наиболее распространенный дефект вкладышей — круговые риски, начинающиеся у смазочных отверстий и канавок. 30 "в 20 Ю 50 100 150 °С 200 Фиг. 427. Твердость баббита 2 и свинцовистой бронзы 7 в зависимости от температуры. Такие риски особенно характерны при плохой фильтрации масла (песок, нагар, частицы металла). Вторым, часто встречающимся дефектом являются трещины в баббитовом слое, которые появляются либо вследствие недостаточной жесткости опоры и перегрузки вкладышей, либо вследствие плохого приставания баббита. Трещины на вкладыше могут быть обнаружены внешним осмотром и простукиванием—по глухому звуку. Дефекты полуды и заливки могут быть установлены при выпрямлении дефектного вкладыша под прессом. Если заливка выполнена плохо, слой баббита легко отстает по всей поверхности и наблюдаются участки окисленной поверхности стали. Местная перегрузка вкладыша ведет иногда к выдавливанию баббита по краям или к заплыву масляных канавок. В случае недостаточной подачи масла в подшипник наблюдается выплавление баббита, так как баббит начинает течь уже при 150—180° С. Отеки баббита забивают масляные отверстия, что обычно приводит к аварии двигателя. Надежность работы подшипника даже при правильном его выполнении в конечном итоге может быть сведена на-нет неправильной обработкой его поверхности. Ручная шабровка в настоящее время не применяется вследствие трудоемкости и дороговизны. Окончательная обработка вкладышей проводится либо регулирующимися развертками, либо расточкой алмазными резцами. Фиг. 427а. Схема заливки стальной ленты свинцовистой бронзой. 427 § 134. КАРТЕРЫ ЗВЕЗДООБРАЗНЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ. ЦЕНТРАЛЬНАЯ ЧАСТЬ КАРТЕРА ОДНОРЯДНОГО ЗВЕЗДООБРАЗНОГО ДВИГАТЕЛЯ Картер звездообразного двигателя состоит из центральной части, несущей цилиндры и подшипники коленчатого вала, а также из соединяемых Фиг. 428. Картер двигателя Хорнет. с ней передних и задних крышек, в которых находятся остальные детали и агрегаты двигателя (детали распределения и нагнетателя, редуктор и пр). Центральная часть картера звездообразных двигателей может быть выполнена: 1) с разъемом по плоскости цилиндров (фиг. 428, 428') или 2) с отъемной задней или передней крышкой (диафрагмой), размеры которой должны быть достаточны для монтажа шатунного механизма (фиг. 429). Конструкция с отъемом задней крышки рациональнее, так как реакция задней опоры трехопорного вала меньше, чем реакция на передней стенке картера. Более распространенной является первая конструкция картера, так как она удобнее для монтажа шатунного механизма, проще в производстве при литье картера и позволяет ^ ,OQ/ тг хя ~0 выполнять заготовки кар- Фиг. 428'. Картер двигателя М-62. F тера путем отковки или штамповки их с небольшими припусками на обработку. Поковка, для картера второй конструкции должна быть изготовлена с большими припусками, требующими сложной механической обработки. Конструктивным недостатком конструкции второй схемы картера по сравне- 428 . Разрез В В нию с первой являются относительно большие габаритные размеры, необходимые для прохода шатуна при сборке(если главный шатун неразъемный). Нагрузка стенок картера звездообразного двигателя больше, чем у рядного, причем укрепление их при помощи ребер конструктивно затруднено, так как это могло бы повести к увеличению длины картера. Между тем 'недостаточная жесткость перегородок, на которых лежат опорные подшипники, может привести к поломке их и вибрации. По этим соображениям они выполняются значительной толщины, доходящей до 10 — 20 мм • в зависимости от мощности двигателя *г от наружного диаметра картера. Фиг. 429. Картер с отъемной передней крышкой. Значительное увеличение жесткости достигается также выполнением перегородок в виде конуса с очень небольшим углом основания (фиг. 428). В целях увеличения жесткости переходы от перегородок к боковой части делаются с радиусами закругления не менее 20мм. В картерах с диафрагмой радиальная фиксация обеспечивается центрирующим буртом; круговая, которая может быть менее точной, — шпильками. При разъеме в плоскости осей цилиндров необходима точная взаим- фиг 430. Соединение половин картера центрирующими ная фиксация ПОЛОВИН закраинами (двигатель Фиат А-53). картера как радиальная— для совпадения осей подшипников, так и круговая — для совпадения плоскостей под фланцы цилиндров. В некоторых двигателях для этой цели выполнялись центрирующие закраины (фиг. 430). Однако это решение не является целесообразным, так как при нем не устраняется необходимость в круговой фиксации и в то же время становится невозможной притирка стыков по плите. Кроме того, при узких перемычках между отверстиями для цилиндров, например в случае девятицилиндрового двигателя, точное выполнение 429 Фиг. 430а. Постановка стяжной шпильки в нижней части картера двигателя М-25. Фиг.| 4306. Посадка центрирующего стяжного болта в картере двигателя М-25. Фиг. 430'. Посадка в картере стяжного болта переменного сечения (двигатель Вальтер-Кастор). Фиг. 430". Стяжные болты картера, использованные для подвода воздуха к самопуску (двигатель М-22). 430 этих закраин вообще весьма затруднительно. Поэтому наиболее распространена фиксация стяжными болтами; все стяжные болты являются одновременно центрирующими. Это может быть обеспечено выполнением отверстий под болты в обеих половинах картера по зеркальным кондукторам. При недостаточной точности кондукторов отверстия под болты после спаривания половин картера обрабатываются развертками. Окончательная обработка опорных поверхностей цилиндров, расточка отверстий под цилиндры и под коренные подшипники производятся обязательно совместно на спаренных половинах картера. Если по конструктивным условиям болт заменяют шпилькой, как, например, в нижней перемычке двигателя М-25 (ввиду наличия маслоотстойника), то в связи с трудностями центровки в резьбе шпилька ставится с большим зазором (фиг. 430, а). В случае, если стяж- Фиг. 430'". Стяжные болты, соединяющие центральную^" часть картера, его крышку и промежуточную стальную раму (двигатель Волслей-Аквариус). ной болт длинен, точная посадка его на всей длине затрудняет без нужды монтаж его в картере. Для устранения этого неудобства отверстие в картере по значительной своей длине может быть развернуто до несколько большего диаметра, и, таким образом, болт сидит в этой части картера с зазором (фиг. 430, б). Для тех же целей болт может быть выполнен с точно обработанными поясами в месте стыка обеих половин картера и по концам (фиг. 430/). Кроме прямого своего назначения, стяжные болты в некоторых конструкциях используются для других целей, например для крепления всего двигателя к подмоторной раме; в конструкции двигателя М-22 через эти же болты проходят трубки самопуска сжатого воздуха (фиг. 430"). Иногда болты стягивают не только центральную часть картера, но и его крышки (фиг. 430"). В этих случаях в середине болта всегда делается упорный бурт, для того чтобы при снятии двигателя с самолета или замене задней крышки не было ослабления затяжки средней ч-асти. § 135. ЦЕНТРАЛЬНАЯ ЧАСТЬ КАРТЕРА ДВУХРЯДНОГО ЗВЕЗДООБРАЗНОГО ДВИГАТЕЛЯ Общая конструктивная компоновка центральной части картера двухрядной звезды зависит от системы разъемов и от числа опор коленчатого вала, который может выполняться с промежуточной опорой между коленами или без нее. В практике европейских заводов применяются двойные звездообразные двигатели без промежуточной опоры вала для мощностей, доходящих до 1500 л. с. при 18 цилиндрах. Картеры такого типа выполняются обычно в виде барабана с одной или двумя отъемными стенками. При двух стенках облегчается возможность применения поковки в виде массивного кольца, из которого путем фрезерной обработки получается центральная часть (фиг. 431, 431'). При литом картере из соображений жесткости рациональнее делать одну из стенок заодно с кольцевой частью. В случае 431 неразъемного шатуна такая система разъемов не всегда оказывается удобной в монтаже. Так, в двигателе М-87 ввиду небольшого диаметра картера сборка частей вала с шатунным механизмом и затяжка гаек промежуточной щеки коленчатого вала производятся в картере. Фиг. 431. Картер двигателя М-87. Фиг. 431'. Картер двигателя М-87-двухрядной звезды с коленчатым валом без промежуточной опоры; Несмотря на этот недостаток, такая схема довольно широко используется вследствие ее простоты. Выполнение разъемов по плоскостям осей цилиндра потребовало бы применения двух рядов болтов, фланцев, высту- 432 пающих над опорными плоскостями под цилиндры, что конструктивно и производственно усложняет систему. Применение же сквозных болтов, стягивающих все части, исключено вследствие смещения цилиндров одной звезды относительно другой. Пример применения сквозной затяжки цилиндров в затылок показан на фиг. 431". В целях удобства укладки шатунного механизма в перемычках между цилиндрами такого картера имеются прорези/ Фланцы были общими на пару цилиндров, так что эти прорези перекрывались. В противовес европейской, американская конструктивная школа придерживается схемы коленчатого вала с промежуточной опорой (фиг. 432). Для удобства монтажа диаметр средней шейки делается значительно больше, чем на крайних опорах, и соответственно с этим в промежуточной опоре устанавливается подшипник большого размера. Разъем в этом случае приходится делать по плоскостям осей цилиндров. Центральный участок картера состоит из средней части, несущей шариковый или роликовый подшипник, и двух крышек (передней и задней). Помимо очевидного производственного усложнения, промежуточная опора увеличивает длину картера и, таким образом, продольный габарит и вес двигателя. Однако у короткоходных двигателей увеличение длины картера может быть даже желательным, чтобы иметь возможность разместить сильно развитые по размерам головки передней и задней звезд двигателя. Вместе с тем эта схема имеет преимущество в отношении прочности коленчатого Фиг. 431". Схема затяжки вала. В остальном отдельные конструктивные элементы картера двойного звездообразного двигателя не имеют существенных отличий от аналогичных деталей рядных звездообразных двигателей. В связи со стремлением увеличить прочность картера имеются попытки выполнения его из стали. Уже на современных мощных двигателях наблюдаются дефекты, свидетельствующие .о недостаточной надежности картеров из алюминиевых кованых сплавов. Так, по данным длительной эксплоатации двигателей Райт F-50, F-53 и особенно G-2, на картере образуются трещины в местах, имеющих местные нагрузки (например вокруг некоторых нагруженных шпилек, около оси под двойную шестерню распределения у двигателя типа F-50). —142—28 433 Фиг. 431'. Картер двигателя М-87-двухрядной звезды с коленчатым валом без промежуточной опоры. картера с расположением цилиндров в затылок. Стальной картер впервые был изготовлен фирмой Испано-Суиза для двигателя мощностью 1100 л. с. Картер этого двигателя сделан из полутвердой стали (0,2% С) в виде полусферических чашек, изготовляющихся штамповкой (фиг. 433). Разъемы картера сделаны по плоскостям осей цилиндров. Средняя часть составлена из двух полов-ин, соединенных заклепками на фланцах. Передние и задние наружные крышки сделаны из алюминиевого литья. Так как крышки картера несколько холоднее центральной нагруженной стальной части и достаточно жестки, то ненормальных явлений ввиду разности температурных коэфициентов расширения соединяемых частей при такой конструкции не наблюдалось. Вес стального картера несколько выше веса алюминиевого штампованного картера при большей жесткости и на-Фиг. 433. Стальной картер двухрядной звезды нежности KOHCTDVKIIHH СТОЙ-(двигатель Испано-Суиза 14-МВ). дежности конструкции, стой мость его ниже ввиду простоты изготовления путем штамповки и небольшой последующей механической обработки. Фирма Райт также перешла к изготовлению стальных картеров, применяемых на двигателях в виде двойной звезды мощностью 1500 л. с. Стальные картеры двигателей этого типа требуют, однако, сложной механической обработки. § 136. УСТАНОВКА ПОДШИПНИКОВ В передней и задней перегородках картера устанавливаются опорные подшипники. . В огромном большинстве случаев для этого применяются подшипники качения. Применение скользящих подшипников (например у двигателя Райт типа „F" и Фиат А-50, А-53) не привилось в практике моторостроения, потому что при такой конструкции опор обычно удлиняется картер двигателя, вводятся затруднения с подводом масла к подшипникам и увеличивается количество масла в картере. У двигателей сравнительно мало/i мощности применяются шариковые опорные подшипники (двигатели М-11, Лайкоминг и др.); у двигателей средних и больших мощностей применяются роликовые подшипники. Иногда роликовые подшипники оставляются лишь в передней опоре, тогда как под задний конец вала ставится шариковый подшипник (двигатель М-2'5 и др.). Это объясняется, с одной стороны, тем, что передняя опора (как средняя опора трехопорной балки) нагружена больше, чем задняя. С другой стороны, шариковые подшипники менее роликовых подвержены износу, который может наблюдаться вследствие деформации конца вала. В частности, из этих соображений на двигателях Райт G-2 на задней опоре устанавливаются бочкообразные ролики, диаметр которых у концов на 0,02 —. 0,03 мм меньше, чем диаметр средней его части. Дорожки под ролики при этом имеют цилиндрическую поверхность. Для установки в перегородках картера опорных подшипников в расточенные под них отверстия запрессовываются кольца. Необходимость их установки вызывается посадкой внешних обойм шариковых или роликовых подшипников в своих гнездах с небольшим натягом, в результате 434 чего непосредственный монтаж обоймы в картере может легко вызвать смятие или задиры алюминия и выход картера в брак. Изготовляются эти кольца из бронзы и стали. В последнем случае внутренняя поверхность колец иногда заливается тонким слоем баббита (0,1 мм), наносимого в целях устранения наклепа и облегчения монтажа. Фиксация колец в картере выполняется стопорами, шурупами или накладками (фиг. 434). a Фиг. 434. Примеры фиксации колец картера под подшипниками a—стопором, б—шпилькой, в—шурупами в заплечике кольца? г—накладками) д—за- плечиком и контровой гайкой. Последняя конструкция (фиг. 434, г) предпочтительнее в том случае, если в перегородке одновременно закрепляется и обойма подшипника. Для устранения местных напряжений, появляющихся в местах сверлений, в моторах Армстронг применена фиксация при помощи заплечика и контровой гайки (фиг. 434, д). Осевое крепление колец подшипника может осуществляться либо накладками, либо при помощи буртика и пружинного кольца (фиг. 434, б). Продольная фиксация колец всех подшипников допустима лишь в том случае, если ролики имеют свободное долевое перемещение. В случае шариковых подшипников или роликовых с буртиками кольца остаются свободными для возможности температурного расширения; исключение составляет двигатель с редуктором, в котором вал не фиксируется упорным подшипником.. В этом случае должен быть зафиксирован один коренной подшипник. § 137. НОСОК И ЗАДОК КАРТЕРА ЗВЕЗДООБРАЗНЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ В безредукторном двигателе носок картера состоит из одной крышки чашеобразной формы. Плоскость разъема проходит так, что бобышки для толкателей распределения могут находиться в крышке (фиг. 428') или на передней половине картера (двигатель Бристоль-Пегас) (фиг. 434'). Первое расположение разъема целесообразно при кованом картере, так как при нем получается более простая форма поковки. Вторая конструкция лучше с точки зрения жесткости. В двигателе с редуктором носок почти всегда состоит из двух или трех частей, в зависимости от выполнения бобышек толкателей, — вместе с центральной частью или отдельно от нее (фиг. 428, 432, 434'). Выполнение большего количества разъемов объясняется наличием.промежуточной диафрагмы, в которой устанавливается двойная шестерня передачи к распределению и третий опорный подшипник коленчатого вала, являющийся также опорой для вала редуктора. Благодаря очень остроумной комбинации опор редуктора в двигателе Райт носок выполнен лишь из одной крышки (фиг. 435). Зддок картера звездообразного двигателя является наиболее сложной его частью, так как здесь размещаются приводы к аппаратуре, к нагнетателю, сам нагнетатель с его приемным патрубком, диффузором и смесевым коллектором. 435 Фиг. 434'. Картер, имеющий в пе редней половине бобышки для толка телей (двигатель Бристоль-Пегас). Фиг. 435. Носок редук- торного двигателя типа Райт. 436 Для двигателя без нагнетателя удается все приводы разместить на одной крышке вместе со смесевым коллектором (фиг. 436). Для двигателя с нагнетателем приходится выполнять задок из двух или трех частей (фиг. 428, 429 и др.). Фиг. 436. Двигатель М-11. Центрирование крышек обычно выполняется при помощи буртиков. Типы таких соединений даны на фиг. 437. Высота, буртика обычно делается не менее 5 — 7 мм; она складывается из галтели радиусом не менее 2 — 3 мм, цилиндрической центрирующей поверхности высотой не менее 2 —3 мм и фаски размером около 2 мм (фиг. 438). Для точного совпадения осей применяется плотная посадка (2-й класс точности), при которой зазор лежит фиг 437 Типовые ки ек на в пределах -J- 0,08 -г- ^ * — 0,02 для диаметров выше 350 мм. Применение глухой, тугой посадки неудобно в монтаже, применение меньшего разбега в зазорах равносильно переходу на 1-й класс точности, что резко удорожает производство. Фиксация крышки на картере от возможного углового сдвига обычно достигается при помощи цилиндрической части шпилек, если не требуется 437 а большой точности (фиг. 439). Однако в случае размещения шестерен или их подшипников в соединяемых крышках такая фиксация является недостаточно точной и приходится применять установочные цилиндрические штифты (фиг. 440). При наличии кругового буртика достаточно иметь Галтель 2-3 /им Фиг. 438. Элементы центрирующего буртика картера. Фиг. 439. Фиксация крышки от углового сдвига при помощи цилиндрической части шпильки. Н.еподвиЖно один штифт; если буртика нет, то надо иметь два штифта. Последний способ фиксации применен, например, для соединения задней крышки к корпусу нагнетателя двигателя М-25. Торцевые стыки крышек картера должны быть герметичными во избежание подтекания масла. Недостаточная герметичность в крышках всасывающей системы может, кроме того, повлечь за собой подсос воздуха и масла на крейсерских режимах и малом газе. При большом наддуве, наоборот, смесь и неиспарившиеся части топлива при неплотном соединении будут прони-_ Л.Л тт „ кать в картер. Так как притирка стыков по вочн^штифт" УСТаН°" плите при наличии буртиков невозможна, то уплотнение стыков достигается при помощи прокладок из ватманской бумаги или специальных материалов типа прорезиненного картона. В крышках сложной конфигурации может встретиться соединение по двум параллельным плоскостям, как, например, внутренний стык в задней крышке двигателя М-11 (фиг. 436) или в крышке корпуса нагнетателя -ШС, ж^ а. фиг. 441. Примеры постановки прокладок: а—бумажной, б—свинцовой, в—резиновой. двигателя М-85. При массовой продукции добиваться точного упора по обеим плоскостям нерационально, и поэтому в одном из стыков ставится либо пластичная, например свинцовая *, либо- упругая (резиновая) прокладка. Примеры постановки различных прокладок приведены на фиг. 441. 438 Свинцовая прокладка на двигателях М-11 была в дальнейшем заменена резиновой § 138. МАСЛОПРОВОДКА В КАРТЕРАХ ЗВЕЗДООБРАЗНЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ В подавляющем большинстве двигателей масляный насос располагается на задней крышке. Все свежее масло направляется в хвостовик коленчатого вала, откуда протекает на смазку шатунного подшипника и деталей носка. Подвод свежего масла к деталям приводов агрегатов задней крышки (см. фиг. 133а, стр* 556) • осуществляется через сверления в утолщенных радиально расположенных ребрах крышки, которые одновременно являются и ребрами жесткости. Отрицательной стороной такого конструктивного решения является необходимость установки для приема смазки скользящего подшипника на хвостовике вала, что усложняет компоновку задка, особенно при наличии нагнетателя. При устранении этого подшипника габариты задка уменьшаются, но тогда необходимо обеспечить подвод смазки в носок по внутренним сверлениям в картере, как это сделано в двигателе Лайкоминг (фиг. 442). Отвод отработанного масла из картера к помпе часто делается наружными трубами, что нельзя признать надежным и удобным в эксплоатации. Поэтому в современных лучших двигателях стремятся обеспечить отвод масла по внутренним каналам, просверленным или отлитым в стендах картера и крышках. В этом отношении интересна конструкция маслопроводов двигателей М-25иМ-87 (фиг. 431'). Масло, стекающее со стенок картера и других деталей, откачивается из маслоотстой-ника. Для лучшего успокоения пены маслоотстойники делаются сравнительно большой высоты—до 200—250 мм. Объем их должен быть достаточен для вмещения масла, прилипающего к стенкам картера. Типовые конструкции маслоотстойника даны на фиг. 428', 430, 430", 430'". В двигателе Райт G-100 масло стекает с передней и задней крышек картера. В нижней части отстойника имеется полость, в которую поступает отстоявшееся масло и по каналу отстойника и каналам в литье крышек подводится к откачивающей ступени масляной помпы. В корпус отстойника двигателя М-85 (фиг. 443) масло из картера стекает через отверстия 2 и поступает в камеру 3. Здесь на шпильке 4 находится дуралюминовая втулка, в которую вставлены магниты 5 для очистки масла от чугунных либо стальных частиц. Масло, пройдя через сетку фильтра 6 (отложение грязи здесь происходит внутри фильтра), откачивается помпой по каналу 7. Прочистка сетки фильтра и его магнитов в эксплоатации производится без слива всего масла из отстойника благодаря наличию вертикальных трубок 8 и 9. В двигателе М-87 эти трубки сняты, что упростило конструкцию и улучшило циркуляцию масла (фиг. 443'). Установка магнитов также применяется в отстойнике двигателя Райт G-2. Следует учитывать, что фильтрация масла в маслоотстойнике не может считаться достаточной, и у большинства современных двигателей на нагнетающей ступени масляной системы устанавливается добавочный фильтр (например, фильтр Куно у двигателя М-25). 439 Фиг. 442. Подвод масла к носку мотора по внутренним сверлениям в картере (двигатель Лайкоминг). Разрез по В-В Фиг. 443. Маслоотстойник двигателя М-85. Фиг. 443'. Маслоотстойник двигателя М-87. 440 В некоторых двигателях применяются специальные козырьки или масляные дефлекторы, которые задерживают и направляют в отстойник масло, увлекаемое противовесами и находящееся в круговом движении .внутри картера. Установка масляного дефлектора улучшает режим работы! двигателя, понижает температуру масла и цилиндра. В двигателе М-25,, в частности, наблюдалось при этом увеличение мощности. В отстоит ?~ \ В отстойник речение А-А Фиг. 444. Установка в картере масляного дефлектора (двигатель М-25). Дефлектор может быть выполнен отдельной деталью, как, например,, в двигателе М-25 (фиг. 444), или в виде небольших приливов на картере с кромками, направленными против движения завихренного потока воздуха с маслом (двигатель Хорнет). § 139. КРЕПЛЕНИЕ ЗВЕЗДООБРАЗНЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ К ПОДМОТОРНОЙ РАМЕ Конструктивно крепление двигателя к раме может выполняться ш> трем вариантам: 1) непосредственное крепление центральной части картера, 2) крепление на промежуточной штампованной раме, привернутой к центральному картеру только для этой цели, и 3) крепление на бобышках или фланце, отлитых на задней крышке. При первом варианте (фиг. 430' и 430") подмоторная рама должна иметь отверстие по диаметру центрирующего буртика на картере. Неудобство такой системы — относительно небольшая величина этого отверстия,, что сильно стесняет конструктора в размещении агрегатов, которые должны вписаться в габариты отверстия, так как снимать агрегаты при монтаже двигателя на самолет вообще нежелательно. В частности, в двигателе М-22 (фиг. 430") по этой причине пришлось пропустить каналы самопуска сквозь болты. Наконец, в случае повреждения выступающей части болта при монтаже двигателя на самолет необходимо менять болт, что может привести к неравномерной затяжке стыка. Эти затруднения разрешаются применением второго варианта, весьма характерного для английской конструкторской школы, т. е. применяется крепление двигателя к промежуточной раме (фиг. 445). Для пропуска смесевых трубопроводов в промежуточной раме сделаны отверстия. Такое крепление удобно при замене двигателя на самолете, так как в этом случае двигатель может быть подготовлен к установке на самолет со всеми: агрегатами винтомоторной группы, что значительно сокращает время, необходимое для замены в эксплоатации одного двигателя другим. Крепление двигателя к раме по третьему варианту наиболее часто, осуществляется креплением лапами, отлитыми заодно с задней крышкой (фиг. 43Г, 446). Для увеличения диаметра кольца подмоторной рамы лапы обычно разносятся возможно дальше и конструктивно связываются со смесе-выми патрубками, что определяет их число. Так как лапы подвержены действию довольно значительных сил инерции поступательно-движущихся частей 441 и массы двигателя (в особенности при эволюциях самолета), они делаются достаточно массивными и имеют ребра жесткости для связи их с остальной частью крышки. Соединение этой части крышки с центральной частью картера делается в таком случае отдельно от остального задка. Таким, образом при снятии задка с нагнетателем соединение всего двигателя с установочным кольцом подмоторной рамы не нарушается (фиг 431)* Фиг. 445. Промежуточная штампованная Фиг. 446. Лапы крепления двигателя, от-рама для крепления двигателя к самолету. литые заодно с задней крышкой двигателя (двигатель типа Райт G-100). Для уменьшения вибраций самолета подвеска двигателя на подмоторную раму делается упругой. Эта задача для звездообразных двигателей представляет некоторые трудности, заключающиеся в необходимости ограничения числа степеней свободы (фиг. 448). Правильно сконструированная подвеска на упругих элементах (фиг. 447) должна обеспечить возможность перемещения двигателя в плоскости yz, а также вращения около оси х, не допуская вместе с тем перемещения вдоль оси х и вращения около осей у и г. Весьма радикально решается эта задача в конструкции упругого элемента, представленной на фиг. 448/ Разрез по А-В Фиг. 447. Схема подвески звездообразного Двигателя а—упругие элементы крепления двигателя. Фиг. 448. Упругий элемент подвески с ограниченным числом степеней свободы 1_болт, соединенный с картером двигателя, 2—резиновая пластина, 3—шарики, 4—диски. где эти ограничения обеспечиваются стальными шариками, залитыми в резиновые пластины. Более простая система подвески фирмы Динафлекс приведена на фиг. 449. Здесь ограничение перемещений обеспечивается малой толщиной резиновых пластин и, следовательно, повышенной жесткостью их при сжатии вдоль оси х. Для надежности установки этих пластин в щеках 2 сделаны вмятины. 442 На фиг. 450 приведена подвеска конструкции Райт, которая отличается тем, что имеет меньшую жесткость в круговом движении около оси х, чем каждая из предыдущих схем. Эта жесткость может регулироваться Фиг. 449. Упругая подвеска двигателя системы Динафлекс а—общая схема установки, б—установка упругого элемента на раме, в—упругий элемент подвески; 1—болт, соединенный с картером двигателя, 2—детали диска рамы, 3—средний диск, 4—резиновые пластины. Сечение В-В Фиг. 450. Упругая подвеска двигателя системы Райт с тангенциально расположенными элементами а—втулка для болта крепления к раме, б—резиновая втулка. изменением конуса резиновых втулок. Такое распределение жесткостей является рациональным, принимая во внимание, что амплитуда тангенциальных сил на кольце от неравномерности крутящего момента меньше неуравновешенных сил, действующих в плоскости yz. § 140. СУФЛИРОВАНИЕ КАРТЕРА Давление внутри картера может колебаться вследствие возвратно-поступательного движения поршней, а также ввиду неполно,й герметичности поршневых колец. Небольшое повышение давления в картере обычно вызывает течь масла через сальники в местах выхода валов и даже из » 443 стыков картера и крышек. Для устранения этого все отсеки картера двигателя и его крышек должны быть соединены как между собой, так: и с атмосферой. Эта задача разрешается просто в рядных ъъ звездообразных двигателях без нагнетателя, но в звездообразных с' прицепным центробежным; Сеч?ние с а i Фиг. 451. Схема суфлирования двигателя М-87. нагнетателем она усложняется тем, что нагнетатель с диффузором и коллектором отделяет главный картер от картера агрегатов. Поэтому приходится устанавливать два отдельных суфлера либо соединять обе полости трубкой, как это сделано в двигателе М-25, либо, наконец, предусматривать это соединение в системе привода, как это сделано в двигателе М-87 (фиг. 451). Фиг. 452. Типы суфлеров. Различные формы суфлеров показаны на фиг. 452. При выходе в атмосферу газы, содержащиеся в картере, ударяются о перегородки сепаратора или сетку и оставляют на них частицы масла, которые затем собираются в большие капли и стекают обратно в картер; одновременно, сетка предохраняет от попадания-в картер грязи и посторонних предметов, 444 Во избежание выбрасывания масла суфлеры обычно защищаются козырьком или ставятся в такое место, куда не попадают брызги масла, например :в полости редуктора (двигатель М-100), в полости задка (двигатель М-85) и др. Так как в мощных форсированных двигателях выбрасывание масла из суфлера, несмотря на все предосторожности,—довольно частое явление, появилась конструкция, при которой ориентирующийся патрубок может «соединяться шлангом с масляным баком (фиг. 452, д). :^=ЭТЙЗД Фиг. 453. Суфлирование картера двигателя М-25. Для интенсивной вентиляции картера в двигателе М-25 суфлер (фиг. 453) находится в носке коленчатого вала, а задняя крышка, отделенная от картера нагнетателем, соединяется с центральной частью картера при помощи наружной трубки. В задней крышке имеется фланец, к которому может быть присоединена наружная трубка, соединяющая картер с масляным баком. § 141. ШПИЛЬКИ КАРТЕРА По назначению и условиям нагрузки шпильки и болты можно разделить на две группы. К первой группе относятся шпильки и болты, затяжка которых обеспечивает восприятие усилий, как, например, шпильки для крепления блока цилиндров. Обычно число их конструктивно ограничено и сила затяжки достаточно велика. Поломка такой шпильки может быть губительна для двигателя, поэтому часто эти шпильки называют несущими, ответственными. Ко второй группе относятся крепежные шпильки для соединений, в которых должна быть обеспечена в основном лишь плотность прилегания соединяемых частей. Число их велико, располагаются они часто, и обрыв одной из них может повести лишь к нарушению плотности, но не нарушит надежности соединения, поэтому они часто называются неответственными. Диаметр их невелик и величина его определяется лишь требованием, чтобы не было обрыва их при затяжке со средним усилием ключом*длиной около 100—150 мм. В качестве материала, применяемого для ответственных шпилек и болтов, употребляется хромоникелевая сталь марок Х2Н, 53-А1 с временным , 445 а б В Фиг. 454. Посадка шпилек в картере сопротивлением 100 -f- 85 кг/мм2 при удлинении 8-ч-10%. Шпильки второй группы могут изготовляться из рь обычной углеродистой стали типа отЫрр-т У4 и реже из стали СС с временным сопротивлением 55 -ь--ь 65 кг/мм2 при удлинении 16%. Посадка шпилек в картере должна быть достаточно плотной и точной (фиг. 454). Плотность посадки обеспечивается натягом в резьбе или упором в буртик, образованный канавкой для выхода резца (фиг. 454, а). Способ посадки с натягом в резьбе широко применяется в американской практике и обеспечивает весьма надежную посадку, но требует наличия нескольких групп шпилек с разницей' по среднему диаметру в 0,02-^0,03 мм-, для ремонта требуются шпильки с увеличенным диаметром на величину до 0,2 — 0,3 мм. Недостаток этой посадки заключается в том, что при большом натяге и малом расстоянии от края иногда получаются трещины во фланце и выпучивание поверхности стыка у шпильки. Для устранения этого дефекта применяются утопленные шпильки (фиг. 454, в). Суженная часть выполнена длинной потому, что при шпильке постоянного диаметра вся деформация при затяжке приходится на суженное сечение по внутреннему диаметру нарезки, что может повести к ее быстрому обрыву. Для предотвращения самоотвертывания глубина нарезки делается не меньше двух диаметров. Для обеспечения точности посадки, если она особенно необходима (например, в длинных силовых шпильках типа, применяющегося фиг- 455. в двигателе АМ-34), на шпильке выполняется направляю- Шпилька креп- о—шпилька с осевым натягом, б—шпилька с радиальным натягом, в—утопленная шпилька, г—шпилька с направляющей цилиндрической частью. щая цилиндрическая часть, утопленная в тело картера ления цилинд- (rhwr 4^4 2} - Р°в с гайкой> ^фиг. 4Ю*,г). установленной Конструкция шпилек, выполненных по типу, показанному на ДруГОМ на фиг. 454, а, обеспечивает одинаковую посадку их в кар- конце. тере по высоте; для шпилек другого типа (фиг. 454, б) тре- . буется дополнительный контроль или применение специального инструмента. а б в г Фиг. 456. Типовые способы контровки гайки шпилек картера при помощи замков, 446 Фиг. 457. вой стали. Иногда применяются шпильки, имеющие различную нарезку на своих концах: нормальную — для стальной гайки и с более крупным шагом на другом конце, входящем в картер. Такая резьба обеспечивает более надежную посадку шпильки, в особенности в картере, изготовленном из материала с небольшой крепостью (литой картер). При очень большой нагрузке (например, шпильки крепления цилиндров) или при низких механических качествах картера для разгрузки нарезки применяются сквозные шпильки с гайками (фиг. 455). Сверление в бобышке под шпильку желательно делать сквозным. Если это конструктивно неудобно, глубина нарезки под шпильку должна быть больше нарезки завертываемой шпильки, что необходимо для выхода метчика. Когда отверстие под шпильку не сквозное, необходимо предусмотреть сверление диаметром в 1,5 — 2 мм для выхода масла и воздуха при завертывании шпильки (фиг. 454, а, б). ^ Гайки большинства шпилек авиационных двигателей контрятся. Наиболее распространенный способ контровки осуществляется отгибающимися замками (фиг. 456). Широкое распространение получили на американских двигателях контргайки, штампованные из тонкой листовой стали (palnut) (фиг. 457). Для редко разбираемых соединений применяется шплинтовка корончатых гаек. Этот способ надежен в эксплоатации, однако требует сверлений в шпильках и значительной затраты времени при сборке и разборке двигателя (фиг. 458, в). Видоизменением этого способа является контровка латунной вязальной проволокой (фиг. 458, а, б). В случае контровки нескольких рядом находящихся гаек этот способ проще и быстрее 'шплинтовки. При контровке гайки на стальном фланце могут применяться шайбы Гровера (фиг. 458, г). Однако эти шайбы, уложенные на алюминиевое основание, могут при отвертывании вызвать задир опорной поверхности и искривление шпильки при вторичной затяжке. Нормальные контргайки практического применения не находят (фиг. 458, д) § 142. МАТЕРИАЛЫ ДЛЯ КАРТЕРОВ В качестве материала для картеров преимущественное применение находят алюминиевые сплавы, данные по которым приводятся в табл. 29. Сплав АС-2 благодаря своим хорошим литейным свойствам получил широкое применение в период 1920-1930 гг. В настоящее время он сохранился лишь на маломощных двигателях, так как обладает сравнительно низкими механическими качествами. Цинкоалюминиевый сплав (АС-1) имеет значительно худшие литейные свойства. Этот сплав был впервые применен в Германии в период первой империалистической войны. В целях экономии в нем дефицитная медь заменена цинком. Сплав этот применялся в двигателях BMW-M и М-17. Отрицательным качеством его является повышенная склонность к коррозии, ликвации и высокий удельный вес — 3,2 -*- 3,3. Из новейших современных сплавов нужно отметить силумин, широко применяемый на многих современных двигателях (Испано-Суиза 12 Ybrs, 447 т \ш Фиг. 458. Типовые способы контровки гайки шпилек картера а, б—вязальной проволокой, в—шплинтом, г—шайбой Гровера, д—нормальной контргайкой. Таблица 29 Химический состав, % Механические качества • Название 8 « о о о, 'О Марка <о'Я и) с о с материала Си Mg Ni Si Fe Zn о <и а* со <м S s -5 s a> |||« s н s 53 о Г. S e; <^s a> -5, Sj~" 0,0.7? er f!j А Д ^ юса HCQ^^ 1 АС2 Картерный 7—9 - ^-~~> 0,8-2,2 0,5-1,5 3 10 „„^ . -. американ- • ский 2 АС1 Картерный 1,8-3,5 — — — — 11—14 15 2 60 цинко-алю- миниевый 3 АСЛ4 Силумин 0,2 0,2-0,3 — 9-10 0,5 0,1 21 3 65 (тер- мически обрабо- танный) Cr 4 6241 Фирмы Райт 0,3 0,45-0,8 — 0,6-1,2 — 0,15-0,35 31 8 95 5 АКЗ RR56) — . 1,5-3,0 0,4-1,0 0,5-1,50,5-1,0 0,8—1,40,05-0,12 38 6 100 Примечание. Марки № 1, 2, 3 применяются для литья картеров; № 4 и 5— для штамповки. М-100 и др.). Положительным качеством, характерным для силумина, является его хорошая свариваемость, что позволяет уменьшить брак сложной и дорогой отливки соответствующим ремонтом. Литье картеров часто производится с кристаллизацией под давлением. Для заготовки картеров мощных звездообразных двигателей применяется штамповка, которая резко повышает механические качества. Так, сплав АК-3 при оптимальном режиме термической обработки, т. е. при температуре нагрева 510 -—535° в течение 2 — 4 час. с закалкой в воде и отпуском при температуре 155 — 175° С в течение 20 час, с последующим охлаждением в воде, может дать следующие механические качества: временное сопротивление разрыву 44 — 50,2 . кг\м,м?, предел текучести 38 — 42 кг/мм2 и удлинение 10%. В табл. 29 даны более низкие механические качества этого сплава, принятые в серийном производстве. Значительного уменьшения веса двигателей можно достигнуть при литье картеров из электрона благодаря небольшому удельному весу €го, колеблющемуся в пределах 1,74 — 1,85. Так, например, вес картера двигателя BMW-VI мощностью 500 л. с. равнялся 138 кг при алюминиевом литье и 96 кг при выполнении его из электрона. Данные о химсоставе и механических качествах электронных сплавов, применяемых для литья в землю, приведены в табл. 30. Сплав МА6 обладает хорошими литейными и механическими свойствами; коэфициент усадки 1%. Введение в электрон бериллия и титана увеличивает стойкость его против коррозии. Коэфициент линейного расширения электрона колеблется в пределах 26 -г- 29 - 10~6, а сопротивление удару 0,32 -г- 1,1 кг/см2. Для литья картеров электрон применялся различными фирмами: Фиат, Изотта-Фраскини, Лоррен, Де Хевеланд, Лиллюаз, Вальтер и др. В случае применения электрона для картера требуется несколько изменить конструкцию картера, придав более плавные формы его стенкам и увеличив радиусы переходов. Кроме того, необходимо увеличить толщину стенок примерно на 25% по сравнению с картерами из алюминиевых сплавов. 448 Магниевые сплавы Таблица 30 Химический состав в % (основные компоненты) Механические качества Марка s к о""- gS^s" ОСТ и ё Ю** оГ S iit Авиа А1 Zn Мп Mg Be Ti к. s ю1 33 CD О d> -• о 3 's 33 и аз <" 0, 0,5 s S, s ** с со к^^ t^ о» о К О ^3 r\j 5 m г о S о 0,« •^ ь* г п s МАб 9,5—10,5 — 0,1-0,4 Ост. 0,02-0,05 __ 21 1 70 МА5 8-9 до 0,5 0,2—0,3 » 0,02-0,05 0,1—0,03 17 2,5 60 F1* 4-6 1,0—3,0 0,2—0,5 0 — — 16 3 50 При механической обработке электрон легко воспламеняется; он сильнее, чем алюминиевые сплавы, подвержен коррозии и требует соответствующей защиты противокоррозийными покрытиями; наконец, электрон имеет сравнительно низкие механические качества, вследствие чего выигрыш в весе не превышает 25—30%. Следует отметить предубежденность в деле широкого внедрения электрона в серийном производстве, объясняемую перечисленными специфическими его особенностями. Схема последовательных переходов при штамповке заготовки картера однорядного звездообразного двигателя дана на фиг. 459. Как видно из этой схемы, исходной заготовкой является предварительно прессованная болванка в виде цилиндра диаметром в 200— 280 мм. Обработка заготовки ведется под молотом в 2—5 т или под прессом в 300—600 т, что предпочтительнее. Возможны два случая штамповки (фиг. 459)— из заготовки сплошной (слева) или кольцевой (справа). Применение кольцевой заготовки является более рациональным как со стороны самой технологии штамповки, так и в отношении качества заготовки; в этом случае получается более одинаковая по структуре поковка с равномерным распределением напряжений в стенках картера. Так как в процессе изготовления картера легко получаются небольшие трещины, то после окончания ковки для выявления поверхностных дефектов поковка подвергается травлению. При ковке картера размеры заготовки должны иметь припуск на обработку около 3 мм, отдельные места ее могут быть оставлены вообще без обработки, и тогда припуска совершенно не требуется. . Отливка картера требует большого количества литников и выпаров, что в свою очередь требует большого количества металла и, конечно, усложняет производство. Отливка картеров как звездообразных, так и рядных двигателей ведется в земляную форму. Для получения однообразной продукции формовка ведется по металлическим моделям. Фиг. 459. Схема последовательных переходов при штамповке картера а—для сплошной заготовки, б—для кольцевой заготовки. * Применяется для крышки блока, маслосборочного картера улитки нагнетателя. ВВА—142—29 449 Для устранения трещин и рыхлости в отливке имеет большое значение правильное расположение выпаров, литников и холодильников. Отливки картера подвергаются ремонту путем постановки пробок или ввертышей, заварки, пайки и пропитки. Пробки применяются для устранения небольших местных дефектов литья (свищи, раковины), обнаруживаемых при гидропробе отливки (наливом керосина или давлением около 0,5 am). Однако возможность их применения ограничена толщиной стенок картера. При небольшой толщине стенки ввиду недостаточного количества витков нарезки (их должно быть не менее 5—6) пробки не будут иметь надежной посадки и могут вываливаться при работе двигателя. Пробки ставятся с небольшим натягом и раскерниваются. Заварка производится таким образом. Отливка картера подвергается общему подогреву в электропечи, затем дефектное место, после дополнительного местного нагрева, заполняется жидким металлом того же состава, что и завариваемая деталь. Не все картерные сплавы в одинаковой мере допускают заварку; часто после охлаждения появляются трещины вследствие различия между общим нагревом картера и того места, которое при заварке заполняется жидким металлом. Части картера, несущие значительные нагрузки (связи, лапы, носок), заваривать не разрешается. При исправлении отливки пайкой дефектное место без общего нагрева картера заполняется другим, более легкоплавким металлом. Этот вид „лечения" технологически проще заварки, однако он менее надежен, так как требует последующего наблюдения за местом пайки в эксплоатации, так как в соединении двух различных сплавов получается гальваническая пара,, которая со временем разрушает место спайки. Для пропитки картера применяется бакелит или вареное масло, заполняющие внутреннюю пористость отливки; при правильной технологии пропитка не ухудшает качества картера. На многих заводах поэтому пропитке подвергаются все картеры независимо от результатов гидропробы, т. е. пропитку в этом случае следует рассматривать не как „лечение" отливки, а как одну из производственных операций, улучшающую герметичность стенок отливки. РАЗДЕЛ ТРЕТИЙ - Л А В А I . ; ; РЕДУКТОРЫ 0 143. СХЕМЫ РЕДУКТОРОВ АВИАЦИОННЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ По конструктивной схеме редукторы авиационных двигателей выполняются: 1) со смещенными осями коленчатого вала и вала винта (фиг. 1, а и б) и 2) с совпадающими осями — так называемые соосные редукторы (фиг. 1, я и г). : Последние в свою очередь могут выполняться либо с паразитными шестернями (фиг. 1, в), оси которых укреплены неподвижно в картере, либо— с планетарными (фиг. 1, г). Редукторы с паразитными шестернями' ч. г. f тЛ1_ ' /7 б .. В г Фиг. 1. Кинематические схемы редукторов в—схема редуктора со смещенными осями и с внешним зацеплением, 'б—схема редуктора со смещенными осями и внутренним зацеплением, в—схема планетарного ! редуктора с вращением коленчатого вала и винта в разные стороны, г—схема : планетарного редуктора с вращением коленчатого вала и винта в одну сторону. [ не нашли применения в авиационном моторостроении, и все соосные редук-* торы выполняются планетарными с цилиндрическими и коническими; шестернями. ' К преимуществам редукторов со смещенными осями шестерен, по сравнению с планетарными, относятся: простота конструкции, меньший вес, а также возможность постановки винта увеличенного диаметра без увеличения шасси самолета. Поэтому для V-образных двигателей, где смещение оси редуктора не препятствует охлаждению и при капотаже двигателя на самолете дает некоторые преимущества в смысле получения лучшей обтекаемости, выполняются обычно редукторы со смещенными осями. В звездообразных двигателях обычно применяются планетарные редукторы, так как в случае редукторов со смещенными осями затрудняется охлаждение цилиндров и размещение привода к клапанам. Примеры применения редукторов со смещенными осями на некоторых звездообразных двигателях небольших мощностей показаны на фиг. 2 и 3. Изображенная на фиг. 3 передача с внутренним зацеплением достаточно компактна, но не нашла распространения вследствие невозможности шлифовки внутренних зубьев и конструктивных затруднений, связанных с размещением опор ведущей шестерни коленчатого вала. Консольное же расположение этой шестерни может быть причиной поломок в зубьях. 45J Фиг. 2. Продольный разрез двигателя Побджой. Фиг. 3. Продольный разрез редуктора двигателя Уолслей. 452 § 144. ПЕРЕДАТОЧНОЕ ЧИСЛО При обозначениях, показанных на фиг. 1, имеем для схем а, бу в передаточное число щ- - «о: Z- Определить передаточное число планетарного редуктора (фиг. 1, г) можно, руководствуясь следующими соображениями. Точка А планетарной шестерни имеет две скорости: шпгг — во вращении относительно своей оси, сор/^ — во вращении около оси О. Сумма этих скоростей равна скорости на начальной окружности ведущей шестерни, т. е. j #iwp Ф соединенный с шестерней торцевыми шлицами и болтами. Задний роликовый подшипник фиксирует ведущую шестерню от осевых перемещений. В двигателях Фиат упругая муфта со спиральными пружинами была совмещена с фрикционным гасителем колебаний *. Наконец, в двигателе Паккард ведущая шестерня редуктора монтирована на шлицах валика / (фиг. 12), имеющего на заднем конце барабан с внутренними пазами, в которых монтированы упругие колодки 2. С этими колодка N и вступает в зацепление зубчатый венец, сидящий на фланце коленчатого вала. Фиг. 12. Упругая муфта редуктора двигателя Паккард 1—шлицы, 2—упругие колодки. Значительно удобнее с конструктивной стороны расположение упругой муфты в ведомой шестерне. Примером может служить шестерня редуктора в двигателе АМ-34 (фиг. 15, стр. 460). Здесь зубчатый венец имеет внутренние пазы для пружин, разделенные кольцевым пояском. Такие же пазы выполнены на ведущем барабане. Пружины ставятся с предварительным натягом и упираются на выступы пазов посредством тарелок с упорами, предохраняющими пружины от чрезмерного сжатия. Центровка венца на барабане достигается шлифованными цилиндрическими поверхностями, центровка барабана — пояском на валу редуктора. Недостатком конструкции является внецентренная нагрузка пружин при смещении по окружности венца шестерни относительно ведущего барабана во время работы двигателя. , От этого недостатка свободна конструкция редуктора двигателя М-100 вследствие того, что в нем пружины монтированы в пазах 1 (фиг. 13) на цилиндрических самоустанавливающихся сухарях 2. Сила предварительной затяжки здесь достигает 60СО кг, превышая среднее окружное усилие,. действующее на пружины во время работы двигателя, почти в 2 раза. * Принципиальная схема конструкции этой муфты приведена в главе „Крутильные колебания". 457 Центровка зубчатого венца на барабане достигается посредством роликов J. Опорные поверхности под ролики в барабане и в зубчатом венце ч 14,27 ke с , шестерни Ва,ла peSykfnopn (§сей шестерни) т=6,8571 Фиг. 13. Упругая муфта редуктора двигателя М-100. шлифуются и цементируются. Центровка венца на роликах точнее, и в экс-шюатации не получается наклепа, от которого очень трудно избавиться при центровке по цилиндрическим поверхностям. : f 147, ОПОРЫ ШЕСТЕРЕН РЕДУКТОРА. КОНСТРУКЦИЯ ВАЛА РЕДУКТОРА. ОСЕВАЯ ФИКСАЦИЯ В случае жесткой посадки ведущей шестерни опорные подшипники выполняются в большинстве случаев одинакового типа с коренными. Одновременное применение роликовых и скользящих подшипников на одном валу вообще нежелательно вследствие значительной разницы в радиальных зазорах. Исключением является двигатель Фиат (фиг. 14), где установка роликового подшипника не была опасна вследствие большой длины носка, и даже была желательна, так как упрощался вопрос о смазке переднего 458 подшипника. Другим исключением являлся двигатель Нэпир, где были применены роликовые коренные подшипники и передний подшипник был выполнен скользящим (фиг. 5). Это было необходимо для подвода смазки к носку вала. Для ведомых шестерен в равной мере применяются как роликовые, так и скользящие подшипники. Типичное выполнение роликовых опор имеет место также в двигателе Нэпир. Задний опорный роликоподшипник смонтирован в непосредственной близости к шестерне, что уменьшает изгибающий момент на валу редуктора. В целях усиления опоры заднего подшипника применено стальное обжимное кольцо /. Для удобства сборки ролики в наружной обойме не утоплены и она фиксирована в осевом направлении кольцом 2. Передний роликоподшипник ^смонтирован в общей коробке с упорным подшипником и в осевом направлении крепится гайкой 4. Во избежание зажима упорного подшипника поставлено распорное кольцо 5. Подобное же размещение роликовых опор редукторного вала выполнено на моторах Фиат Л-ЗОР (фиг. 14), ASSO-750Р, Ролльс-Ройс и Даймлер (фиг. 16). Пример применения скользящих подшипников показан на фиг. 15. Передний скользящий подшипник и по длине, и по диаметру значительно больше заднего вследствие того, что его нагрузка от неуравновешенных сил винта больше, чем у заднего. Передний шарикоподшипник (фиг. 15) работает только как упорный и поэтому установлен в картере с большим радиальным зазором во избежание перекоса вала в подшипниках. Заливка вкладышей выполняется или баббитом или свинцовистой бронзой. Чтобы избежать деформаций вала редуктора, опоры размещаются в непосредственной близости к шестерне. Наибольшие трудности в размещении опорных подшипников в редукторах со смещенными осями возникают в случае передачи с внутренним зацеплением. Здесь, чтобы избежать консольного крепления вала редуктора, приходится задний опорный подшипник монтировать по наружному ободу шестерни. При этом он выполняется или роликовым (фиг. 3) или же скользящим. Установка переднего опорного подшипника в редукторах со смещенными осями особых трудностей не вызывает. Обычно передний подшипник выполняется шариковым и одновременно работает как опорно-упорный, воспринимающий осевые и радиальные нагрузки. Осевая фиксация выполняется или осевыми или радиальными шарикоподшипниками, которые чаще работают как упорные. Пример осевого шарикоподшипника дан на фиг. 5. Здесь он выполнен двухрядным, чтобы воспринимать силу тяги при тянущем и толкающем винтах. В редукторах двигателей ASSO-750P для восприятия силы тяги постав- 459 Фиг. 14. Продольный разрез редуктора двигателя А-ЗОР. •\ ! \f^ •* s S ! Жзс [ \ \ I * \ ^ \ e } \ ^ j ~ ••& У' / ////7/7/ /V //////'///, нагрузок не воспринимает и монтируется в картере со значительным зазором. В редукторе двигателя Ролльс-Ройс упорный двухрядный шариковый подшипник имеет наружную обойму из двух частей (фиг. 15'). Осевая фиксация вала редуктора одним опорно-упорным шарикоподшипником выполнена в редукторе двигателя Фиат А-ЗОР. Эта мера несколько уменьшает вес редуктора, но для больших мощностей затрудняет подбор подшипника, который в этом случае получается большого диаметра и увеличивает габариты носка картера. В двигателе Испано-Суиза 12 Ybrs в связи с креплением шестерни редуктора и втулки винта на фланцах применены осевые шарикоподшипники большого диаметра, которые свободно продеваются через фланец крепления шестерни и центрируются в картере редуктора кольцами (фиг. 15"). Осевой зазор регулируется подбором толщины этих колец. Носок для крепления воздушного винта у редукторных валов обычно %; '•^Й'»-. ^% \г U Фиг. 15". Продольный разрез редуктора двигателя Испано-Суиза 12 Ybrs 1—центрирующие кольца подшипников. выполняется таким же, как и у безредукторных двигателей. Наиболее часто применяется центрирование винта на носке вала посредством конусов и передача крутящего момента через шлицы. 461 О) to Фиг. 16. Опорные подшипники вала редуктора двигателя Даймлер. Фиг. 16'. Продольный разрез редуктора двигателя ASSO-750 Р. § 148. КАРТЕРЫ РЕДУКТОРОВ Наиболее простой и жесткой является схема, в которой картер редуктора выполнен заодно с верхней половиной картера коленчатого вала, а передний опорный подшипник и упорные подшипники монтированы в отъемном носке (фиг. 5). При больших размерах редуктора (фиг. 15), помимо отъемного носка, в котором смонтирован упорный шарикоподшипник, выполняется промежуточная отъемная крышка (диафрагма) для переднего скользящего опорного подшипника. Такое выполнение картера редуктора компактно, но в случае применения шевронного зацепления (в двигателе АМ-34) создает трудности в монтаже, так как для постановки или снятия вала редуктора всегда необходимо опускать вниз коленчатый вал вместе с нижней половиной картера, для того чтобы вывести шевронные зубья из зацепления. Для снятия диафрагмы, которая сидит в картере с натягом, в ней предусмотрены бронзовые втулочки для съемников, а во фланце картера — стальные пяты. Равноценной с описанной является такая конструкция, в которой плоскость разъема проходит по плоскости симметрии шестерен или параллельно ей (фиг. 16'). В отличие от первой схемы в этом случае в передней крышке устанавливается подшипник не только ведомой, но и ведущей шестерни. Соединение половин делается на фланцах. Центрирование достигается посредством установочных шпилек или центрирующих буртиков. В ряде конструкций картер редуктора выполняется отдельно от картера двигателя и состоит из двух половин, соединяемых между собой болтами. Крепление его к картеру двигателя производится на фланце (фиг. 15'). Достоинство такой конструкции в том, что весь узел редуктора может монтироваться и демонтироваться отдельно от двигателя. Однако требуется обязательное применение разъемной муфты сцепления ведущей шестерни с валом. Весьма удобна в монтаже и вместе с тем обеспечивает большую жесткость и малый вес конструкция картера с разъемом по оси вала редуктора в двигателе Испано-Суиза 12 Ybrs (фиг. 15"). В этом случае весь картер редуктора с опорами для обеих шестерен отливается заодно с картером двигателя; верхняя крышка картера редуктора присоединяется к картеру двигателя при помощи шпилек и болтов. § 149. СМАЗКА ПОДШИПНИКОВ И ЗУБЬЕВ ШЕСТЕРЕН Несмотря на высокий к. п. д. шестерен редуктора, который достигает в одной паре колес приблизительно 99%, абсолютное количество выделяемого тепла на зубьях достаточно велико, и поэтому зубья шестерен редуктора необходимо интенсивно охлаждать. Это охлаждение осуществляется маслом, которое подводится к зубьям под давлением или через сверления, выполненные в,коленчатом валу и в теле ведущей шестерни; лучше, когда масло подводится по специальной трубочке с соплами, из которых оно подается к месту зацепления (обычно всегда со стороны входа в зацепление). Такой подвод масла выполнен в редукторах двигателей Ролльс-Ройс; ASSO-750P, АМ-34Р, М-100 и Нэпир. Установка этой трубочки в редукторе двигателя АМ-34 показана на фиг. 15. В двигателе Нэпир дополнительно к подводу масла через сопло ведущая шестерня окружена коробкой, укрепленной на картере двигателя, которая заполняется стекающим маслом. В двигателях Паккард и Фиат подвод масла к зубьям выполнен по сверлениям в шестернях (фиг. 12). Подвод масла по трубочкам обеспечивает более эффективное охлаждение. Смазка шариковых и роликовых подшипников обыкновенно совершается путем разбрызгивания. В двигателе Нэпир XI (фиг. 5) 463 масло к переднему опорному и упорным подшипникам подается по специальному жолобу самотеком. Смазка скользящих подшипников осуществляется под давлением маслом из главной магистрали, поступающим по сверлениям или трубочкам. §150. ОБЩАЯ СХЕМА ПЛАНЕТАРНОГО РЕДУКТОРА. УРАВНИТЕЛЬНЫЕ МЕХАНИЗМЫ Со стороны силовой схемы достоинство планетарных редукторов в том» что в них шестерни могут выполняться легкими, так как окружное усилие распределяется по нескольким точкам зацепления. Однако получить строго равномерное распределение нагрузки между сателлитами не удается, так как вследствие производственных погрешностей сателлитные шестерни не вступают в зацепление одновременно. Поэтому при постановке трех или даже шести сателлитных шестерен преимуществ уменьшения окружного усилия использовать не удавалось. Эти трудности значительное время тормозили распространение планетарных Фиг. 17. Продольный разрез редуктора двигателя М-85 1—передняя и задняя сферические пяты, 2—зубчатое соединение муфты коленчатого вала с ведущей шестерней редуктора, 3—зубчатое соединение неподвижной шестерни редуктора с промежуточной зубчаткой, 4—гайки, 5—распорная втулка. Фиг. 18. Схема уравнительного механизма редуктора Фарман. редукторов в авиационных двигателях и были впервые удачно разрешены фирмой Фарман. Принцип устройства редуктора Фарман заключается в том, что ведущая и неподвижная шестерни редуктора монтируются на сферических пятах / (фиг. 17) с центрами на осях вращения указанных шестерен. На этих пятах шестерни могут поворачиваться в любом направлении в пределах зазоров в зубчатом соединении с муфтой коленчатого вала 2 и с промежуточной соединительной зубчаткой неподвижной шестерни 3. Величина этих зазоров устанавливается в пределах от 0,1 до 0,2 мм. Таким образом наличие шаровых пят дает возможность ведущей и неподвижной шестерням редуктора устанавливаться в такое положение, при котором все три сателлита будут одновременно участвовать в зацеплении, будучи нагружены одинаковыми окружными усилиями. В случае перегрузки одного из трех сателлитов ведущая и неподвижная шестерни, скользя по сферам, отходят от этого сателлита и приближаются к двум другим сателлитам. Это положение представлено в -виде схемы на фиг. 18, где круглый диск подвешен в центре и в трех точках натянут 464 пружинами. Каждая пружина будет испытывать натяжение Я, а центральная подвеска — натяжение, равное ЗР. Если вследствие какой-нибудь причины нагрузка одной из пружин изменится, то диск переместится вокруг центральной точки привеса так, что натяжения всех трех пружин станут Фиг. 19. Схема уравнительного механизма редуктора двигателя Хорнет. Фиг. 19'. одинаковыми. Редукторы типа Фарман оказались надежными в эксплоата-ции и быстро получили очень широкое применение в авиационных двигателях. В двигателях Пратт и Уитней-Хорнет выполнен планетарный редуктор с коническими шестернями и с уравнительным механизмом иной конструкции (фиг. 19). Здесь в целях обеспечения равномерной нагрузки на все сателлиты фиксация их в осевом направлении производится специальной цепью шарнирных сережек, составляющих шестизвенник, связывающий все шесть сателлит-ных шестерен в единую силовую схему (фиг. 19'). Простым построением можно убедиться, что сателлиты могут перемещаться только вдоль своей оси, следовательно, в случае нагрузки одного из них (/) шестизвенник деформируется, как указано на фиг. 19', т. е. три колеса (2, 4, 6) входят в зацепление, а другие три (/, 3, 5) выходят из зацепления. Уравнительный механизм для цилиндрических сателлитов был применен на двухрядном 14-цилиндровом двигателе фирмы Пратт и Уитней (фиг. 20). • Пальцы (цапфы) сателлитных шестерен /, 2, 3 и т. д. монтируются эксцентрично в обойме сателлитов, в которой они могут вращаться вокруг точек аг, а%, а3 и т. д. В то же время сами сателлиты вращаются вокруг центров Olt О2, О3 и т. д. На пальцах жестко закреплены рычаги ab, которые шар- Фиг. 20. Схема уравнительного механизма редуктора двигателя Пратт и Уитней. ВВА—142—30 465 нирно соединяются со звеньями равностороннего шестиугольника в вершинах blt Ьъ и т. д. При работе, вследствие эксцентричной посадки пальцев, са-теллитные шестерни будут стремиться выйти из зацепления с подвижной или неподвижной шестерней — в зависимости от величины зазора, поворачивая при этом рычаги, связанные с вершинами шарнирного шестиугольника. Если усилия на всех пальцах будут одинаковы (что будет иметь место при равномерной нагрузке всех сателлитов), то усилия во всех вершинах многоугольника будут одинаковы, и шестиугольник будет иметь неизменяемую форму. Но как только усилие на какой-нибудь сателлит будет больше, чем на остальные, палец сателлита повернется и выведет из зацепления перегруженную шестерню и вместе с ней две шестерни. Одновременно три других сателлита будут втягиваться в зацепление и воспринимать на себя нагрузку. Следовательно, во время работы шарнирный шестиугольник все время будет иметь некоторые перемещения, обеспечивая в каждый данный момент зацепление не меньше трех сателлитов. Из построения на фиг. 20 видно, что вследствие криволинейности пути точек b шестиугольник приобретает после деформации несимметричный вид. Для того чтобы при постоянной длине звеньев &-, Ь2 и &2> #з и т- Д. деформация была возможна, необходимо, чтобы один из рычагов аЬ имел переменную длину. Для этого на его конце отверстие b для соединительного пальца шарнира выполняется не круглым, как у всех рычагов, а продолговатым. Вследствие сложности конструкция эта распространения не получила, и современные планетарные редукторы с цилиндрическими шестернями употребляются без уравнительного механизма, что стало возможным благодаря высокой точности производства. § 151. УСТАНОВКА ЦИЛИНДРИЧЕСКИХ САТЕЛЛИТОВ При установке цилиндрических сателлитов оси планетарных шестерен могут выполняться на одной и на двух опорах. Наиболее распространенная система установки цилиндрических шестерен показана на фиг. 21. Здесь пальцы шестерен устанавливаются на двух опорах в коробке (поводке), выполненной за одно целое с валом редуктора. Для каждой сател-литной шестерни выфрезерованы гнезда. Пальцы установлены неподвижно, шестерни — на роликах, которые работают непосредственно по поверхности пальцев и по внутренней поверхности сателлитов. На более ранних конструкциях фирма Лоррен выполняла сателлитную коробку отдельно от вала редуктора и монтировала ее на валу посредством шлицевого соединения. Центрирование поводка выполнялось в этом случае в передней части по шлифованному пояску вала редуктора, а с задней стороны по — конусу. Редукторы с подобным устройством сателлитов применяются на двигателях фирмы Армстронг. В редукторах двигателей Пратт и Уитней (фиг. 2Г) аналогично выполненная коробка с сателлитными цилиндрическими шестернями приболчена к фланцу специальной муфты, посаженной при помощи шлицевого соединения на валу редуктора. В целях уменьшения веса и размеров сателлиты монтированы на скользящих подшипниках. Выполнение сателлитной коробки из нескольких частей упрощает производство, но одновременно увеличиваются трудности в создании достаточно надежного и жесткого соединения. Крепление сателлитных шестерен моторов Армстронг-Тигр показано на фиг. 22. Передний и задний фланцы 1 коробки стягиваются болтами на распорных втулках 2. На этих же втулках вращаются сателлиты, снабженные плавающими втулками 3. Выполнение консольных пальцев сателлитов позволило облегчить водило, но не обеспечило достаточной жесткости. Эти трудности разрешены в конструкции водила редуктора в двигателе Райт G-100 (фиг. 22'). 466 Фиг. 21. Продольный разрез редуктора двигателя фирмы Лоррен. _______ ____ Фиг. 2 Г. Продольный разрез редуктора двигателя Твин-Васп фирмы Пратт и Уитнеи. Ведущая шестерня Фиг. 22. Крепление коробки сател-литных шестерен редуктора двигателя Армстронг и Тигр 1—передний"1 и* задний фланцы коробки, 2—распорная^втулка, 3—плавающая втулка^ Фиг. 22'%б. о - Фиг. 22', а. Фиг. 22', в. Вал редуктора в двигателе Райт G-100. 468 Фиг. 22". Продольный разрез редуктора двигателя Райт G-100. 1—сверление в коленчатом валу; 2—сверление во втулке заднего подшипника вала редуктора, 3—кольцевая проточка по наружной поверхности втулки» 4—радиальные сверления в поводке вала редуктора, 5—отверстие для подвода масла во внутреннюю полость сателлита, 6—внутренняя полость сателлитной шестерни, 7 и 8—отверстия для выхода масла на смазку зубьев ведущей шестерни, 9—отверстия для подвода масла к зубьям неподвижной шестерни, 10—радиальные отверстия, 11—втулки крепления сателлитной шестерни. 469 Здесь пальцы планетарных шестерен выполнены заодно с их ободом и помещаются в скользящих подшипниках, установленных в отростках водила. Благодаря характерной S-образной форме сечения шестерен величина консоли очень небольшая. Однако S-образная форма шестерен значительно усложняет их производство, так как для шлифовки пальца по наружному диаметру требуется специальное оборудование.' От осевых перемещений влево шестерни фиксируются заплечиками втулки, ввернутой на резьбе в тело сателлитной шестерни и законтренной проволокой. Фиксация от осевых перемещений вправо осуществляется упором торцевой поверхности венца сателлитной шестерни в боковую поверхность водила. § 152. СИСТЕМЫ ПОСАДКИ КОНИЧЕСКИХ САТЕЛЛИТОВ В редукторах Фарман сателлиты располагаются на цапфах (пальцах), которые обычно выполняются за одно целое с валом редуктора (фиг. 23). Угол наклона осей сателлитов к оси коленчатого вала зависит от числа зубьев на подвижной и неподвижной шестернях, т. е. от передаточного числа. При передаточном числе i = --5- оси сателлитов расположены перпендикулярно к оси вала редуктора вследствие равенства числа зубьев ведущей и неподвижной шестерен. В редукторах двигателей BMW для возможности монтажа переднего опорно-упорного подшипника при фланцевом креплении втулки винта пальцы сателлитов выполнены на отдельном водиле, соединенном с валом редуктора посредством шлиц (фиг. 24). Аналогичная посадка водила из производственных соображений применена также на редукторе двигателя Райт-Циклон Фарман. Вследствие трудностей в создании достаточной жесткости посадки на шлицы такие соединения не получили широкого распространения. В планетарном редукторе двигателей Хорнет водилом является дуралюмино-вая коробка, состоящая из двух половин, свертываемых вместе болтами (фиг. 19). В этой коробке выполнены гнезда для опорных скользящих подшипников сателлитных шестерен и окна, в которые проходят зубья сателлитных шестерен для соединения с ведущей и неподвижной шестернями. Соединение коробки (водила) с валом редуктора выполнено посредством зубчатой муфты. Эти же зубья служат и для центрирования коробки по валу редуктора. - Крепление сателлитных конических шестерен на цапфах водила может выполняться в деталях различными способами. Типичное крепление показано на фиг. 17. Здесь сателлитные шестерни вращаются на скользящих подшипниках, залитых баббитом. Усилие от осевой составляющей на коническом сателлите и от центробежной силы инерции воспринимается упорным шарикоподшипником и гайкой, наворачиваемой на цапфу сателлита до упора в заточку цапфы. Этим обеспечивается осевой зазор, необходимый для работы подшипника. Для установки этого зазора под гайку ставится калиброванное регулировочное кольцо. Подобное крепление сателлитных шестерен применяется в редукторах двигателей Бристоль-Пегас, где в отличие от двигателя М-85 упорный подшипник сателлитов — шариковый радиальный (фиг. 25). 470 Фиг. 23. Цапфы редукторного вала двигателя М-85. Фиг. 24. Коробка водила редуктора двигателя BMW. Фиг. 25, Продольный разрез редуктора двигателя Бристоль-Пег ас. 471 В редукторе двигателей BMW-VII сателлиты в целях уменьшения износов смонтированы на роликовых подшипниках (фиг. 24). Упорный подшипник смонтирован в нижней части цапфы, так как установка в верхней части цапфы была бы связана с увеличением габаритов. Редуктор с сателлитами на роликоподшипниках применялся также в двигателях Хорнет „С". На двигателе Райт-Циклон с редуктором Фарман в целях уменьшения веса выполнена осевая фиксация сателлитных шестерен посредством скользящего подпятника с бронзовым плавающим кольцом. Упорная гайка, выполненная с донышком, одновременно служит и масляной заглушкой внутренней полости цапфы. Для установки осевых зазоров с торца цапфы под донышко гайки подкладывается регулировочное кольцо. Вследствие значительной величины осевых усилий такая замена шариковых упорных подшипников скользящими оказалась нерациональной, и поэтому конструкция не получила распространения. § 153. ОПОРЫ ВАЛА ПЛАНЕТАРНЫХ? РЕДУКТОРОВ В большинстве случаев опоры выполняются, как показано на фиг. 17. Задней опорой является скользящий подшипник в виде втулки в носке коленчатого вала, внутрь которой входит задний конец вала редуктора. Передней опорой служит радиальный шарикоподшипник, смонтированный в носке картера. Этот подшипник одновременно является опорно-упорным и воспринимает силу тяги при тянущем и толкающем винтах. На редукторах некоторых двигателей, как, например, BMW-VII, этот опорно-упорный подшипник выполнялся двухрядным самоустанавливающимся, с бочкообразными роликами (фиг. 24). Однако сравнительно с действующими силами он излишне тяжел, и поэтому на современных двигателях такие подшипники не применяются. Весьма удачно размещены опоры в двигателе Райт G-100 в виде двух скользящих подшипников на носке коленчатого вала (фиг. 435 на стр. 436). Благодаря большому расстоянию между подшипниками установка вала редуктора достаточно точная. Одновременно опорно-упорный шариковый подшипник служит третьей опорой коленчатого вала. Таким образом при подобной схеме отпадает необходимость в постановке промежуточной стенки картера с опорным подшипником. ' В двигателе Лоррен-Петрель опорами вала редуктора являются один скользящий и два роликовых подшипника (фиг. 21). Осевая фиксация осуществляется двухрядным осевым шарикоподшипником, монтированным во внутренней расточке неподвижной шестерни. Сила тяги при тянущем и при толкающем винтах с вала редуктора передается на среднюю обойму упорного шарикоподшипника через распорные втулки, поставленные с обеих сторон средней обоймы. § 154. КРЕПЛЕНИЕ ВЕДУЩИХ И НЕПОДВИЖНЫХ ШЕСТЕРЕН Во всех планетарных редукторах с уравнительным механизмом типа Фарман венец ведущей конической шестерни соединяется с коленчатым валом посредством зубчатого соединения с зазором в зубьях от 0,1 до 0,2 мм. Имеется пример выполнения ведущих зубьев непосредственно на фланце коленчатого вала (фиг. 26), что связано с производственными неудобствами и с необходимостью специальной термообработки зубьев на фланце для повышения их твердости. Поэтому большее распространение получило применение проме-жуточных муфт, которые соединяются с коленчатым валом двумя способами — на фланце (фиг. 27) или на конических шлицах (фиг. 17). Фиксация ведущего зубчатого венца в осевом направлении обычно выполняется посредством упорного шарикоподшипника, установленного на специально для этой цели развитом заднем конце вала редуктора. Кон- 472 Фиг. 26. Зубчатое соединение коленчатого вала и ведущей шестерни редуктора в двигателе BMW. Фиг. 27. Соединение ведущей шестерни и коленчатого вала через промежуточную муфту в редукторе двигателя<" \ Испано-Суиза 12Nbr. Фиг. 28. Упорный подшипник ведущего венца планетарного редуктора двигателя Райт-Циклон F-3. \ Фиг. 29. Крепление неподвижной шестерни планетарного редуктора двигателя Райт-Циклон F-3. 473 струкция такого крепления ясно представлена на фиг. 17. Шарикоподшипник задней обоймой центрируется на пояске вала редуктора. В целях обеспечения зазора в зацеплении ведущего венца с сателлитными шестернями гайка 4 упирается в распорную втулку 5. Необходимость постановки упорного шарикоподшипника объясняется тем, что передняя обойма подшипника вращается со скоростью коленчатого вала, тогда как задняя обойма вращается со скоростью вала редуктора. В редукторе Фарман двигателя Райт-Циклон (фиг. 28) упорный подшипник ведущего венца выполнялся скользящим, состоящим из набора плавающих колец. Однако в результате повышенных износов фирма Райт была вынуждена перейти на постановку упорного шарикоподшипника. В планетарных редукторах, выполненных не по патенту Фарман, необходимости в промежуточной муфте нет, и ведущая шестерня сажается либо на фланец (фиг. 21), либо на шлицы на носке коленчатого вала. В последнем случае часто венец шестерни выполняется отдельно от ступицы, что выгодно в отношении возможности применения различного материала и различной термической обработки. Неподвижные шестерни планетарных редукторов типа Фарман фиксируются посредством промежуточного стального зубчатого венца, который соединяется с картером редуктора либо посредством зубчатого соединения в сочетании с болтовым (фиг. 17) или только посредством болтов (фиг. 29). При наличии промежуточного зубчатого венца представляется возможным зубья в картере редуктора разместить на большем радиусе для уменьшения окружных усилий. Если же по конструктивным соображениям зубья в картере расположены на малом радиусе (фиг. 24), то в этом случае они выполняются большей длины, нежели зубья неподвижной шестерни, и таким образом обеспечивается необходимая надежность соединения. Типичная осевая фиксация неподвижной шестерни редуктора показана на фиг. 17, где сферическая пята упирается в промежуточный зубчатый венец. Однако в редукторах двигателя BMW-VII (фиг. 24) осевая фиксация сферической пяты достигается упором в буртик вала редуктора через шарикоподшипник. В редукторах без уравнительных механизмов (или с уравнительными механизмами Пратт и Уитней) неподвижные шестерни в большинстве случаев крепятся непосредственно болтами к картеру редуктора (фиг. 30, 31). На фиг. 32 показан пример соединения с картером через промежуточную зубчатку. Центрирование неподвижной шестерни осуществляется посредством буртика (фиг. 30) либо посадкой на шариковый подшипник (фиг. 33). § 155. СМАЗКА ПЛАНЕТАРНЫХ РЕДУКТОРОВ Типичное выполнение смазки скользящих подшипников планетарного редуктора показано на фиг. 17. Масло подается из коленчатого вала в полость вала редуктора, заполняет полости цапф сателлитов и по радиальным сверлениям подается на подшипники сателлитных шестерен. Иногда на наружной поверхности цапфы выполняется лыска для распределения масла по всей длине подшипника. Для того чтобы циркуляция масла через подшипники сателлитов не достигала чрезмерно большой величины, в хвост вала редуктора вставляется лабиринт, уменьшающий давление масла перед сателлитами. Смазка шарикоподшипников и зубьев шестерен осуществляется разбрызгиванием. Для смазки опорных поверхностей сферических пят на последних выполнены сверления для проникания масла. Для лучшего охлаждения зубьев шестерен иногда в картере редуктора выполняется масляная ванна, которая образуется за счет повышения уровня слива масла. Так, в редукторе двигателя М-85 (фиг. 17) уровень поддерживается тем, 474 Фиг. 30. Крепление неподвижной шестерни редуктора двигателя Пратт-Уитней Уосп. Фиг. 32. Крепление неподвижной шестерни редуктора двигателя Армстронг-Тигр. Фиг. 31. Крепление неподвижной шестерни редуктора двигателя Райт G-100. Фиг. 33. Центрирование на шарикоподшипнике неподвижной шестерни редуктора двигателя Лоррен. 475 что слив масла осуществляется через расточку в валике промежуточной шестерни привода газораспределения. В редукторе двигателя Райт G-100 смазка поступает через сверления в коленчатом валу в сверления во втулке заднего подшипника вала редуктора, потом в кольцевую проточку по наружной поверхности втулки и из нее — по радиальным сверлениям—на смазку скользящих подшипников сателлитных шестерен. Для выхода масла на поверхность подшипника в нескольких местах одновременно в подшипнике сателлитной шестерни выполнены два ряда отверстий. Два ряда отверстий также выполнены и во втулке сателлитной шестерни. По отверстию 5 (фиг. 22') масло поступает во внутреннюю кольцевую полость 6 сателлитов и по отверстию 7— из этой полости через отверстие 8 на зубья ведущей шестерни. Для смазки зубьев неподвижной шестерни масло поступает из открытых отверстий 9 фланца вала редуктора, к которым оно подводится по радиальным отверстиям 10. В редукторе двигателя Лоррен-Петрель (фиг. 21) смазывающее масло из коленчатого вала поступает во внутреннюю полость вала редуктора, откуда через специальные отверстия — к подшипникам и зубьям шестерен. При помощи маслоулавливающего буртика на боковой стороне сателлитной коробки масло направляется во внутреннюю полость пальцев сателлитов и по сверлениям в пальце поступает на смазку роликовых подшипников сателлитных шестерен. Для смазки переднего подшипника имеется маслоулавливающая выемка в верхней части носка картера, откуда по отверстию масло поступает самотеком к подшипнику. Смазка и охлаждение зубьев шестерен осуществляются погружением обода в масляную ванну в картере редуктора. § 156. МАТЕРИАЛЫ, ПРИМЕНЯЕМЫЕ ДЛЯ ДЕТАЛЕЙ РЕДУКТОРОВ Материалы, употребляемые для деталей авиационного редуктора, должны обладать высокой прочностью, большим сопротивлением усталости и высоким пределом упругости. В дополнение к этим требованиям шестерни редуктора должны обладать высокой поверхностной твердостью. Исходя из этого, материалы, применяемые для изготовления шестерен редуктора, должны допускать возможность цементации или азотизации. Для шестерен употребляются цементирующиеся хромоникелевые или хромомолибденовые стали марок ХН1 и ХМ1. Процессы цементации и последующей закалки, проводящиеся при высоких температурах (860—900°), вызывают сильное коробление шестерен, в особенности, когда они имеют сложную конфигурацию, избежать которого не всегда удается даже при охлаждении в специальных прессах. Преимущества процесса азотизации по сравнению с цементацией заключаются в том, что сравнительно низкая температура процесса (500— 510°) не вызывает поводки деталей. Вместе с тем азотизацией достигается более высокая поверхностная твердость слоя, доходящая до 71—73 по Роквеллу (шкала С) вместо 58—60 по Роквеллу (шкала С) цементированного слоя. Глубина азотированного слоя в готовом изделии оставляется в пределах 0,3—0,5 мм. Для азотируемых деталей употребляется хромомолибденовая сталь с присадкой около 1% алюминия. Молибден в количестве 0,5% предохраняет сталь от хрупкости, получающейся при длительном нагреве стали при температурах 500—550° С (болезнь Круппа). Очень часто для получения надежной работы зубьев применяются цементация ведущей шестерни и азотирование ведомой. Валы редукторов обычно выполняются из той же стали, что и коленчатые валы. § 157. РАСЧЕТ ЗУБЧАТЫХ КОЛЕС РЕДУКТОРА Наиболее напряженной частью редуктора являются зубья шестерен. Высокие напряжения являются результатом очень жестких требований к габариту и весу шестерен, а также следствием большой быстроходности 476 их. Для выполненных конструкций скорость на начальной окружности лежит в пределах 10—20 м\сек. В основе расчетных формул для определения прочности зубьев лежит обычный способ определения наибольшего окружного усилия, допустимого из условия изгиба зуба, с учетом неточности изготовления профиля, окружной скорости, резких переходов в сопряжении и пр., и сравнение этого усилия с действующим окружным усилием. Пусть на вершину зуба действует усилие К (фиг. 34), направленное по линии зацепления. Раскладывая эту силу на две составляющих Р и Q и пренебрегая напряжением сжатия, имеем для основания зуба напряжение изгиба QP0h '2 > (5) Фиг. 34. Расчетная схема зуба шестерни редуктора. где Ъ — длина зуба по образующей. Отсюда, задаваясь размерами зубьев и допустимым значением оизг, можно получить для допускаемого значения Р0 * /топ ---- доп 6Л (6) Так как величины р и h могут быть выражены в долях шага t, то, объединяя все постоянные в общий коэфициент профиля зуба а, имеем: РдОП -= ааизг^. (7) Значения коэфициента профиля зуба а для различных систем зацепления и числа зубьев по Льюису даны на диаграмме (фиг. 35). При резких переходах от зуба к ободу действительная величина допускаемого окружного усилия оказывается меньше, что учитывается коэфи-циентом концентрации напряжений = аЗз ДОП ы. W 50 60 Число зубцов Z Фиг. 35. Коэфициент профиля зуба по Льюису /—MVz0? эвольвентное зацепление с нормальной высотой зуба; //, ///—то же, 20°, 14— 141/:»0? свободное от подрезки v-зацепление. По данным проф. Тимошенко, величина быть найдена по следующему уравнению: 1,6 (8) может 0,15s ' Р Для выполненных конструкций при р ^ 0,2 ч- 0,3 т (т — модуль) величина р лежит в пределах 0,8 -г- 0,9. Наибольшие трудности представляет учет неточностей профиля зубьев и быстроходности. Обычно этот учет производится введением скоростного коэфициента ч> так что расчетное уравнение принимает вид Роп = О доп (10) Для определения значений скоростного коэфициента Франклин и Смит провели исследование большого количества шестерен (чугунных), выполненных с различными величинами погрешностей в профиле по начальной окружности. Опыт заключался в том, что шестерни доводились до разрушения замеряемой нагрузкой при различных окружных скоростях, причем оказывалось, что чем больше погрешность и окружная скорость, тем меньшую нагрузку могли выдерживать шестерни по сравнению со 477 статической нагрузкой Рст, т. е. с нагрузкой при неподвижных шестернях Результаты опытов Франклина и Смита показаны на диаграмме (фиг. 36). Значения f могут быть достаточно точно уложены в следующие формулы в зависимости от окружной скорости v м/сек Т — для неточностей 0,15 мм\ 5,5 5,5 + у v -— для неточностей 0,025 мм. (12) (13) Падение допускаемой нагрузки при увеличении скорости вращения объясняется тем, что вследствие неточности зацепления нарушается правильная форма профиля зубьев, которая могла бы обеспечить равномерную скорость вращения обеих шестерен. При этих условиях скорость становится переменной, что в силу инерции ведет к увеличению нагрузки зубьев и снижает прочность шестерки. При очень больших неточностях зубья могут даже расходиться и потом снова вступать в зацепление с ударом, что ведет к резкому снижению прочности. Один из методов расчета на прочность зубьев шестерни за- Коэфициент старости по Франклину и С.Смигу Неточность зацепления 0,025"мм 2345678 Ckopacmb no начальной оЬруЖнасти, м/сеЛ 10 Фиг. 36. Коэфициент скорости f по Франклину и Смиту. необходимо, чтобы Рдоп > -°окР, где ключается в том, что находится значение Рдоп по формуле (10), причем для надежной работы М — окружное усилие от R нач передаваемого момента на начальной окружности шестерни. При этом плавность зацепления не учитывается, т. е. считается, что все окружное усилие передается только одной парой зубьев. Можно также вести проверку шестерен по значению аизг по. заданной величине РОКр, т. е. окр -'изг — Для выполненных конструкций величина аизг, найденная таким образом, лежит в пределах 3500 — 5500 кг/см2. Однако такой метод может дать лишь сравнительные результаты, достаточно достоверные для вновь проектируемой передачи только в том случае, если она незначительно отличается от испытанного прототипа. Недостаток метода в том, что добавочная динамическая нагрузка на зубьях, возникающая благодаря неравномерности вращения шестерен, на основании формулы (10) оказывается пропорциональной передаваемой нагрузке, что правильным не является. Действительно, заменяя в формуле (14) величину РОКр = 0, имеем аизг -— 0. Этот вывод противоречит здравому смыслу, так как неравномерность скорости вращения шестерен, а следовательно, и инерционные нагрузки,, возникающие из-за неточности изготовления зубьев, будут наблюдаться независимо от передаваемого полезного окружного усилия, что подтверждается также и опытом. * Островский, Курс конструкций и расчетов авиационных моторов. 478 Более правильно принять, что разрушающая фактическая нагрузка зуба остается неизменной независимо от рода ее, и тогда для разрушающей нагрузки с учетом скорости можно написать: -Р ~ -ОКР "Т" где Рокр — окружное усилие, при котором наблюдается разрушение шестерни приданной скорости; --.РдИН — добавочное усилие, происходящее от инерционных сил шестерен при данной скорости и неточности. Для непосредственного определения величины ДЯДИн Бакингэм дает следующую формулу * v(P0+Cbe) f (1Ь) где v — скорость на начальной окружности в м/сек', Р0 — передаваемое окружное усилие в кг; b — длина зуба по образующей в см; е — суммарная ошибка в зацеплении обеих шестерен по начальной окружности в см; С — коэфиииент, характеризующий деформацию зубьев и зависящий от материала шестерни и профиля зуба, в кг/см. Для стальных колес величина С имеет следующие значения по Ба-кингэму: , 112000 кг /с м2 для звольвентных зубьев нормальной высоты с углом образующей 14V20; 116000 кг /см2 — то же,, с углом образующей 20°; 120000 к? /см2 — то же, при укороченном зубе, с углом 20°. В этом случае расчетным усилием является Ррасч = РО + ДРдин. (17) В случае применения формулы (16) дальнейший расчет сводится либо к определению напряжения <зизг по формуле (8) при действующем усилии РРасч, либо к определению коэфициента надежности К *=-?=-, (18) •* расч где Рдин подсчитывается по формуле (8) для значения аизг, равного пределу пропорциональности. Для выполненных редукторов К— 1 -f- 2,5. В приведенных выше способах расчета прочности зуба не учитываются величины масс самих шестерен, деталей, сидящих на валах, и не учитывается упругость валов. Между тем все эти факторы должны влиять на величину ускорения и 'инерционной силы**. Метод Барта не привился в нашей конструкторской практике вследствие его кропотливости. К недостаткам его нужно отнести также то, что в нем, как и в первых двух, не учитывается плавность зацепления. Все три изложенных метода расчета относятся к шестерням с прямыми зубьями. Прочность шевронных и конических шестерен исследована значительно слабее, и поэтому, применяя любой из изложенных методов для расчетов в этих случаях, надо помнить, что получаются лишь относительные значения напряжений. * В. А. Доллежаль, Редукторы, „Т. В. Ф." № 4, 1936. С е л и в а н о в, К расчету зубчатых колес. ** Метод расчета шестерен, в котором все эти факторы учитываются, был разработан в США Бартом и изложен в книге Бакингэм а, Цилиндрические зубчатые колеса а также в книге В. А. Доллежаль, Редукторы авиационных моторов. 479 Для конических шестерен расчет можно вести по среднему шагу, в случае шевронных — по нормальному шагу, который связан с разметочным соотношением (фиг. 37) .*н = *рС08ср. (19) В этом случае длина зуба Ьл = ------ . (20) д v ' о расч * ~?Р ? \1 и COS Ф и усилие, изгибающее зуб, от передавае-// мой окружной силы cos (21) ' Тогда, принимая, что значения коэфи-циента профиля зуба для нормального профиля (а не разметочного) сохраняют свою величину, уравнение (8) можем представить в следующем виде: орасч COS ф COS <р (22) PQ расч = 'изг« •Фиг. 37. Расчетная схема зубьев шевронного зацепления на прочность. Наряду с проверкой зуба на прочность большое значение имеет проверка на износ от Р0расч, которая делается по формуле Гертца. Наибольшее напряжение находится из формулы -еж - 0,418 J//C, pi + р2 расч Ь см 2' (23) где Е—модуль упругости шестерен (предполагается одинаковый материал); р- и р2— радиусы кривизны поверхности зубьев. Эти величины вообще переменны, и принято брать при расчетах значения радиусов кривизны в полюсе зацепления. Величина их легко определяется как расстояние от полюса зацепления О до основания перпендикуляров А и В, опущенных из центров соответствующих начальных окружностей на линию зацепления (фиг. 38). Значение /Срасч берется с учетом динамической нагрузки, т. е. по формуле (17), так что к - р' -Лрасч — расч cos? где ?— угол зацепления. Можно также принимать, что т\ ^пясч == ~ Фиг. 38. Схема для определения радиусов кривизны (Р! и р2) поверхности зубьев. (24) Напряжение асж, подсчитанное таким образом, не должно превышать предела усталости на смятие, который для закаленной .легированной стали, по Бакингэму, лежит в пределах 15500 кг/см*. Опыт показал, что в случае превышения этой величины наблюдались частые случаи ненормально быстрого износа зубьев. Для облегчения вычислений Бакингэм преобразует формулу (23), заменяя в ней величины рх и р2 через /^sin^ и r2 sin? (фиг. 38); 480 тогда ИЛИ о . осж sin 0ж = ,aC4 ---- (25) *• (26) Если в формуле (26) задаться величиной осж, равной пределу усталости, вынести в виде сомножителя величину диаметра начальной окружности D-_ =-= 2г-., то это уравнение приобретает следующий вид: . (27) Здесь ? СС2Ж51" 2 . Q,35E ' полагая асж = 15500, имеем С = 55,5 для закаленной стали. Проверка шестерен на нагрев может вестись обычным методом, при--меняемым в курсах деталей машин, где обычно считается, что количество выделяемого тепла пропорционально действующей нагрузке на зуб /Срасч и относительной скорости скольжения, которая пропорциональна, в свою очередь, величине (пг ± п2). Здесь % и я2 —числа оборотов в минуту ведущей и ведомой шестерен; знак „-{-" берется при внешнем, знак „ —" при внутреннем зацеплении. Обычно тепло трения относят к одному зубу ведущей шестерни. Тогда критерием для нагрева может служить выражение W=^-~(-^^. (28) cos ?6 -г-- v ' Для авиационных конструкций число W молсет доходить до 100000. Более просто определять тепло трения можно непосредственно по значению механического к. п. д., который у хорошо выполненных шестерен доходит до 99% в одной паре зацепления. Таким образом можно считать, что в тепло переходит около 1% передаваемой мощности. Количество тепла, выделяющееся на зубьях, не является решающим для назначения размеров шестерен и определяет лишь количество масла, которое должно подаваться на охлаждение зубьев. Задаваясь перепадом температур масла t (обычно от 70 до 100° С, т. е. t — 30°), зная мощность Ne) передаваемую через редуктор, теплоемкость масла См (0,5 кал/кг0), можно составить следующее уравнение для часовой подачи масла Q в час • 632 кг м" Для планетарных редукторов эта величина, повидимому, должна быть удвоена. Приведенные выше формулы служат для проверки надежности шестерен редуктора; первоначальные же размеры их при проектировании новых двигателей задаются из конструктивных соображений. Основаниями для выбора размеров являются: передаточное число, минимальное число зубьев ведущей шестерни, модуль шестерен, а в некоторых случаях и расстояние между центрами (например, в случае установки орудия, стреляющего сквозь винт). Ориентировочное значение передаточного числа можно получить, исходя из числа оборотов винта. Для современных мощных двигателей с числом ВВА—142—31 481 оборотов коленчатого вала около 2500 — 3000 об/мин, передаточное число лежит в пределах 0,47 — 0,65. Число зубьев ведущей шестерни zlt при отсутствии подреза зубьев, при нормальной высоте зуба не должно быть меньше 16 (фиг. 39). Практически при распространенных величинах модуля шестерен и нормальном диаметре вала величина z± никогда не бывает ниже этого значения. Обычно для двигателей средней мощности z- = 20 -г- 30. Опасность подреза исключается еще широким применением коррекции зубьев. Число зубьев ведомой шестерни определяется передаточным числом. Часто для устранения местных изно- Чпст зубцов Ведомой шестерни Фиг. 39. Значение коэфициентов профиля зуба в зависимости от числа зубьев ведущей и ведомой шестерни.. сов зуоьев числа их по ведомой и ведущей шестерням выбираются взаимно простыми. Величины модуля во всех странах стандартизованы. В СССР по ОСТ 1597 предписывается следующий ряд модулей: от 1 до2,5лш через каждые 0,25 мм (т.е. 1; 1,25; 1,5; 1,75 и т. д.), далее — от 2,5 до 6,5 мм через каждые 0,5 мм и, наконец, от 7 и выше — через 1 мм до 16 мм. Аналогичный ряд установлен по DIN 780. где в отличие от ОСТ 1597 допущены модули 2,75; 3,25 и 3,75 мм, которые по нашим нормам могут допускаться лишь в исключительных случаях. В английских и американских двигателях размеры зубьев определяются п и т ч е м, который представляет собой величину, обратную модулю, с размерностью дм""1. Имея в виду, что размерность модуля — мм, соотношение между модулем (т) и пит-чем (р) 25,4 В общем машиностроении применяется следующий ряд питчей: от 2 до 3 через 0,25дм"""1; далее 3; 3, 5; 4; 5; б и т. д. Однако в авиационных двигателях бывают отступления от этого ряда. Для двигателя среднего класса мощности (600 — 1000 л. с.) величина т = 5 4- 6,5 мм; р — 4 ч- 5 дм""1' Необходимо отметить, что при определении величин т или р у выполненных двигателей по расстоянию между осями и числом зубьев иногда получаются не целые значения- Это может являться причиной того, что для коррекции зубьев часто применяется способ профильного смещения (см. Бакингэм, V-зацепление), при котором модульная и начальная окружности у одного и того же колеса не совпадают, вследствие чего расстояние между осями может оказаться не кратным сумме чисел зубьев (гг -}- Z2)- По высоте зубья для большей прочности выполняются обычно более короткими, чем это принято по нормам общего машиностроения, Таблица! как это видно из соотношений, приведенных в табл. 1. Профилирование зубьев производится по эвольвенте, так как такой профиль может быть выполнен в массовом производстве почти с математической точностью. В самом деле, если выполнять шестерню методом обкатки червячным фрезером, то в сечении плоскости, проходящей через ось фрезера, получается профиль рейки, который для эвольвентного зацепления составляется из прямых линий _ _ (рейку можно рассматривать как ' шестерню с радиусом образующей окружности, равным бесконечности, а сле- 482 о, Высота, м о с. о с Название параметров нормаль- укоро- ная ченная * 1 Высота головки зуба в долях модуля 1 0,8 2 Высота ножки зуба в долях модуля 1,16 1 3 Полная высота зуба в долях модуля 2,16 1,8 4 Радиальный зазор в долях модуля 0,16 0,2 5 Разность радиусов круга, выступов и впадин 2,32 2 max довательно, и радиусом кривизны эвольвенты — со). Совершенно точный вид рейки, составленной из прямых линий, должен иметь резец в том случае, если обработка производится на строгальном станке „гребенкой". В этом случае резец-гребенка двигается возвратно-поступательно вдоль оси шестерни, которая после каждого прохода поворачивается на небольшой угол и одновременно перемещается вдоль модульной линии гребенки на расстояние, соответствующее перекатыванию начальной окружности без скольжения. На зуборезных станках Феллоу в качестве инструмента применяются режущие колеса. Эти колеса при нарезке имеют поступательное движение вдоль оси и поворачиваются вместе с обрабатываемым колесом после каждого прохода на небольшой угол, соответствующий перекатыванию начальных окружностей без скольжения. При правильной заточке режущего колеса обеспечивается правильная профилировка нарезаемых зубьев. Окончательная отделка зубьев ведется на шлифовальных станках. § 158. РАСЧЕТ УПРУГОЙ МУФТЫ РЕДУКТОРА Упругие элементы редуктора изменяют приведенную длину коленчатого вала, а тем самым период его собственных колебаний и резонансные режимы. Однако такое действие имеется на всех режимах работы двигателя лишь в том случае, если упру- гий элемент монтирован без пред- ™ м варительной затяжки, как, на- ^ ^ г\ п . ~ пример, промежуточный валик редуктора Ролльс-Ройс. В случае же монтажа пружин с предварительным натягом система начинает работать как упругая лишь после того, как минимальный крутящий момент -Wmin (фиг. 40) достигнет величины, большей предварительной затяжки, и при условии, что при максимальном крутящем моменте -Wmax не происходит касания витков или упора ограничителей (фиг. 40). При работе задросселирован-ного двигателя система либо будет работать как упругая на ограниченных участках поворота вала (фиг. 40, Ь; участки аа, ЪЪ и т. д.), либо остается жесткой, и будет изменяться лишь давление на торцы упорных тарелочек пружин (фиг. 41). Если принять, что а /о от предварительной за- тяжки на упорах ведущей и ведомой частей редуктора возникают в покое одинаковые усилия, то по мере увеличения крутящего момента опорные поверхности а будут разгружаться, нагрузка же на поверхно- / / \ \ i \ / 1 \ / 1 V г \ \ J5 \ \ \ \ пр.зат. V/ V/ Фиг. 40. Пределы работы упругой муфты редуктора. еоомая —Ведущая Фиг. 41. Схема передачи усилия через пружину упругой муфты редуктора. стях б будет возрастать до величины Рщ предварительной затяжки. При этом полное усилие, сжимающее пружину, остается без изменения равным Рпр до тех пор, пока Р0кр-^РПр. При дальнейшем увеличении окружного усилия нагрузка торцов б будет возрастать. 483 Расчет размеров пружин и определение напряжений в них, при заданных размерах, по деформациям, наблюдающимся на разных режимах, является весьма кропотливым, так как требует определения формы вынужденных колебаний всей системы на разных режимах работы двигателя. Поэтому в конструкторской практике до настоящего времени рекомендуется вести расчет по среднему крутящему моменту на режиме номинальной мощности. Имея расчетное усилие, соответствующее этому режиму, остальные размеры пружин назначают из конструктивных соотношений с таким расчетом, чтобы обеспечить картину работы пружины, представленную выше. Напряжение скручивания т в спиральных пружинах при _Мср берется по данным В. А. Доллежаля в пределах 2300—2400 кг/см2; в валике редуктора двигателя типа Ролльс-Ройс т = 750 ~ 1000 кг/см2, Такие невысокие напряжения объясняются стремлением иметь запас на увеличение деформаций при работе вблизи резонансных режимов, при запуске, резких рывках дросселя, пропуске зажигания в отдельных цилиндрах, когда вследствие внезапного приложения нагрузки Q деформации и напряжение увеличиваются вдвое по сравнению с условиями постепенного возрастания нагрузки от нуля до той же величины Q. § 159. РАСЧЕТ ВАЛА РЕДУКТОРА Схема нагрузок, действующих на вал редуктора, показана на фиг; 42. Здесь Рокр — окружное усилие, Р/—неуравновешенная сила винта, G — вес винта, Р^ —сила тяги, Mk—'гироскопический момент винта. Силы реакций не нанесены. Величина Рокр находится по величине передаваемого момента. Величина Ру зависит от допуска на уравновешивание винта. Обозначая величину весового допуска &G на конце лопасти длиной R, имеем: (30) Фиг. 42. Схема нагрузок, действующих на вал редуктора. При ДО < 10 2, R^ ^ 1,5 м и со = 240 см~1 эта величина не превышает 100 кг. Эта сила не остается неподвижной, вращаясь вокруг оси вала с его угловой скоростью. Вес винта G с втулкой для двигателей с номинальной мощностью Ne от 500 до 1000 л. с. на высоте 2— 4 км при числе оборотов винта 1400—1700 об/мин, можно оценивать для грубых подсчетов по следующим формулам: G^rO,05/Ve для деревянных винтов; G = Q,lNe для двухлопастных металлических винтов с фиксированным шагом; G = 0,15We для трехлопастных металлических винтов с фиксированным шагом. Эти цифры должны быть увеличены приблизительно на 20 кг в случае винта с изменяемым в полете шагом. Сила тяги Р, действующая на упорный шариковый подшипник, носок вала редуктора и резьбу носка, может быть найдена по максимальной скорости самолета v км\ч,ас на расчетной высоте и номинальной мощности Ne л. с.: N 75 • 3,6 е кг, (31) где YJ — к. п. д. винтомоторной группы, который можно принять равным 0,8. 484 При трогании с места во время разбега эта сила увеличивается на короткое время в 1,5-f-2 раза; при полете на крейсерском режиме падает приблизительно до 70 ~ 80% от величины, определенной по формуле (31). Гироскопический момент Mk возникает только при эволюциях самолета, причем его величина и плоскость действия зависят от характера эволюции, числа лопастей винта и момента его инерции. Гироскопический момент является результатом кориолисовых сил инерции, что поясняется на фиг. 43. При движении массы т со скоростью w вдоль стержня, вращающегося около центра О, будет возникать сила инерции PKOp, направленная против вращения в случае удаления массы от центра и по вращению в случае приближения. Фиг. 43. Принципиальная схема к выяснению происхождения кориолисовых сил инерции. Фиг. 44. Схема к определению гироскопического момента на валу редуктора. Величина этой силы -кор —• (32) Рассматривая теперь движение любой точки винта, вращающегося вокруг оси вала ОУ (фиг. 44) с угловой скоростью ш и одновременно вместе со всем самолетом — около оси .ЛЛ с угловой скоростью Q, можно на основании уравнения (32) составить следующее выражение для кориолисовой силы инерции, действующей на точку т ркор = т • 2Qo>r sin a, (33) где corsinct—относительная скорость частицы вдоль оси ОХ, равная проекции окружной скорости tor на эту ось. Сила Ркор перпендикулярна плоскости XZ. Момент этой силы относительно точки О ,Ш0 — 22«шг2 sin ос. Для всей лопасти г = -Ш0 = (34) sin a. = 2Q&J-L sin a. (35) Для второй лопасти,, находящейся под углом 180° к первой, момент по величине и знаку выражается уравнением (35). Одинаковый знак момента объясняется тем, что, как нетрудно видеть из фиг. 44, при повороте лопасти на 180° одновременно меняются знаки Ркор ИГ. Таким образом полный момент =-: 2Qo> sin (36) Этот момент действует в плоскости, проходящей через оси лопастей и вала винта, причем в силу указанного выше изменения знаков Ркор и г за полный оборот изменяется дважды по одному и тому же закону sinaJ80°' как показано на. фиг. 45. 485 Наибольшего значения эта величина достигает при а -= 90° и а = 270°, т. е. когда винт стоит параллельно оси поворота самолета и когда окружная скорость проектируется на перпендикулярную ось в натуральную величину. 2,______^-^____,___—------^-ч-^______- В случае трехлопастного винта суммарная величина гироскопического момента (для фиг. 44) имеет постоянную величину: Мох = JQ"> при MQZ = 0. . (37) В этом можно убедиться, взяв •моменты относительно осей OZ и ОХ для точек т, находящихся на трех лопастях с углами а, а 4- 120°, а -J- 240°. Суммируя далее эти моменты, получаем соотношения (37). Выгодность трехлопастных винтов по сравнению с двухлопастными заключается в том, что здесь гироскопический момент имеет постоянную величину. Величина Q для современных маневренных самолетов лежит в пределах: 1 — при петле, 2'—- при штопоре и 0,3 ч-1 — при вираже. Фиг. 45. Изменение величины гироскопического момента в зависимости от угла^ поворота вала. сек Суммирование изгибающих моментов от окружного усилия и от гироскопического действия винта производится алгебраически, если плоскости их совпадают. В частности, при схеме редуктора, приведенной /, на фиг. 42, алгебраическое суммирование соответствует расчету вала на нагрузку при петле. Для виража было бы необходимо делать суммирование геометрическое. Эпюра суммарного изгибающего момента показана на фиг. 46. Сложное напряжение по второй теории прочности : л А !' •jfi^j Ъщя, 1 - 1 -ел = а1ИГ[о,35+.0,65|/Г (38) Фиг. 46. Эпюра суммарного изгибающего момента на валу редуктора без учета момента от веса винта. не где аизг и тскр подсчитываются по найденным значениям УИизг И Л-скр. Для редукторов современных двигателей величины напряжений превышают - = 500 кг/см2; асл " 1500 кг/см2 с учетом гироскопического эффекта; Сел = 750 кг/см2 без учета гироскопического эффекта. Наконец, для подшипников величина удельного давления при найденной реакции R . 1 / 2 4 уд --— . K2JCM . Размеры упорных шарикоподшипников определяются сечением вала редуктора. ГЛАВА II Таблиц'а 2 Влияние высотности на литраж двигателя 1 Высота в тысячах м 0 2 4 6 8 2 Эффективная мощность на полном дросселе в % 100 78 60 45 32 3 Необходимый литраж при сохранении мощности на данной высоте в % 100 128 167 220 310 НАГНЕТАТЕЛИ § 160. ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ Одним из важнейших требований, предъявляемых к современному двигателю, является сохранение его номинальной мощности на высоте. Это может быть достигнуто двумя способами. Сущность первого способа заключается в том, что двигатель выполняется с резервом мощности на земле за счет увеличения размеров цилиндров (переразмеренность) или повышенной степени сжатия (пересжатие), в то время как прочность деталей обеспечивает надежную работу его лишь на номинальном режиме. Этот резерв равен разности между максимальной и номинальной мощностями у земли. Возрастание потребного литража с высотой можно считать обратно пропорциональным падению мощности двигателя, что видно из табл. 2. Недостаток переразмеренных двигателей заключается в увеличении удельного веса вследствие увеличения размеров цилиндра. Применение пересжатия основано на том, что склонность к детонации для любых топлив уменьшается с высотой. По исследованиям американского национального комитета авиации была установлена зависимость допустимой степени сжатия на различных высотах полета при работе двигателя без детонации; на земле в этом случае двигатель дросселировался (фиг. 47). Однако при увеличении степени сжатия давление вспышки растет значительно быстрее, чем выигрыш в мощности (фиг. 48). А так как прочность, размеры и вес шатунно-кривошипного механизма определяются давлением вспышки, то пересжатие, так же как и переразмеренность, сопровождается возрастанием веса двигателя. Так, например, в двигателе BMW-VI со степенью сжатия е -= 7,3 путем комбинации пересжатия и переразмеренности была достигнута высотность 3000 м, что привело к увеличению удельного веса двигателя до 1,1 кг/л.с. Поэтому для значительного увеличения высотности этот способ не является рациональным. Второй способ сохранения номинальной мощности, наиболее распространенный в современном моторостроении, — это применение наддува. Наддув обеспечивает значительно большую высотность без увеличения 487 удельного веса двигателя (до расчетной высоты). Существенным достоинством его является то, что по мере увеличения наддува прирост^;мощности получается большим, чем давление вспышки (фиг. 49). К недостаткам наддува относится уменьшение эффективной мощности двигателя у земли вследствие повышения температуры на всасывании и расхода энергии на вращение нагнетателя. Эти потери тем больше, чем больше расчетная высота. При заданной эффективной мощности это связано с увеличением тепловой нагрузки двигателя и удельного расхода топлива. Во избежание перегрева двигателя приходится применять обогащенную смесь (а — 0,8 — 0,85), что вызывает добавочное повышение удельного расхода топлива. 10 9 81 23 6 ННл Фиг. 47. Влияние высоты полета на максимальную допустимую степень сжатия. Фиг. 48. Сравнительное влияние увеличения степени сжатия на рост мощности и давление вспышки. Нагнетатели можно подразделить по принципу действия на объемные и центробежные, по схеме привода — на приводные с механическим приводом от коленчатого вала через систему зубчатых передач и турбоком-прессорные. В последнем случае привод нагнетателя может быть осуществлен или непосредственно газовой турбиной, работающей от выхлоп- *" ных газов, или паровой 18 турбиной с использованием тепла выхлопных газов для парообразова- 380 ш 300 260 220 180 т 100 .„ ' ния у 8 К объемным отно- и сятся нагнетатели порш- до невые, коловратные и типа Рута. Одно из досто- № инств поршневого компрессора заключается Фиг. • 50. F Изменение в больших значениях удельного объема эффективного к. п. д. (^]с). воздУха по высоте\ В поршневых стационарных тихоходных компрессорах TJC — 0,82—0,9, в быстроходных компрессорах можно было бы ожидать значение v\c порядка 0,75. Второе достоинство поршневого компрессора, как и всякого объемного, заключается также в том, что на земле он поглощает сравнительно небольшую мощность, соответствующую по величине механическим потерям на трение, так как на земле 0,5 W 15 2.0 2,5 3,0 Р/< 1<г/смг Фиг. 49. Влияние наддува на рост мощности и давления вспышки. 488 * „Техника воздушного флота", 1939, статья проф. Квасникова. всасываемый воздух может выпускаться в атмосферу без сжатия через перепускной кран. Однако, несмотря на эти преимущества, поршневые компрессоры не нашли применения в авиационной практике. Как видно из графика (фиг. 50), удельный объем воздуха по мере увеличения высоты значительно возрастает, что вызывает необходимость соответственно большего рабочего объема компрессора и связано с увеличением веса и габарита даже в случае применения цилиндров двойного действия. Конструктивное выполнение компрессора двойного действия встречает на своем пути большие трудности, связанные с уплотнением штока поршня, размещением клапанов, смазкой поршня и т. д. Поэтому этот тип компрессора широкого применения не имеет. Коловратные нагнетатели в отличие от поршневых имеют преимущество в весе и габаритах и обладают большой производительностью при избыточном давлении от 0,5 до 0,7 кг/см2. Фиг. 51. Схема коловратного нагнетателя Козетта. Фиг. 52. Схема коловратного нагнетателя Рута. Для уменьшения трения лопаток в коловратных нагнетателях Козетт и Ривеля выдвижные лопатки упираются в перфорированный хорошо смазываемый барабан а, вращающийся в кожухе нагнетателя б (фиг. 51). Для той же цели в нагнетателе „Пауэр-Плюс" лопатки вращаются на шариковых подшипниках вокруг вала. Между лопатками и кожухом устанавливается фиксированный зазор. На выходе из ротора делается уплотнение в виде цилиндрического сальника. Основным недостатком подобных нагнетателей является относительно большой вес и габарит, в силу чего в авиации они не применяются. Из объемных нагнетателей применение в авиации находил лишь нагнетатель типа Рута, схема которого показана на фиг. 52. Внутри кожуха вращаются навстречу друг другу два ротора, имеющие в сечении форму восьмерок. Эти роторы, связанные шестернями, имеют между собой и кожухом небольшой зазор, вследствие чего трение отсутствует. В положении, изображенном на фиг. 52, в полости А происходит всасывание, в полости В — перенос засосанного объема к стороне нагнетания и в полости С — нагнетание. В отличие от поршневого компрессора, у этого нагнетателя вследствие отсутствия выпускного клапана давление в полости В быстро повышается, как только она войдет в соединение с напорной трубой. Таким образом правая восьмерка при вращении будет преодолевать постоянное рабочее давление воздуха, а не постепенно повышающееся, как в поршневом насосе. Индикаторная диаграмма этого типа нагнетателя будет иметь вид 1—2—5—4 (фиг. 53) в отличие от 7—2—3—4 — поршневого компрессора (фиг. 17). Заштрихованная площадь 2—5—5 представляет собой потерю мощности, потребной на вращение нагнетателя Рута по сравнению с поршневым. Потеря мощности тем относительно больше, чем выше давление сжатого воздуха. К этой потере добавляются потери, связанные с трением и утечкой воздуха через зазоры. В резуль- 489 4 3 5 тате с повышением наддува к. п. д. нагнетателя падает до величин, характерных для ПЦН (фиг. 54). Нагнетатель Рута дает пульсирующий поток. В некоторых случаях эта пульсация бывает настолько чувствительна, что вызывает необходимость постановки рессивера и связана со значительным увеличением веса и габарита установки. Наконец, в нагнетателях этого типа имеются производственные затруднения в связи с обработкой восьмерок при сохранении минимальных зазоров между ними. Это осложняется еще и тем, что разность температур на входе и выходе (около 70°С) при рабо- 3' 5' 2 V •Фиг. 53. Индикаторная диаграмма нагнетателя Рута. 3 Ь 5 6 7kM Фиг. 54. Зависимость к. п. д. нагнетателя Рута от степени наддува. 'чем состоянии компрессора создает неравномерное температурное расширение кожуха, приводящее к неравномерному изменению зазоров. Данные для характеристики нагнетателей Рута приведены в табл. 3. Все перечисленные в табл. 3 нагнетатели выполнялись с приводом от •коленчатого вала. Таблица 3 Основные данные нагнетателей Рута о <Л а* ев" Фирма или s н u о ~ л О. ^ А 03 <и о „ >^< • I- О Л оэ СЗ, О н н о ~ к О Т1 i?> /--Г ^1 Ь-1 О о Страна, год марка ° ° с- -г о Is ° н >> >1 С ^) о*0* Ж о «-5L н Ж ~ 2 о, я S о « 2 S двигателя jU с- оэ ю о ^ ._. ^ о о 3 5 „ | Ю - « я я Щ ц -5 у д s CQ CQ н D4 H CQ OQ н tc. с-С« ^ Америка, 1926 г. Либерти 400/1700 5000 35 2620 28 242-280 Райт J-4 Германия, 1928 г. Франция, 1932 г. Аргус Деляж 600/1700 450/3000 6000 5000 58,5 17 3570 5000 — Схема турбокомпрессора представлена на фиг. 55. Несмотря на преимущество тур-бокомпрессорного привода в части увеличения мощности мотора на высоте, общий недостаток состоит в том, что его работа связана с быстрым ростом противодавления на выхлопе с высотой. Так, для высотности 5000 м необходимое для работы турбины давление выхлопа колеблется в пределах от 1,2 до .1,5 от давления на всасывание (Pft) в зависимости от к. п. д. Повышенные давления и температуры выхлопа ставят в очень тяжелые условия работы выхлопные клапаны, сопловой венец и в особенности колесо турбины, рабо- Фиг. 55. Схема установки двигателя с турбокомпрессором Рато. тающее при окружной скорости около 250 -ч- 300 м/сек и температуре 490 650 -4- 700° С, когда величина временного сопротивления наиболее подходящей стали резко падает (фиг. 56). К недостаткам турбокомпрессора следует отнести также перегрев выхлопных трубопроводов, которые при работе накаляются до красного цвета. Сведения о выполненных турбокомпрессорах приведены в табл. 4 по данным Дмитриевского. Таблица 4 Данные выполненных турбокомпрессоров о. 0 (-ч Турбо- Мощность Высот- Pk Вес трубопро- о с % Двигатель компрессор двигателя л. с. ность м Рп к. п. д. вода кг 1 Либерти G-E 420 ; 6000 ! 1 : 0,46 0,32 75 2 Юпитер Рато 420 — i — — 63 3 Испано Рато 300 5000 ! 1 : 0,5 0,27 71 4 Либерти (Л. Д.) Рато 450 5000 i 1 : 0.5 — 77 5 Автомобильный Лоренц 80 0 i \,2~ 1 0,14 — Желание устранить перечисленные выше недочеты повело к разработке особого типа двигателя, специально сконструированного с турбокомпрессором Рато-Потез 12-А. Двигатель—12-цилиндровый с горизонтальными противоположно расположенными цилиндрами. Выхлоп направлен в'верх и по трубопроводам, охлажденным водой, подводится в лопатки турбины, после чего выходит в атмосферу. Валик турбины пропущен вертикально вниз, где к нему присоединен компрессор. Для того чтобы не создавать излишнего противодавления, выхлопные клапаны открываются порознь; в середине хода расширения через маленький клапан идет выхлоп в турбину, а в конце открывается второй большой клапан непосредственно в атмосферу. В современных двигателях турбокомпрессор применяется как первая ступень наддува в комбинации с центробежным приводным нагнетателем, играющим роль второй ступени. Это позволяет избежать указанных выше недостатков турбокомпрессора, несмотря на значительное увеличение высотности (до 7000 — 8000 м). Наибольшее распространение в авиационной практике получили центробежные нагнетатели с механическим приводом от двигателя в силу простоты, компактности конструкции и малого веса. 200 Ш 600 800 1000. Температура. С Фиг. 56. Зависимость временного сопротивления стали от температуры. § 161. ПЕРЕДАЧА К ПЦН Для получения большой окружной скорости при малом диаметре колесо приводится во вращение зубчатой передачей с большим передаточным числом 8-^-11. Выполнить такие передаточные числа в одной4 паре шестерен трудно, и поэтому приходится иметь две последовательных пары с передаточным числом 3 -г- 4 в каждой; это приводит к появлению промежуточной двойной шестерни. При возможности выполнения достаточно большого диаметра крыльчатки необходимость в большом значении передаточного числа отпадает и привод передачи может быть выполнен в одной паре, как это осуществлено в двигателе ЮМО-4 (фиг. 57). 491 По общей конструктивной схеме передача выполняется с одной, двумя и тремя двойными шестернями (фиг. 58, 59). Основным преимуществом схемы, приведенной на фиг. 58а, являются компактность и простота в производстве и монтаже; основным недостатком — высокая нагрузка зубьев ведущей шестерни и наличие давления на оси как ведущей шестерни, так и шестерни валика крыльчатки. В конструкциях, в которых мощность передается через две или три пары двойных шестерен (фиг. 586, фиг. 59), шестерни могут быть выполнены меньшего по толщине диаметра, с меньшим модулем и более легкими, так как в этом случае окружное усилие, действующее на зуб шестерни (при одинаковом передаваемом крутящем моменте), при двух промежуточных F--PJ р р Фиг. 57. Привод передачи к нагнетателю Фиг. 58а. Схема привода передачи к нагне-ЮМО-4. тателю с одной парой промежуточных шестерен. шестернях уменьшено вдвое, а при трех — втрое против однопарной передачи. Фиг. 586. Схема привода передачи к нагнетателю с двумя парами промежуточных шестерен. Вместе с тем, как видно из фиг. 586 и фиг. 59, при двух-и трехпар-ной передаче валик нагнетателя может быть совершенно разгружен от боковых усилий. 492 • К недостаткам системы двух- и трехпарной передачи относятся трудности производственного и монтажного характера, связанные с сохранением параллельности осей валиков нагнетателя и промежуточных шестерен и установлением одинаковых зазоров в зацеплении между шестерней валика нагнетателя и промежуточными шестернями; последнее очень важно, так как при различных величинах зазоров одновременности зацепления в зубьях не будет, что вызовет перегрузку зубьев, оставшихся в зацеплении. При непосредственном соединении привода с коленчатым валом по схемам, приведенным на фиг. 58 и 59, направление вращения колеса нагнетателя совпадает с направлением вращения коленчатого вала. Скма нагрузок вшина при tnpei парной передача Фиг. 59. Схема привода передачи к нагнетателю с тремя парами промежуточных шестерен. Фиг. 60. Схема привода передачи к нагнетателю. Выражение передаточного числа через угловую скорость вращения и количество зубьев шестерен передачи будет иметь следующий вид (фиг. 60): ** СО *у *у _™1 _?i^ (39) /»\ '•У 1*У У ' \ / п наг п к.в. к.в. здесь zlt z%, z3, z± — числа зубьев шестерен передачи к нагнетателю. Величины zlr za, z3, z± связаны между собой следующим условием: 3 + z4)m2; (40) так как zlf. za, 'г3, 24 могут быть только целыми числами, а /77г и ш2 — стандартные модули, то, если передаточное число задано безотносительно к конструктивным размерам, уравнения (39) и (40) могут оказаться несовместимыми. В этом случае необходимо соответственно изменить заданную величину i; требуемая же окружная скорость крыльчатки достигается изменением ее диаметра. В табл. 5 приведены конструктивные данные передач некоторых авиационных двигателей. Таблица 5 Данные передачи нагнетателей авиационных двигателей Наименование двигателей Число зубьев Модули, мм. Общее передаточное число * Диаметр крыльчатки мм Окружная скорость крыльчатки м/сек *1 22 Z3 Z4 Zb Z2 z8! z4 М-25 М-86. М-100 АМ-34 63 73 50 60 18 15 14 17 57 56 59 58 24 32 21 19 2,54 2.25 2,5 2,25 2.54 2,25 2' 225 . 8,31 8.51 10,1 Ю;8 276 278 240 268 240 258 300 282 493 § 162. ЭЛЕМЕНТЫ ПРИВОДА. УПРУГОЕ СОЕДИНЕНИЕ И ВЕДУЩАЯ ШЕСТЕРНЯ Привод нагнетателя современных двигателей осуществляется через упругое соединение. Основное назначение упругого соединения — уменьшение напряжений, возникающих в элементах привода в момент запуска при внезапной остановке и резких рывках дросселя, так как при большом передаточном числе это приводит к резкому изменению кинетической энергии крыльчатки, особенно значительному в случае, когда крыльчатка выполнена из стали. Кроме того, правильно монтированное (без излишнего предварительного натяга пружин) упругое соединение сглаживает неравномерность крутящего момента двигателя, передаваемого нагнетателю. В некоторых авиационных двигателях старого типа — Райт J-6, Армстронг-Пантер, Райт F, Фиат А-53 и др., привод передачи к нагнетателю осуществлялся посредством жестких шестерен без упругого соединения. Фиг. 61. Продольный и поперечный разрезы упругой шестерни двухстороннего действия (двигатель М-85) 1—ступица, 2—венец, 3—центрирующие диски, 4—пружины, 5—направляющие сухари. Фиг. 62. Продольный и поперечный разрезы упругой шестерни одностороннего действия, (двигатель М-85) }— ступица, 2—венец, 3—центрирующие диски, 4—пружины, 5 —шуруп, в—направляющие сухари. Однако такая система передачи в состоянии обеспечить надежную работу привода при сравнительно малых мощностях и относительно небольших окружных скоростях нагнетателя (не более 120— 150 м/сек). Упругоесоединение, по конструктивным признакам, может выполняться трех типов: 1) в виде пружинной шестерни обычно с цилиндрическими проволочными пружинами, работающими на кручение, 2) в виде упругого приводного валика, работающего на кручение, и 3) в виде упругой муфты, выполненной внутри шейки коленчатого вала, с пружинами, работающими на кручение или изгиб. Последний тип упругого соединения выполняется редко. Наибольшее распространение в авиационной практике получило соединение первого типа. В этом случае пружинная шестерня может выполняться либо одностороннего, либо двухстороннего действия. Различие этих двух типов шестерен состоит в том, что шестерни двухстороннего действия (фиг. 61) амортизируют увеличение нагрузки на зуб как в момент запуска, так и в случае перевода двигателя с рабочего режима на малый газ или при резкой остановке. Шестерни-односторонне го действия (фиг. 62) допускают деформацию пружин лишь в сторону вращения коленчатого вала, т. е. при переводе двигателя с малого газа на рабочие режимы. При обратной вспышке или при переходе с рабочих: режимов на малый газ этот тип шестерен работает как жесткое сцепление, чем невыгодно отличается от конструкций шестерен двухстороннего действия. Поэтому без фрикционного соединения односторонние шестерни; не применяются. Ступица упругой муфты с отростками выполняется обычно за одно целое с валиком привода к агрегатам, хотя имеются примеры соединения 494 ее с валиком на шлицах. Зубчатый венец, имеющий также внутренние отростки, свободно посажен на ступицу. Центровка венца может быть осуществлена непосредственно по отросткам ступицы (как в шестерне редуктора двигателя АМ-34) или чаще посредством вспомогательных дисков. От осевых перемещений зубчатый венец фиксируется теми же дисками,, жестко связанными с ним. Для равномерного распределения нагрузки пружины сажаются на самоустанавливающихся сухарях с направляющими для пружин. Второй тип упругого сое- ^ динения является наиболее простым по производственному выполнению. Это соединение имеет вид валика со шлицами (фиг. 63); валик соединяет хвостовик вала с ведущей шестерней и монтируется без предварительного натяга; он работает на кручение как двухсторонняя муфта. Фиксация такого валика от осевых перемещений достигается: справа — упором в подшипник валика Крыльчатки, слева — раз- фиг ^з. Упругое соединение передачи к нагне-жимным кольцом. Аналогичная тателю двигателя АМ-34. конструкция выполнена в двигателях Ролльс-Ройс; здесь дополнительно имеется ограничитель угла закрутки в виде хвостовика с внутренними шлицами на ведущей шестерне нагнетателя. Этот хвостовик входит в шлицы хвостовика коленчатого вала, где имеет свободу перемещения на угол в 6° (по 3° в каждую .сторону).. В двигателе Кертис SGIV-1800 привод осуществлен от носка коленчатого вала через пару цилиндрических шестерен с передаточным числом i=1,53 :1.. Упругий валик передачи, дающий закрутку в обе стороны на 3 — 4°, проходит по дну нижнего картера на восьми подшипниках. Венец шестерни жестко крепится на фланце. Этот валик использован также под маслопроводящую систему. В третьем типе упругого соединения пружины из габаритных соображений размещены внутри шейки вала (фиг. 64) между отростками муфты и стакана, запрессованного в хвостовик коленчатого вала. Такая конструкция оказалась менее выгодной и менее надежной в работе по сравнению с приведенной выше пружиной шестерни, так как при очень малом радиусе, на котором раз-"мещались пружины,усилие на них было слишком Фиг. 64. Продольный разрез Велико. упругой муфты передачи к в более поздней модификации (фиг. 65) спиральные пружины были заменены подковообразными, работающими на изгиб, подобно поршневым кольцам. Втулка корпуса муфты 2, плотно посаженная в хвостовике, от проворачивания удерживается шлицами. Во избежание задира при запрессовке она по наружной поверхности омедняется. Валик упругой муфты запрессовывается своим буртиком во втулку корпуса со средним натягом в 0,010 мм.. Корпус муфты центрируется по втулке =и валику посредством игольчатых подшипников 3. Фиксация корпуса муфты осуществляется упругим кольцом. 495 нагнетателю двигателя Испано-Суиза (первый вариант); Соединение ведущей шестерни с коленчатым валом, расположение и род ее опор могут быть достаточно разнообразными и в значительной мере зависят от конструкции упругого элемента. Так, в первых двигателях Бристоль ступица пружинной шестерни была посажена на шпонке непосредственно на коренную шейку коленчатого^вала. Сечениепо Н-н Фиг. 65. Продольный и поперечный разрезы упругой муфты передачи к нагнетателю двигателя Испано-Суиза 12 Ybrs (последний вариант). В двигателе М-25 ступица выполнена за одно целое с валиком привода к агрегатам, который соединен на шлицах с промежуточной втулкой, запрессованной в хвостовике коленчатого вала. Опорами этого валика служат с одной стороны центрирующий поясок в промежуточной втулке, в котором предусмотрен зазор от — 0,033 до+0,012 мм, с другой — скользящий подшипник в задней крышке двигателя. Фиг. 66. Схема соединения ведущей шестерни с коленчатым валом двигателя М-87. Фиг. 67. Схема соединения ведущей шестерни с коленчатым валом двигателя М-100. В двигателе М-87 (фиг. 66) ступица упругой муфты посредством шлиц соединяется с коленчатым валом и центрируется с одной стороны в запрессованной в коленчатый вал промежуточной втулке, а с другой — на шариковом подшипнике в промежуточной крышке. Посредством внутренних шлиц эта ступица приводит во вращение валик привода к агрегатам. В двигателе М-100(фиг. 67) ведущая шестерня расположена консольно на хвостовике конической шестерни. Опорами являются скользящий подшипник, с одной стороны, и эвольвентные шлицы в хвостовике вала, с другой. В двигателе АМ-34 (фиг. 68) ведущая шестерня расположена на двух шариковых подшипниках промежуточной крышки. Передача вращения осуществляется через внутренние шлицы. Наконец, в двигателе Кертис SGIV-1800 ведущая шестерня посажена на фланце. 496 Фиг. 68. Схема соединения ведущего валика с коленчатым валом двигателя АМ-34. § 163. ПРОМЕЖУТОЧНЫЕ ШЕСТЕРНИ От ведущей шестерни крутящий момент двигателя передается промежуточной двойной шестерне; у приводов без фрикционного сцепления двойная шестерня может выполняться из одного куска, хотя это неудобно в производстве, так как исключает шлифовку зубьев малой шестерни. У Фиг. 69. Посадка промежуточной шестерни на неподвижной оси двигателя М-25. Фиг. 70. Посадка промежуточной шестерни на неподвижной оси двигателя АМ-34. приводов с фрикционным сцеплением большая шестерня, естественно, выполняется отдельно от малой промежуточной шестерни. Меньшие промежуточные шестерни одинаково часто выполняются либо за одно целое с промежуточным валиком (фиг. 72), либо отдельно (фиг. 69, 70, 71). Фиг. 71. Посадка промежуточной шестерни на игольчатых подшипниках двигателя М-85. Фиг. 72. Посадка промежуточной шестерни на вращающейся оси двигателя М-100. В первом случае промежуточная шестерня вращается на двух скользящих или шариковых опорах, запрессованных в стенке картера. Во втором случае применяется посадка на неподвижно укрепленную в картере ось на скользящих, шариковых или игольчатых подшипниках. ВВА—142—32 497 Л.Л. W \_,,? Фиг. 73. Посадка промежуточной шестер- пои ни на вращающейся оси, сидящей на ^ шариковых подшипниках. В производстве много забот доставляет соблюдение параллельности и точного взаимного расположения осей промежуточных шестерен и валика крыльчатки. Поэтому окончательная развертка отверстий под валик и оси производится совместно при собранных частях картера по точному кондуктору. Типичная конструктивная схема посадки промежуточной шестерни на неподвижной оси со скользящим ходом показана на фиг. 69. В конструкции, представленной на фиг. 70, валик также неподвижно укреплен в двух запрессованных в картер стальных втулках и фиксиру- ется стопором. На распорную втулку валика устанавливается со скользя- щей посадкой промежуточная малая шестерня, с которой за одно целое выполнен цементированный хвостовик под фрикционную шестерню. Типичная схема посадки промежуточной шестерни на игольчатых подшипниках представлена на фиг. 71. Болт с эллиптической, во избежание проворачивания, головкой неподвижно закреплен в опорах в промежуточной крышке и картере. На болт плотно посажена цементированная распорная втулка с буртиком на одном конце и двумя кольцевыми проточками под иголки. Эта распорная втулка с добавочной шайбой предохраняет крышку от деформации тяжке стяжной гайкой _1>1жке чяжнии .аикии. Посадка двойных шестерен на обычных шариковых или роликовых подшипниках на неподвижной оси в современ- ных двигателях редко применяется, так как такое решение обычно дает громоздкую конструкцию и не позволяет уменьшить диаметр малой шестерни. Пример промежуточной шестерни, сделанной заодно с валиком, дан на фиг. 72, где промежуточный валик вращается в запрессованных в картер бронзовых втулках. В случае валика, вращающегося вместе с двойной шестерней, применение обычных шариковых подшипников оказывается более удобным, чем при неподвижной оси (фиг. 73). § 164. ФРИКЦИОННЫЕ СОЕДИНЕНИЯ Назначение фрикциона в системе привода к невыключающемуся ПЦН состоит в том, чтобы предохранить от перегрузки детали привода передачи при резком переходе с одного режима работы двигателя на другой и уравнять давление на зубьях при наличии двух или трех промежуточных шестерен. Поэтому в последнем случае наличие фрикциона обязательно, при одной же двойной шестерне (двигатель М-25) удается обойтись без него. Фрикционное сцепление выполняется колодочным или дисковым. Наибольшее распространение в авиационной практике у двигателя с невыключающимся ПЦН получили колодочные фрикционы, включающиеся под действием центробежной силы. По своему назначению они правильнее могут называться ограничителями момента. Преимущественное распространение у двигателей с выключающимся ПЦН, а также у нагнетателей с переменными скоростями включения получили дисковые сцепления, включающиеся под действием центробежной силы грузиков или давления масла. 498 Типичный пример колодочного сцепления приведен на фиг. 74. Здесь колодки фрикциона размещены, как это обычно принято, в промежуточной шестерне. Фиг. 74. Продольный и поперечный разрезы фрикционной шестерни с колодочным сцеплением двигателя М-85. При вращении ступицы шестерни колодки под действием центробежной силы инерции прижмутся к ободу зубчатого венца, и благодаря силам трения последний начнет вращаться вместе со ступицей. Фиг. 75. Продольный и поперечный разрезы фрикционной шестерни с колодочным сцеплением двигателя АМ-34. При резком уменьшении числа оборотов коленчатого вала центробежная сила колодок, а следовательно, и сила сцепления соответственно умень-шакЗтся, и обладающая большой кинетической энергией крыльчатка автоматически разъединяется. Соединение ступицы фрикциона с валиком малой шестерни достигается шлицами. Аналогично работает фрикцион, показанный на фиг. 75. Здесь внешняя поверхность бронзовых колодок выполнена из двух усеченных конусов с 499 той целью, чтобы увеличить поверхность трения и уменьшить удельное давление, а следовательно, и риск подгорания соприкасающихся поверхностей. Для передачи крутящего момента со'ступицы в колодках запрессованы отростки, которые отфрезерованными концами входят в соответствующие пазы ступицы. Соединение ступицы с малой шестерней достигается на зубьях последней, несколько сточенных в месте соединения. Сечение А В , Фиг. 76. Продольный и поперечный разрезы фрикционной шестерни с кольцевым сцеплением. В представленной на фиг. 76 шестерне сцепление с зубчатым венцом происходит посредством промежуточного бронзового кольца, которое при вращении прижимается колодками к ободу зубчатой шестерни. В паз Фиг. 77. Продольный и поперечный разрезы фрикционной шестерни с кольцевым сцеплением. ступицы и прорез кольца вставляется чека, через которую крутящий момент передается от ступицы разрезному кольцу, а следовательно, и ободу шестерни. В конструкции, показанной на фиг. 77, колодки заменены массивным кольцом с глубокими вырезами для обеспечения возможности деформации под действием центробежных сил инерции. Во всех конструкциях колодочных фрикционов необходимо обеспечить правильную центровку обода шестерни. В конструкциях, показанных на фиг. 74 и 75, это обеспечивается посадкой его на бронзовой втулке на хвостовике ступицы со средним зазором 500 в 0,06 мм, которая в свою очередь центрируется шестерни. В конструкциях, показанных на фиг. 76 и 77, центровка обода шестерни производится на колодках и бронзовом ведущем кольце. Здесь же необходимо отметить применявшуюся ранее конструкцию привода в двигателях Пратт-Уитней, в которой не было упругой шестерни и центробежного фрикциона. Для предохранения от перегрузки при резких изменениях режимов4 работы двигателя' при запуске и внезапной остановке служило дисковое фрикционное соединение (фиг. 78). Сжатие фрикционных дисков /, размещенных внутри ведущей шестерни передачи к агрегатам, производится очень жесткой пружиной 2, которая вытачивается из целого куска на токарном станке. В двигателе Даймлер-Бенц по хвостовику малой Фиг. 78. Схема привода передачи к нагнетателям двигателя Пратт-Уитней. ДВ-600 применен фрикцион также с пружинами, как показано на фиг. 78'. Фиг. 78'. В двигателе ЮМО фрикцион установлен внутри валика крыльчатки, благодаря чему оказывается очень небольшим (фиг. 90 и 91). § 165. КОЛЕСО НАГНЕТАТЕЛЯ. ВАЛИК КОЛЕСА. ОПОРЫ ВАЛИКА Колесо, или крыльчатка, может выполняться открытым, закрытым и полузакрытым. Открытое к*о л е с о (фиг. 79, а) проще всего в производстве, но невыгодно в работе вследствие несколько увеличенных гидравлических потерь. Закрытое колесо (фиг. 79,6) в этом отношении является наиболее совершенным, но оно сложнее в производстве. Ввиду того что быстро вращающийся диск должен быть тщательно обработан кругом, необходимо выполнять его с отдельной крышкой, что усложняет конструкцию и обработку. Колесо такого типа применено на авиадизеле ЮМО (фиг. 906) и некоторых карбюраторных двигателях. Наиболее распространенным в авиационной практике является колесо полузакрытого типа (фиг. 79, в), дающее несколько меньшие потери, большой к. п. д. и, следовательно, более высокий напор при той же окружной скорости по сравнению с открытым. 501 Колесо нагнетателя с целью облегчения и уменьшения момента инерции преимущественно выполняется из дуралюмина и электрона. Из тех же.соображений стальное колесо (двигатель М-85) выполняется исключительно открытого типа, несмотря на снижение к. п. д. Во избежание биения посадка колеса на вал делается весьма тщательно. Она производится обычно на шлицах или на гладком валике. Для посадки на шлицах в дуралюминовое колесо часто впрессовываются стальные втулки, хотя в двигателях М-100 посадка производится непосредственно на шлицы вала. Точность посадки и плотность прилегания достигаются тем, что обработка шлиц на валике ведется методом обкатки, а в колесе—. протяжкой. В случае посадки крыльчатки на гладком валике (фиг. 84) (двигатель АМ-34) передача крутящего момента к колесу обеспечивается шпильками и упором в шестерню. Что же касается шестерни, то во всех случаях она выполняется заодно с валиком крыльчатки. Перед постановкой на двигатель колесо нагнетателя тщательно выверяется на биение и балансируется на специальном приборе. Допуск на биение колеса по наружному диаметру устанавливается в пределах 0,15-^-0,25 мм, по торцу — 0,025 -f- 0,5 мм. Величина натяга при посадке колеса на валик нагнетателя допускается в пределах 0,0 н- 0,035 мм. " Опоры валика крыльчатки могут выполняться одинаково как на скользящих, так и на шариковых подшипниках. Расположение их представляет некоторые трудности, если желательно избежать консольного крепления колеса. В этом случае довольно большим распространением пользуется установка опор на ведущем валике привода к агрегатам (двигатель М-25). В случае консольного крепления крыльчатки нагнетателя опоры размещают-, ся достаточно удобно в Фиг. 79. Колеса приводных одноступенчатых центробежных нагнетателей а—открытое, б—закрытое, в—полузакрытое. Фиг. 80. Схема осевого усилия в полузакрытом колесе нагнетателя. Фиг. 81. Подпятник нагнетателя двигателя М-25. корпусе, причем в большинстве случаев применяются роликовые и шариковые опоры, хотя имеются примеры сочетания шариковых подшипников со скользящими (двигатели М-100, Ролльс-Ройс). В этом случае принимаются меры к тому, чтобы конец валика был герметически закрыт во избежание коррозии шлиц. Существенной особенностью полузакрытого колеса является ндличие осевого усилия. Оно возникает вследствие разности давления по 502 обеим сторонам крыльчатки (фиг. 80). Для уменьшения этого усилия в колесе между лопатками просверливаются отверстия. Во избежание осевого сдвига крыльчатка должна быть зафиксирована вместе с валиком в осевом направлении; для этого при установке валика на скользящих подшипниках выполняются подпятники преимущественно скользящего типа. Так, например, подпятник двигателя М-25 закрепляется на заднем корпусе нагнетателя пофедством шурупов; между корпусом и подпятником предусматривается прокладка, набранная из тонких латунных листов (шим), посредством которой устанавливают зазоры между колесом нагнетателя и диффузором. Распорная втулка обеспечивает надлежащую затяжку всей системы и необходимый осевой зазор в пяте, равный 0,1 4-0,26 мм. Недостаток такой конструкции заключается в том, что незначительные перекосы приводили к одностороннему износу и пригоранию подпятника. Поэтому в последующей модификации двигателя М-25 поставлена сферическая пята с уравнительным кольцом, которое в месте соприкосновения с распорной втулкой покры- валось свинцовистой бронзой Фиг. 82. Подпятник нагнетателя двигателя АМ-34. (фиг. 81). Смазка этого кольца осуществляется через сверление в валике нагнетателя и распорной втулке. Иначе сделан подпятник двигателя АМ-34 (фиг. 82). Стальной наконечник с упорным буртиком 1 ввернут на резьбе в конец валика нагнетателя и от проворачивания зафиксирован шпильками. Между буртиком и скользящим подшипником помещена установочная шайба 2 для регулировки зазоров между корпусом нагнетателя и колесом. На хвостовике стального наконечника прокладывают, со свободной посадкой, ряд стальных и бронзовых шайб, через которые осевое усилие передается на неподвижный упорный диск. Смазка шайб осуществляется через радиальные отверстия в наконечнике. Вследствие относительных перемещений этих шайб износ упорного диска незначителен. Задача осевой фиксации разрешается значительно проще при установке валика крыльчатки на шариковых подшипниках, так как один из них может быть использован как опорно-упорный. В случае двух шариковых подшипников один из них должен быть зафиксирован в картере, а другой должен иметь свободу осевого перемещения. § 166. МАСЛОУПЛОТНИТЕЛИ • При ненадежном уплотнении валика нагнетателя масло, находящееся в картере, вследствие разрежения на входе в колесо во время работы с прикрытым дросселем будет проникать во всасывающие трубопроводы, что приведет к увеличенным расходам масла и замасливанию свечей. Одним из мероприятий для устранения этого является применение маслоотража-тельных колец. В некоторых случаях (двигатели М-100 и АМ-34) на боковой поверхности таких колец выполняются радиальные ребрышки для лучшего сбрасывания масла. Однако эта мера недостаточна и приходится применять дополнительно уплотнение. Существующие уплотнения явля- 503 ются разновидностями либо лабиринтного, либо воздушно-кольцевого, уплотнения. Уплотняющее действие лабиринта объясняется следующим. При одной перегородке утечка в зазору будет зависеть от разности давлений &P — Pi—Pz> ПРИ наличии двух промежуточных камер давление в первой камере будет ниже, чем /?-_, но выше, чем /?2. Таким образом утечка через зазор будет меньше, чем в первом случае (фиг. 83). Система лабиринтного уплотнения успешно применяется в турбиностроении при давлении порядка нескольких десятков атмосфер. Фиг. 83. Схема уплотняющего действия лабиринта. Фиг. 84. Воздушно-лабиринтное уплотнение нагнетателя АМ-34. Воздушно-кольцевое уплотнение имеет весьма широкое распространение. Сущность этого типа уплотнения заключается в том, что вокруг валика, на пути следования масла, создается воздушная подушка в кольцевом пространстве, сообщенном с внешней атмосферой. Это устраняет перепад давления между полостью картера и входом в нагнетатель и тем самым уничтожает подсос масла. Обычно по обе стороны этого пространства выполняется лабиринт либо обычного типа, либо образованный пружинящими кольцами (фиг. 84', слева и справа). Наиболее совершенно разрешен вопрос создания воздушно-лабиринтного уплотнения в двигателях Ролльс-Ройс, Фарман и М-34 (фиг. 84). Здесь с наружной атмосферой соединяется камера весьма большого объема; дополнительным средством уплотнения является лабиринт. Аналогичное уплотнение имеется в двигателе М-100. Уплотнение достигается воздухом, который подводится из напорной стороны диффузора нагнетателя через наконечник и сверления к кольцевой камере, образуемой лабиринтным уплотнением. Воздух выдувает обратно' в картер все масло, прошедшее через зазор между распорной втулкой и щитком, прикрывающим подшипник. Эту схему нельзя применить для двигателя, у которого карбюратор стоит перед нагнетателем, так как в уплотнение будет поступать рабочая смесь, что может- привести к разжижению смазки. 504 Фиг. 84'. Фиг. 84//. § 167. ВЫКЛЮЧАЮЩИЕСЯ ПРИВОДЫ К НАГНЕТАТЕЛЮ При постоянном давлении наддува и большой высотности мощность двигателя у земли с невыключающимся ПЦН сильно уменьшается по сравнению с высотной вследствие повышения в нагнетателе температуры воздуха, поступающего в двигатель, и расхода энергии на вращение нагнетателя. Для устранения этого неудобства требуется: полное выключение нагнетателя, переключение его на меньшее число оборотов или выключение одной ступени в случае двухступенчатого нагнетателя. Так как приспособление для выключения нагнетателя увеличивает вес привода, а также сильно усложняет его конструкцию, оно применяется лишь при высотности не ниже 4000 м. В этом случае во всех современных приводах применяется выключающаяся муфта фрикционного типа, которая может выполняться с конусом или с дисками. В конусном сцеплении автомобильного типа конус, покрытый кожей или ферродо, при помощи пружин прижимается к внутренней конической поверхности маховика, чем и достигается включение передачи. Выключение достигается нажимом на педаль. Недостатком этого соединения являются жесткость включения, большие усилия при выключении и большой габарит, необходимый для Фиг. 85. Колодочный механизм включения двухскоростного нагнетателя двигателя Фарман. того, чтобы развить достаточную поверхность сцепления, не превышая допустимого удельного давления. На фиг. 85 представлена муфта включения с колодочным механизмом. В двух дисках / посажены два рычага 2 с массами 6, сцепленные с геликоидальной шестерней 5, которая может поступательно двигаться вдоль своей оси, но от вращения зафиксирована чекой 7. Кулачок рычага опирается на штифт тормозной колодки 5, которая отжимается пружиной от барабана 4. Если под действием пружины этот валик перемещается вправо, то благодаря геликоидальным зубьям колодки прижимаются к внутренней поверхности барабана, вся система приходит во вращение, и в дальнейшем нажатие обеспечивается центробежной силой грузиков 6. Для выключения валик отодвигается рычагом 8 влево и колодки выводятся шестерней 5 из зацепления. Наиболее часто в выключающихся муфтах применяется дисковое сцепление. Для увеличения поверхности трения можно вместо одного диска поставить несколько пар дисков, что позволяет уменьшить габарит по диаметру. Включение осуществляется обычно при помощи центробежной силы 505 вращающихся грузиков, либо масла, притекающего из магистрали под давлением. Включение при помощи центробежной силы грузиков впервые было применено |в нагнетателях двигателей Фарман (фиг. 86). На валике 9 привода передачи к нагнетателю свободно вращается установочный кожух. Кожух чюстоит из двух частей 1 — 2с тремя сателлитами, которые сцепляются с неподвижным зубчатым венцом 3 и с шестерней 4, сидящей на хвостовике колеса нагнетателя. В передней части установочного кожуха на осях посажены грузики 8, которые поджимаются пружиной. При вращении кожуха грузики разойдутся, сжимая диски б и 6, чем достигается сцепление валика 9 с кожухом 1—2, и крыльчатка придет во вращение. Для выключения нужно переместить вправо Фиг. 86. Выключающийся нагнетатель двигателя Фарман. д/г Р У УФ У ' Муфта нажмет на хвостовики грузиков, переведя их в положение, показанное пунктиром; диски разойдутся, и колесо нагнетателя перестанет вращаться. Аналогичная система выключения двухступенчатого нагнетателя, но без планетарного привода, была принята в двигателях Фарман. Фиг. 87а. Схема привода к нагнетателю двигателя Райт G-100. jr—ведущая шестерня, 2—-ведомая двойная шестерня? 4—райбестовые диски фрикциона 2-й скорости, 5—стальные диски фрикциона 2-й скорости, 6—ведущая шестерня, 7—ведомая шестерня крыльчатки, 8—поршень фрикциона 2-й скорости, 9—уплотнительное кольцо, 10— водило, 11—планетарные шестерни, 12—корпус фрикциона 1-й скорости, 13—стальной диск фрикциона 1-й скорости, 14—райбестовые диски фрикциона 1-й скорости, 15—тормозящаяся солнечная шестерня 1-й скорости, 16—поршень фрикциона 1-й скорости, 17—уплотнительное кольцо, IS—шлицы, 19—канал для подвода масла в узел 2-й скорости. Классический пример масляного включения показан на схеме привода к нагнетателю Райт G-100 [фиг. 87а и б (см. вклейку)]. Если масло поступает под поршень #, то передача вращения от коленчатого вала осуществляется с шестерни / на шестерню 2, а с нее непосредственно на шестерни 6 и 7 с передаточным числом 10. 506 1 Графически это может быть пояснено планом скоростей на правой стороне фиг. 87а. Если Ф0 — окружная скорость на начальной окружности шестерни 1, то такую же скорость имеют зубья шестерни 2 в точке б, а так как она сцеплена с шестерней 6 фрикционными дисками 4,—то и шестерня 6 на том же радиусе. Окружная скорость пропорциональна радиусу, т. е. изменяется по закону прямой, и, следовательно, в точке а зацепления с шестерней крыльчатки имеется скорость vz. Если прекратить доступ масла под поршень 8 и открыть под поршень 16, то включится 1-я скорость с переда-'точным числом / = 7,14. Механизм будет работать следующим образом. Скорость VQ точки б остается без изменения, так как число оборотов вала не изменилось. Тогда закон изменения окружной скорости представляется прямой Ob, а скорость в точке b внутреннего зацепления двойной шестерни изобразится отрезком bb'. Такую же скорость будут иметь планетарные шестерни // в этой точке. В то же время в точке г скорость равна нулю, так как в этом месте планетарная шестерня сцеплена с шестерней 15, которая остановлена фрикционом 14—13. Тогда закон изменения скорости по планетарной шестерне изображается отрезком в'г, а скорость оси ее—отрезком дд. А так как эти оси жестко связаны с ободом шестерни 6, то скорость различных точек ее изображается прямой Оа', проходящей через точку д, а окружная скорость точки а—отрезком аа'. Простым наложением нетрудно убедиться, что <иг < v2. ' Довольно удачно решается вопрос включения в случае применения планетарной передачи, которая в настоящее время находит все большее и большее применение. На фиг. 88 представлена схема двухскоростного нагнетателя Армстронг-Сидлей с планетарными шестернями. Шестерня /, сцепленная с хвостовиком коленчатого вала, посажена свободно на водило с сателлитами 2, 3. Шестерни 2 входят в зацепление с одной стороны с ведущей, а с другой — с коронной шестерней а, которая развитым фланцем входит в промежуток между двумя гайками 4 и 5. Шестерни 3 входят в зацепление с шестерней крыльчатки. Корпус сателлитов по своей окружности имеет зубья, с которыми сцепляется диск б. Гайки 4 и 5 по своей окружности имеют обратную' друг другу нарезку и связаны между собой шпонками. Если привести гайки во вращение так, что они зажмут неподвижно фланец коронной шестерни, то привод будет работать как планетарный с передаточным числом 5. Диск б будет вращаться вместе с корпусом сателлитов. Если разжать коронную шестерню а и переместить гайку 4 вправо, то диском ферродо зажмется диск б; в этом случае передача будет работать как нормальный перебор с передаточным числом 8. План скоростей -нагнетателя Сидлей показан на фиг. 89. В некоторых конструкциях были попытки вместо переменного включения двух дисков применять роликовые муфты одностороннего хода. Принципиальная схема подобного включения может быть получена из 507 -С" Фиг. 88. Двухскоростной нагнетатель с планетарными шестернями Армстронг-Си дл ей. схемы, показанной на фиг. 88, простой заменой зажима диска а на роликовую муфту свободного хода (фиг. 89), которая обеспечивает свободное вращение этого диска лишь в одну сторону —- при зажатом диске а (фиг. 89, Ь) — против часовой стрелки. Если диск отпустить (фиг. 89, в), то скорость ^ немедленно упадет до какой-то величины г>0 вследствие сопротивления колеса нагнетателя. 2-я ckopocmb б Фиг. 89. План скоростей двухскоростного нагнетателя Сидлей. При неизменной скорости {vl это поведет к обратному вращению диска (фиг. 89, а). Это вращение будет быстро остановлено роликовой муфтой. Пример применения роликовой муфты свободного хода показан на фиг. 90 (двигатель ЮМО-211). Первая скорость получается при выключенном фрикционе 4, когда ведомая шестерня 2-й скорости свободно вращается на валике 5. Наклон прорезей в ступице 3 подобран так, что ролики 7 ведут обод /. При включении фрикциона нажатием рычага 6 вал крыльчатки 7 3 t Фиг. 90а и б. Схема привода к нагнетателю двигателя ЮМО-211. 1—ведущая шестерня 1-й скорости, 2—ведущая шестерня 2-й скорости, 3—втулка роликовой муфты, 4—фрикцион 2-й скорости, 5—ведущий валик? 6—диск включения фрикциона 2-й скорости, 7—ролик, 8—центробежный фрикцион, 9—самоустанавливающиеся подшипники. начинает вращаться в том же направлении с большей скоростью и таким образом обод 1 обгоняет ступицу 3, не задерживаясь роликами. Интересно отметить, что в данном нагнетателе фрикцион 8 центробежный, помещен на валике крыльчатки, вращается со скоростью около 20000 об/мин, и поэтому получается очень компактным. Конструктивное оформление такого фрикциона по двигателю ЮМО-205 показано на фиг. 91. Здесь крыльчатка с двухсторонним входом сидит на валу на игольчатых подшипниках. На фиг. 92 показана гидравлическая муфта сцепления. Здесь на оси конической шестерни 7, получающей вращение от привода, на шлицах установлен барабан 2 с двумя кольцевыми полостями. В этих полостях укреплены длинными заклепками радиальные лопатки 5. Такие же лопатки имеются на кожухе 4, который вращается свободно на валу конической шестерни 1 и соединен; жестко на (шлицах) с крыльчаткой нагнетателя. Во время работы двигателя через отверстия 5 и 6 подается масло от 508 /70/4-Л Фиг. 91. Валик нагнетателя мотора ЮМО-205. ел о отдельного масляного насоса. Между лопатками устанавливается организованное движение части масла, показанное стрелками. Каждая частица масла, проходя через барабан 2, получает некоторый момент количества движения, а проходя между лопатками кожуха 4, отдает его, благодаря чему и устанавливается вращение крыльчатки. Кожух 4 вращается всегда несколько медленнее барабана 2 приблизительно на 5% на расчетном режиме. При уменьшении подачи масла количества Фиг. 92. Гидравлическая муфта сцепления в приводе к нагнетателю двигателя Даймлер-Бенц ДВ-601. 7—коническая шестерня, 2—барабан [на шлицах, 3—лопатки, 4—кожух, соединенный с крыльчаткой, 5, 6—вход масла, 7— сток масла. его, циркулирующее между лопатками, уменьшается, так как часть его непрерывно вытекает через жиклер 7 обратно в картер. Одновременно увеличивается проскальзывание и, следовательно, при неизменном числе оборотов вала двигателя передаточное число к крыльчатке уменьшается. Недостатком такого привода, по сравнению с обычной шестеренчатой передачей, является невысокий к. п. д., который достигает 0,95 на расчетном режиме и снижается при уменьшении подачи масла. Очень большое преимущество привода заключается в возможности плавного увеличения числа оборотов крыльчатки, т. е. высотности нагнетателя по мере поднятия на высоту. Кроме того, так как регулировка подачи масла может быть осуществлена перепускным клапаном, соединенным с анероидом, то переключение нагнетателя на более высокие скорости по мере поднятия на высоту делается автоматически. § 168. РЕГУЛЯТОРЫ ДАВЛЕНИЯ Регулятор или ограничитель давления автоматически поддерживает давление на всасывании постоянным до расчетной высоты за счет открытия дросселя карбюратора. Он действует помимо летчика, если даже последний поставит рукоятку газа в положение полного открытия дрос- 510 селя. Ограничитель упрощает управление двигателем с ПЦН, так как; избавляет летчика от постоянного наблюдения за указателем давления на всасывании. Регуляторы давления обычно выполняются в виде комбинации анероидной коробки с масляным сервомотором, т. е. поршнем, который, перемещаясь под давлением масла, изменяет положение дроссельной заслонки. На фиг. 93 представлена конструктивная схема регулятора давления двигателя М-85. Камера анероида через два штуцера 1 сообщается с всасывающей системой на выходе из нагнетателя. Внутри этой камеры устанавливается анероид 2, изготовленный из цельнотянутой трубы. Анероид имеет с одного конца регулиро- Кронштейн для' ограничителя УпорнЬ/й: ;! Винт pbl4?2(L ЛросселЬная ~ за с/1 он ha Кронштейн оля , ' JJ-// Фиг. 93. Регулятор наддува двигателя М-85. вочны винт 3 для установки давления наддува, а с другого — распределительный золотник 4. При нормальном давлении наддува, т. е. при давлении, на которое установлен регулятор, золотник находится в подвижном равновесии около нейтрального положения. Когда давление наддува вследствие какой-либо при-- I а б Фиг. 93'. Схема Действия регулятора наддува двигателя. чины упадет ниже расчетного, анероид расширится и золотник, переместившийся в направлении стрелки F, сообщит входное масляное отверстие с верхней полостью цилиндра, вследствие чего поршень переместится вниз, при помощи тяг откроет дроссельную заслонку, и, следовательно, давление наддува увеличится (фиг. 93', а). . • Slit Если давление наддува окажется больше расчетного, анероид сожмется, золотник начнет перепускать масло под поршень, который поднимется вверх и прикроет дроссельную заслонку, что приведет к уменьшению давления наддува (фиг. 93', б). При работе двигателя на малом газе поршень находится в нижнем крайнем положении на упоре корпуса, что дает возможность летчику изменять положение дроссельной заслонки посредством шарнирного соединения рычага управления независимо от регулятора давления. При регулировке давления наддува необходимо весь анероид передвинуть по фиг. 93' влево для увеличения давления и вправо для уменьшения. Фиг. 94. Регулятор наддува двигателя М-100. Фиг. 94'. Схема действия регулятора наддува двигателя М-100: б—наддув ниже нормального» в—наддув выше нормального. В регуляторе двигателя Ролльс-Ройс-Мерлин вместо масляного применяется пневматический сервомотор, действующий вследствие разницы давлений на выхоле и входе в нагнетатель. У регулятора двигателя М-100 (фиг. 94) поршень также простого действия с отжимной пружиной по одну сторону его. Изменение положения дроссельной заслонки производится посредством рейки. Для того чтобы на малых оборотах (до 1400 об/мин.) заслонка не открывалась автоматом, на ее оси предусмотрен кулачок малого газа, посредством которого регулятор выключается. ; При уменьшении давления наддува поршень перемещается под действием масла вправо (фиг. 94', б), открывая заслонку, при увеличении давления анероид сжимается, выпускает масло из-под поршня, который под действием силы упругости пружины прикрывает дроссельную заслонку (фиг. 94'я). На фиг. 94" представлен регулятор РПД-1. Он состоит из анероида 1 и гармошки 2, золотника и поршня двойного действия. Во внутренней полости гармошки 2 устанавливается давление наддува, кроме того, в ней устанавливается регулировочная пружина, натяжением которой определяется величина желательного наддува. Между гармошками посредством стального диска закреплен рычаг перепускного золотника 3, который помещается в направляющей, имеющей перепускные отверстия. 512 Для получения взлетной мощности служит рычаг 4. Если при работающем двигателе переместить рычаг 4 в положение, показанное ч\\\\\\\\\\\\УЧ,\ \\V\\\\ I ._- _-. _ ' Г rs / s s A -~JT7^r/ У, BMemH. полосе: Фиг. 94". Регулятор наддува РПД-1. пунктиром, то муфта вправо и при помощи пружины 5 переместит распределительный золотник, что приведет к увеличению наддува и мощности двигателя. Для предупреждения чрезмерного напряжения двигателя рычаг взлетной мощности имеет ограничитель, посредством которого устанавливается величина взлетной мощности. Схема действия регулятора совместно с рычагом управления с места пилота показана на фиг. 95. ВВА—142—33 вместе с регулировочным штоком переместится Фиг. 95. Схема действия регулятора наддува РПД-1 совместно с рычагами управления а—управление дросселями из кабины летчика на малом газе» б—действие ограничителя при отходе сектора газа до упора «открыто». 513 § 169. РАСЧЕТ ДЕТАЛЕЙ ПРИВОДА К НАГНЕТАТЕЛЮ Расчет на прочность зубчатых колес выполняется, как указано в гл. I „Редукторы". Для выполненных конструкций величина напряжения, подсчитанного по формулам (11) и (14), с учетом скоростного коэфициента изменяется в пределах 1500 — 4000 кг/см* в первой паре колес и 500—1500 кг/см* во второй паре. Это резкое снижение напряжения получается в результате того, что окружное усилие во второй паре значительно меньше, в то время как модули зубьев в обеих парах принимаются одинаковыми , или мало отличающимися друг от В друга. Пересчет (17) и (18) /С -=- -~^~- значения 1 — 1, 5 как в пер- по формулам (16), дает для величины вой, так и во второй паре. Расчет колодок автоматически действующего фрикциона ведется, исходя из условий работы на номинальном режиме, так, чтобы момент от сил трения Мтр на ободе был больше момента, передаваемого нагнетателю Жс ; обычно Жтр =1,5 АГС ном. Под ЖСном подразумевается момент на одной шестерне. Если принять, что G — вес одной колодки фрикциона, р — расстояние центра тяжести колодки от оси вращения, ^ — коэфициент трения (который принимается для смазанных бронзовых колодок по стали равным 0,03—0,04), i — число колодок, то можно написать: Фиг. 96. К определению расчета колодок фрикционной шестерни. G_ g (41) Задаваясь по конструктивным соображениям величинами i, ш, /?, г, а, определяем величину р, затем по формуле (41) — величину G, а отсюда — толщину колодки в (фиг. 96). При работе двигателя по внешней характеристике, когда момент нагнетателя коэфициент запаса 1,5 остается постоянным, так как центробежная сила, а следовательно, и момент от силы трения также пропорциональны /г2. При работе по дроссельной характеристике, когда момент нагнетателя запас этот по мере повышения числа оборотов уменьшается. Поэтому, если бы колодки были рассчитаны точно на номинальный режим, то на режиме при взлете они оказались бы недостаточными и появилось бы пробуксовывание. Величина удельного давления на поверхности бронзовых колодок найдется по формуле: _ Ру __ Орш2 Яуд ^ ~р~ = (42) Эта величина для бронзовых колодок лежит в пределах 30—60 В случае управляемого дискового фрикциона для выключающегося нагнетателя необходимо вначале определить величину расчетного момента -/Ирасч по конструктивной форме привода. 514 Величина потребного для нажатия усилия Я найдется из следующих соображений (фиг. 97). Если обозначить поверхность соприкосновения одной пары дисков через F, то удельное давление Р Р ь __JL. — (А1\ кул— f — -с(/?2__г2) ' \^°/ Усилие, действующее на элементарное кольцо радиусом р и радиальной шириной dp, dP = Суммарный момент от сил трения на одной паре дисков я Ж™ -== / 2яр-/р/?р|л. = 2тг/?[А - тр —г (44) При i парах поверхностей трения и запасе момента 50% расчетное уравнение приобретает следующий вид [на основании формул (43) и (44)]: л О _г\ —— j 2 /?^ - *-з Величину -g- __ 2 называют иногда средним радиусом трения #ср.тр. По своему значению она сравнительно немного отличается от среднего арифметического R и г. Следовательно, более простое расчетное уравнение будет: (46) Фиг. 97. Задаваясь из конструктивных соображений величинами R, г, i, можно по уравнениям (45) или (46) найти необходимое значение силы Р. Величина fj- в случае стальных и бронзовых дисков колеблется в пределах 0,03—0,04, в случае же применения дисков из ферродо (асбестовая ткань с медной арматурой) коэфициент трения повышается до 0,1 и даже до 0,15 при плохой смазке. Величина &уд в случае дисков из ферродо лежит в пределах 2—5 кг/см* в автомобильной практике; но в случае применения материала типа рай-беста может доходить до 15—20 к*/см*. Расчет привода для включения дисковой муфты при механическом или центробежном включении ведется по этой силе. В случае включения масляным сервомотором поверхность поршня определяется по этой же суммарной силе. Однако в этом случае необходимо учитывать, что под влиянием центробежной силы давление масла возрастает к периферии, что увеличивает силу включения. Для определения добавочного давления масла рассмотрим элемент, мысленно выделенный из масляного слоя под поршнем (фиг. 98) и заданный радиусом р! бесконечно-малым, центральным углом dy, радиальной шириной dp и толщиной b по образующей. Обозначая давление масла с внутренней стороны элемента через Я, а с наружной P-\-dP, можно определить усилия Я1? Я2 и Я3, действующие на наружные поверхности выделенного элемента: (47) 515 -°3 = (Р -f- dp) (p + Кроме этих сил, на элемент действует центробежная сила -т" •(47') Так как под действием всех этих сил элемент находится в равновесии, то, заменяя ввиду малости угла dy величину sindcp его дугой можно написать следующее соотношение: ' (43) 1 ? / чЧч чЧ\ч чЧ\ s^ ^ss ,\ \\ \\\ \\ч ', , ^ У/// /> \ '/ ч Ч ', ;i s V ч / -\ /, / Ч V '/ fr x; § г *д § i N 44,4, ^N^4 SXvN 0 rr /// '//// //7\ ^ f х\ |\ч ih \\, \\^ ч\\^ чччХчХ ' . s4^ X s> Фиг. 98. или подставить соответствующие значения из формул (47) и (47') -(p + dp)(p + dp) b dy = 0. (49) g При сокращении этого уравнения на bdy раскрываем скобки, отбрасываем бесконечно-малую величину второго порядка с множителем dpd$ и после приведения подобных членов получаем: (50) g если pQ и г0 — давление масла и радиус на входе, то для любого другого радиуса г давление р найдется интегрированием р fdp = т. е. со* или, пренебрегая величиной г, g 2 (Г* - Г*\ (51) (52) 0, P^Po-f-y-2- r2. (53) Для нахождения полного усилия, действующего на поршень, определим вначале усилие, действующее на кольцевой участок поршня радиуса г и радиальной толщины dr: / -,t ..ч 2 «2 ч (54) (55) 7 (i>V2 откуда, пренебрегая величиной г0, имеем: р=тг^ - здесь /? — радиус расточки, в которой движется, поршень (фиг. 98). Значения Р (в /сг) для различных со и R приведены на диаграмме (фиг. 99). 516 Элементы упругости соединения рассчитываются по величине среднего крутящего момента, передаваемого на нагнетатель, при номинальном режиме работы двигателя. При этом напряжения скручивания не превышают 3000 кг/см2 в спиральных проволочных ,350. пружинах и 2000 кг/см2 в упругих валиках типа Ролльс-Ройс. Для устранения перенапряжения этих элементов в момент пуска или на резонансном режиме в системе предусматриваются ограничительные упоры. В случае спиральных пружин при максимальной деформации напряжение скручивания не выше 4500 кг /см2. Шлицы хвостовика в выполненных конструкциях имеют напряжения смятия до 300 кг/см2 и изгиба до 1000 кг/см2 при расчете на окружное усилие по среднему радиусу шлиц и при коэфициенте одновременности работы шлиц 0,6. Действительные величины напряжений в элементах упругого привода во время работы двигателя не поддаются определению элементарными приемами, так как для этого требуется весьма кропотливое исследование всей системы вала, находящегося в состоя-, нии вынужденных колебаний кручения. В качестве одной из попыток упрощенного определения можно упомянуть прием, примененный в расчете пружинного привода к нагнетателю двигателя Юпитер VII *. Сущность этого способа заключается в том, что избыток крутящего момента двигателя по сравнению со средним крутящим моментом распределяется между винтом, эквивалентным коленчатым валом и нагнетателем пропорционально их моментам инерции, приведенным к валу. Такое положение вытекает из предпосылки, что угловые ускорения, возникающие вследствие неравномерности крутящего момента, будут одинаковыми для всех этих частей. Таким образом, если: /в, /экв, /с — моменты инерции винта, эквивалентного коленчатого вала и приведенный к оси коленчатого вала момент инерции колеса нагнетателя и шестерен передачи; Фиг. 99. Диаграмма полного усилия (Р, кг) давления масла на поршень выключающегося нагнетателя. гво' Фиг. 99'. Диаграмма нагнетателя; .МСр. мЖСср_ —средние крутящие моменты двигателя и крутящего момента двигателя. и ДУЙ и ДУИС (фиг. 99') — избыточные моменты двигателя привода к нагнетателю, то L экв Тогда для расчета пружин может служить момент, передаваемый приводом: УИрас = 1С. ср Соответственно меняется и окружное усилие, приходящееся на каждую пружину упругой шестерни. В частности, для кривой а момента двигателя (фиг. 99') при значениях /в= 65 кгсм сек2, /зкв = 6,5 кгсм сек2, /с = 7 кгсм сек- кривая момента, действующего на нагнетатель, имеет вид, показанный на фиг. 99', внизу; Фельдман, Привод нагнетателя от мотора, Т. В. ф., № 8, 1934. 517 при пяти пружинах жесткостью каждая 20 кг[мм, расположенных на радиусе 61 мм, получаются следующие усилия и деформации в условиях статической нагрузки: -tnax r= ЬЬ К2} ymax :=:: «JjO MM, Pmin = 24 KZ, /mia = 1,2 ММ. Действительные деформации могут значительно отличаться от найденных статических прогибов. В том случае, когда в системе привода нет фрикциона, наличие упругого соединения значительно снижает напряжения, возникающие в элементах привода и в коленчатом валу в момент запуска. В первые мгновения пуска будет иметь место деформация пружин, и раскрутка нагнетателя до скорости ш произойдет за счет потенциальной энегрии пружины, которая вся превратится в живую силу маховой массы. Таким образом можно написать следующее соотношение (пренебрегая сопротивлениями на крыльчатке): Здесь z, k и / — число пружин, коэфициент упругости и прогиб каждой из них. Если ввести усилие пружины Р = kf, то уравнение (56') может быть представлено так: / со2 Отсюда видно, что чем мягче пружина (меньше k), тем меньшее окружное усилие будет действовать, при прочих равных условиях, на промежуточный вал. Необходимо отметить, что пружинная муфта, рассчитанная, как указано выше, на средний крутящий момент, может оказаться излишне мягкой для запуска. Оценка деформации пружины в момент запуска может производиться по уравнению (5о), как показано на следующем примере для одного из современных двигателей. Пусть /с = 10 кгсмсек? — приведенный к коленчатому валу момент инерции привода и колеса нагнетателя; о> = 50 сек."1 — скорость при запуске; k = 65 кг/мм — коэфициент упругости одной пружины; 2=5. Тогда Г ---. ш i / -4- = 50 I/ -тг^ъ - 2.8 о*. 10 5-650 Если такая деформация пружины по конструктивным соображениям невозможна, раскрутка колеса произойдет за счет энергии деформации других элементов привода и самого коленчатого вала. § 170. РАСЧЕТ НА ПРОЧНОСТЬ КОЛЕСА НАГНЕТАТЕЛЯ В нагнетателе с открытым колесом проводится расчет отдельной лопатки на разрыв от центробежной силы инерции. В случае призматической формы лопатки с постоянным сечением / напряжение разрыва в каком-либо сечении найдется по формуле: ? -1- I (57) где / — const-сечение лопатки; г — расстояние до слоя высотой dr; R — внешний радиус лопатки; х — расстояние от центра до исследуемого сечения. 518 Если лопатка имеет сечения, увеличивающиеся к оси вращения, причем закон изменения / в зависимости от г задан произвольным, то расчет может выполняться последовательным вычислением центробежных сил в конечных разностях. Для этого лопатка (фиг. 100) разбивается на ряд сечений:/!, /2 и т.д. параллельными плоскостями, отстоящими друг от друга на произвольные величины Дг, Обозначая далее через бп! - Фиг. 100. Фиг. 101. Эпюра напряжений в лопатке. /ср.„ и гср.п среднее сечение каждого отсека и расстояние до него от оси вращения, имеем разрывающее напряжение в первом сечении I У А -. _. ...Я cpi /1 то же для второго сечения (58) и для 1-го сечения О, = (59) Напряжение в лопатке всегда возрастает к основанию. Выполнение равнопрочной конструкции лопатки по всей длине ее практически невозможно, так как при этом лопатка имела бы очень малую толщину по большей части своей длины. Если же принять эпюру напряжений, как показано на фиг. 10J, и считать равнопрочной лишь часть ~~~~^—-_ лопатки, лежащую внутри радиуса • ^~^~~~-х^'; г0, для которого задана величина Фиг. 102. ^* сечения/0и напряжения^, то, обращаясь к построению на фиг. 102, можно вывести следующие соотношения. Если т — масса, р — расстояние от оси вращения до центра тяжести элемента лопатки, лежащей выше сечения /, то для сечения / имеем: ' = %/; (60) 519 для сечения / + df о Вычитая из уравнения (61) уравнение (60), имеем: (61) (62) т. е. 8 f * После интегрирования имеем: ^ Ях при х = 0 / = /0, т. е. С0=1п/0. Следовательно, "Г ">2 /л 4------(Я* ? ^о V ~2~) , In - /о1 или Т ">• " /=/0* (63) (64) (65) I i .1. С На фиг. 103 показаны очертания в двух проекциях равнопрочного участка лопатки, подсчитанного на основании формулы (65) при следующих данных: т==7,8; ш -2000 сек.-1; а0 = 1500 кг\см*. Полузакрытое колесо нагнетателя, снабженное лопатками, при расчете приводится к гладкому колесу. Это приведение заключается в том, что отдельно стоящие лопатки заменяют слоем металла постоянной толщины, равномерно распределенным по поверхности диска; при этом толщина этого слоя должна быть такова, чтобы масса его равнялась массе лопаток. Такое приведение необходимо для учета В Фиг. 104. Фиг. 103. Очертание равнопрочной лопатки. напряжений в участке без лопаток (Л5 на фиг. 104). Этот приведенный диск далее может рассчитываться следующим образом. Вырежем мысленно из диска элемент, образованный двумя радиальными плоскостями и двумя цилиндрическими поверхностями с радиусами г и г -f- dr. Пусть при вращении на поверхностях его возникли напряжения: ог—на внутренней поверхности, равной cr+ dar—на внешней, равной (b + db) (r-\-dr)dy\ о^ —на боковых, равных bdr каждая. Тогда при обозначениях, принятых на фиг. 105, на элемент действуют следующие силы: r)(b + db}(r + dr)dy; T=arbdr. (66) 520 Кроме этих сил, действует центробежная сила элемента, которая может быть вычислена по его объему, равному удельному весу: ц =drrdyb — о (67) Под действием всех этих сил элемент находится в равновесии, т. е,. сумма проекции этих сил на какую-либо ось равна нулю. Проектируя силы на направление радиуса, делящего угол пополам, имеем: + Р2- >ц = 0. (68) Заменяя sin -у- величиной "А- ввиду малости этого угла и подставляя найденные выше значения Р-_, Р2, Т и Р, получим: — ar brdy + (or -f- dar) (b-\- db) х X (г -f- dr) d& — 2o^ dr -~- -j- -1- dr • rd

dr dr dr dr Или, после приведения подобных членов, , =(0р__0/)(1 + т] dr , , — 4- т da. г ' г (79) Напишем уравнения (70) и (79) в конечных разностях: 4r Aft v Ц Т сечения (80) Эти уравнения дают возможность найти напряжения в любом месте диска, исчисляя их от какого-нибудь начального значения, уже известного или оцененного приближенно. Например, у ступицы колеса величина <з-г =. О, если пренебречь натягом при посадке. Что касается olt то оно может быть оценено в первом приближении по среднему напряжению ocpti на диаметральном сечении колеса от разрыва одной половины его центробежной силой (фиг. 106). Действительное напряжение^ у ступицы колеса^!,5 <зср. Тогда, разбив колесо на несколько слоев через расстояния Дг и задаваясь ari = 0, <-•/-. = 1,5ас , можно вычислить приросты Aar и Да, а следовательно, и сами значения аг и ot. для каждого сечения. Если начальные условия оценены правильно, то на конце колеса <зкон = О, так как далее слоев металла нет. Если же оказалось о„пв-?--О. то необхо- КОН ' димо изменить исходное значение а^0 или а-0 и провести весь расчет сначала. Вычисления удобно располагать так, как указано в последующей задаче, которая решена без учета лопаток. Фиг. 106. 522 Задача Ра сеч и тать на прочность колес о, представленное в сечении на фиг. 107. Материал — электрон; f — 1,8. Число оборотов п = 24000 об/мин.; <в = = 2500 сек"1. '50 40 30 2010 0 50 № 150 200 Напряжение к- и ^ г ...-л..;.i i i..,»:..,t i ж Фиг. 107. Предварительное определение нормального напряжения по касательной к окружности ступицы колеса: Объем по теореме Гульдена: V = щ , „ тс . 1,8 • 3,52 • 25002 — * Л -S /.\ .2 ---.____________;_____________.. _ - 1000 • 981 = 330—. Расчетные формулы: . , .Дг Д^ .-, Л Лаг = (^ — ог) ~ — су --- -- Сг Дг, т — Лг г Г-1. о _ 9.8 • 25002 _ ?• 1000-981 ~ ' ' Вычисления сводим в таблицу (см. табл. 6); на основании данных таблицы строим график (фиг. 107). Таблица 6 № г Дг Ъ Дй Дг д& °/ сечения см см см см г Ъ кг/см2 1 2 3 4 5 6 7 8 1 1,5 0,5 5,3 —0.3 033 -0,056 330 2 2 0,5 5 -1,2 0,25 -0,24 217 3 2.5 0,5 3,8 -0,8 02 —0,21 192 4 3 1 3 -1.1 0,33 - 0,367 187 5 4 1 1,9 -0,7 0,25 -0,368 189 6 5 1 1,2 - 0,5 0,2, -0,416 201 7 6 1 0,7 -0,2 0,167 -0,286 217 8 7 1 0,5 -0.1 0,143 -02 226 9 8 2 0,4 -0,2 0,25 -0,5 221 10 10 2 0,2 -0,1 0,2 -0,5 200 11 12 0 0,1 0 0 0 143 523 *r кг/см2 (о* -ИГ Д& Сг Дг До> кг/см2 --Г (*t-°r}-fr (1 + m) т До> Дсу кг/см2 \°t~-^r) г ъ 9 10 11 12 13 14 15 0 ПО 0 - 9 101 -143 30.3 -113 101 29 25 -11,5 41,5 -38 12,5 -25 143 9.8 30 — 14,4 25,4 -12,7 7,6 -5 168 6,3 62 —35 33.3 — 8.2 10 2 202 -3.3 74 —46 25 4,3 75 12 227 -5,2 94 —57.5 31 6,8 9 16 258 -6,9 74 -69 __ 2 9 —0,6 9 256 -4,3 51 -80 —34 5,6 -10 -5 222 -0,3 111 — 184 —73 0,4 —22 —21 149 10 75 —230 — 145 •— 13 —44 -57 4 0 0 0 0 0 0 0 ГЛАВА III ВТУЛКИ ВОЗДУШНЫХ ВИНТОВ § 171. ВТУЛКИ ДЕРЕВЯННЫХ ВИНТОВ С ФИКСИРОВАННЫМ ШАГОМ Втулка для деревянного винта состоит из тела и двух плоских фланцев, один из которых выполняется отъемным и соединяется с телом втулки на шлицах. а д Фиг. 108. Втулка двигателя АМ-34. Затяжка винта на втулке осуществляется болтами, прох©дящими сквозь тело ступицы винта. Для предотвращения проскальзывания ступицы между фланцами при вибрациях на одном или на обоих фланцах зубчатая выполняется радиальная насечка (фиг. 108, б). Собранный со втулкой винт подвергается балансировке, после чего менять его положение на 525 втулке не рекомендуется. Правильность посадки обеспечивается либо метками, либо установочной шпилькой на одном из фланцев (фиг. 108, я)*. Для снятия втулки с носка служит специальный съемник или для этой цели используют упор затяжной гайки в контргайку. Поэтому в передней части втулки всегда выполняется внутренняя нарезка, а затяжная гайка в большинстве случаев имеет упорные буртики. Стандартным способом посадки втулки на носок вала на двигателях большой мощности является посадка на двух съемных конусах и цилиндрических шлицах (фиг. 108). Стальной передний конус, шлифованный внутри и снаружи, состоит из двух половин. С внутренней стороны конус имеет выточку, куда входит выступ зажимной гайки, используемый в качестве съемника. С внешней стороны переднего фланца крепится дополнительный диск, который служит для контровки нажимной гайки. Для обеспечения большей точности вы- полнения шлиц в средней части втулки сделана цилиндрическая выточка (фиг. 108,0). На втулке двигателя М-85 (фиг. 109) ^для этой же цели шлицы выполнены только, при- Фиг. 109. Втулка двигателя М-85. мерно, до середины, в связи с чем передний центрирующий конус поставлен глубоко внутри втулки. Для возможности выполнения шлиц протяжкой на внутренней передней части втулки вместо конуса имеется шлифованный цилиндрический участок, в который вставляется конус, выполненный отдельно. Подобная конструкция втулки и способ ее крепления на носке вала осуществлены также и на двигателе МВ-6 (фиг. 110). Затяжная гайка в этом случае завертывается торцевым ключом, а контровка ее осуществляется муфтой с отверстиями для облегчения. Гайки стяжных -болтов выполнены с цилиндрическим выступом, обеспечивающим центровку болтов во фланце. К переднему фланцу втулки крепится обтекатель. Трудности, связанные с производством и подгонкой конусов и шлиц, обойдены в конструкции втулки двигателя Испано-Суиза посадкой на фланец с центрирующей заточкой (фиг. 111). Основным преимуществом этой втулки является простота конструкции и посадки; недостатком — конструктивные трудности в постановке упорных подшипников, что делает эту втулку неприемлемой для безредукторных двигателей**. § 172. ВТУЛКИ МЕТАЛЛИЧЕСКИХ ВИНТОВ С ФИКСИРОВАННЫМ В ПОЛЕТЕ ШАГОМ Прототипом конструкции металлических винтов с фиксированным в полете шагом являются винты Стандарт-Стил-Пропеллер с отъемными лопастями (фиг. 112). * Различные системы посадок втулки на носок разобраны в главе. Коленчатые валы". ** В СССР на втулки установлен ОСТ. 526 Фиг. ПО. Втулка двигателя МВ-б. Фиг. 111. Втулка двигателя Испано-Суиза. 527 ся to со - — i I Tl 11 • ' .},. .,_.._- 2-Г / X \ т 1 ) N it / s \ \ 0 ' / б UY Ч*4" Г si ••у /JET 1 1 vfi. I т Фиг. 112. Втулка двухлопастного металлического винта Гамильтон-Стандарт га—продольный разрез втулки, б—половина манжеты, в'—шурупы, стягивающие манжеты г—хомут. Крепление лопасти здесь осуществляется при помощи двух заплечиков (буртов) на комле, которые входят в соответствующие выточки в манжетах втулки. В этом случае втулка делается разъемной в плоскости вращения винта и стягивается по центру зажимной гайкой, крепящей втулку на носке вала двигателя и по концам манжет специальными хомутами (фиг. 112, г). Перед постановкой втулки на вал двигателя она предварительно стягивается двумя шурупами (фиг. 112,5 и д). Крепление втулки на валу двигателя аналогично креплению втулок для деревянных винтов (фиг. 112,я). Аналогичные втулки выполняются и для трехлопастных винтов (фиг. 113). Корпус этих втулок и стяжные хомуты штампуются из высокосортных сталей с большим удлинением. Обычно применяют -хромованадиевую или хромомолиб-деновую сталь с временным сопро- тивлением до 90—100 KZ/MM2. При- Фиг- Ш- ВтУлка трехлопастного металли-1 110 110 1 ческого винта Гамильтон-Стандарт. веденные на фиг. 112 и 113 конст- р рукции втулок стандартизованы. В более ранних конструкциях крепление лопасти во втулке выполнялось нарезкой на комле. Эта конструкция оставлена в связи с большими местными напряжениями в нарезке, производственными трудностями при ее точном выполнении и в связи с эксплоатационными дефектами: небольшое загрязнение вызывает заедание в резьбе, а небольшая слабина —наклеп. § 173. ВТУЛКИ МЕТАЛЛИЧЕСКИХ ВИНТОВ С ИЗМЕНЯЕМЫМ В ПОЛЕТЕ ШАГОМ (ВИШ) Наличие винта изменяемого шага в современных высотных двигателях является необходимостью в связи с падением у земли числа оборотов у двигателя с винтом фиксированного шага. Это падение может быть оценено приближенно, если предположить, что крутящий момент двигателя до расчетной высоты не меняется. Тогда Жкр -=- 5м и, следовательно, Фиг. 114. п пп (81) (82) где пй и р0 — число оборотов и плотность воздуха на земле; п и р — то же на расчетной высоте. / Отношение — для стандартной атмосферы дано на диаграмме (фиг. 114) по В момент взлета, когда горизонтальная скорость равна нулю, наблюдается еще добавочное падение 'числа оборотов приблизительно на 10%. Таким образом, например, при высотности 4000 м суммарное падение числа оборотов, а следовательно, суммарная потеря мощности доходит почти до 39% от мощности.на расчетной высоте. Так, на двигателе Испано-Суиза 12 Ybrs призах на высоте 4500 м с двигателя снимается 810—830 л. с., на подъеме же при винте с фиксированным шагом— 670—680 л. с. Двигатель Райт-Циклон развивал на высоте 3000 м 2060 об/мин., а на высоте 7СОО м всего лишь 1765 об/мин. Если бы 2060 об/мин, было сохра- В В А—142—34 529 нено, то мощность двигателя увеличивалась бы приблизительно на 17% и скорость полета на 6%*. Винты изменяемого шага могут быть двух типов — либо с непрерывным изменением шага в полете, что требует применения регулятора, либо с ограниченным положением лопастей, в частности, с двумя: одно для взлета, второе—для горизонтального полета на расчетной высоте. Главная трудность в осуществлении ВИШ объясняется значительной величиной усилий, приложенных к лопасти. При работе винта на лопасть действуют следующие нагрузки (фиг. 115, я, б, в и г): 1. Центробежная сила Рц, равная сумме центробежных сил Рц Рц и т. д. от элементарных масс лопасти т', т" и т. д. 2. Крутящий момент от составляющих Р2, Р2 и т. д. этих центробежных сил. Из фиг. 115, г следует, что \а. (83) Фиг. 116. Схема действия противовеса. 3. Изгибающий момент от составляющих Р, Р' и т. д. Из фиг. 115, в следует, что (84) здесь h — расстояние суммарной силы Рэ (элемента лопасти массой М) от средней плоскости вращения винта. 4. Скручивающий момент от аэродинамических сил R. Из фиг. 115, а следует, что •-M-p_--=Sfl/, .' (85) здесь / — расстояние центра жесткости от центра парусности профиля в данном сечении. 5. Изгибающий момент от аэродинамических сил (фиг. 115, л): Фиг. 115. Схема действия сил на элемент лопасти О—К и О—К'— кривая центров тяжести; OQ и OQ'—ось лопасти. 6. Усилия временного и случайного х ара к т ера — от виб- раций, гироскопического эффекта, прохождения лопасти перед препятствием и т. д. По своей величине момент ЛГ, -ЮМ 'О» •* При испытании одного истребителя с ВИШ потолок самолета увеличился на 18%= время подъема на высоту 5000 м уменьшилось на 23% и максимальная скорость полета увеличилась на 7%. 530 таким образом практически только этот момент определяет усилие при повороте лопасти на большой угол атаки. Для уравновешивания этого момента иногда на ло-пастях в ВИШ уста- Таблица7 навливается противовес. Из схемы (фиг. 116) видно, что его масса должна удовлетворять уравнению 1 Мощность двигателя, л. с. 420 500 610 650 2 Диаметр винта, м 2,8 3,2 3,3 4 3 Число лопастей 2 2 Q о 3 4 Число оборотов винта, об/мин. 2000 2000 1733 1000 5 Центробежная сила инерции у основания- лопасти, кг 27000 30000 40000 21000 6 Изгибающий момент от аэро- динамических сил на одну лопасть, кгм 430 230 260 350 7 Скручивающий момент от центробежных сил на одну лопасть, кгм — 50 43 30 8 Крутящий момент от аэроди- намических сил, кгм 6 • — — — . Таблица Т ~л Мощность двигателя, л.с. 860 800 900 2 Диаметр винта, м 3,25 3,25 4,3 3 Число лопастей 3 3 3 4 Число оборотов винта, об/мин. 1600. 1600 1120 5 Вес одной лопасти винта, кг 23,4 22 — 6 Вес втулки винта, кг 70 71 — 7 Общий вес винта, кг 136 137 166 Чтобы составить представление о порядке величины этих нагрузок, в табл. 7 дан перечень этих сил и приведены значения их величин для некоторых конструкций винтов. Вес винта изменяемого шага для двигателей 700-1000 л. с. меняется в пределах 120ч-170 кг. Для примера в таблице 7' приводятся данные относительного общего веса некоторых винтов и их элементов по каталожным сведениям различных фирм. § 174. ПОСАДКА ВТУЛОК ВИНТОВ ИЗМЕНЯЕМОГО ШАГА НА ВАЛ ДВИГАТЕЛЯ И КРЕПЛЕНИЕ В НИХ ЛОПАСТЕЙ ВИНТОВ Посадка втулки на носок коленчатого вала осуществляется обычным методом при помощи шлиц и двух центрирующих конусов. Корпус втулки, в котором крепятся лопасти, выполняется как неразъемным, так и разъемным. При неразъемном корпусе манжеты, куда вставляются комлевые части лопастей, воспринимают нагрузки от центробежных сил и от изгиба. В разъемной конструкции (фиг. 117) комлевые части лопастей, полые, надеваются для центровки на штыри, выполненные на крестовине, которая насаживается на носок коленчатого вала. Лопасти охватываются половинами разъемного корпуса; эти Фиг. 117. Крепление лопасти во половины стягиваются между собой болтами, втулке винта Гамильтон-Стандарт Образуя целый корпус втулки. 1—роликовый подшипник, 2—лопасть Корпус ВТуЛКИ ШТаМПубТСЯ ИЗ ХрОМОВанЗ- ^B^bB1?SS!™L^^p^K^™ диевой стали с очень малыми припусками; збарглну3шкуа? rSSS^T^^SS0^ крестовина выполняется из хромоникельмо- балансировки лопасти, 8 и 9—проклад- ЛИбДСНОВОЙ СТЗЛЬНОЙ ПОКОВКИ. НаИООЛЫНИе трудности представляет вопрос подвижного крепления лопастей на втулке при очень большой нагрузке от центробежной силы. В настоящее время применяются три системы крепления лопасти: с роликовыми, с шариковыми или со скользящими упорными подшипниками. 531 5 Наиболее простое и надежное крепление лопасти осуществляется в винтах Гамильтон-Стандарт (фиг. 117). Обоймы роликового подшипника здесь надевают на комель лопасти до его расковки в горячем состоянии. При нагреве и механической обработке комля обоймы сдвигают к концу лопасти. Сепаратор подшипника выполняется разъемным. Нижняя обойма подшипника опирается на заплечик комля, выполняемого с очень большой галтелью. Центровка лопастей производится штырями и бронзовой втулкой. Аналогичное крепление лопасти при неразъемном корпусе было применено на ВИШ фирмы Гном-Рон (фиг. 117'), В этой втулке лопасть в радиальном направлении удерживается гайкой, ввернутой в корпус втулки. Центробежные силы лопасти воспринимаются однорядным роликовым подшипником. В верхней горловине гайки находится уплотняющий сальник с набивкой. Лопасти центрируются при помощи двух скользящих втулок, запрессованных в полую часть Фиг. 117'. Схема крепления комля лопасти. На основании комля лопасти лопастей во втулке Гном- насажена шестерня, которая является деталью механизма поворота лопасти. Во втулке винта Левассер применялась сколь-ковый подшипник, j—штырь, 4— зящая опора лопасти, выполненная в виде тре- гайка» 5—сальник, 6—шестерня « « ^ « механизма поворота лопасти. УГОЛЬНОЙ ВИНТОВОЙ НЭрСЗКИ ПИЛООбраЗНОГО ПрОфИЛЯ (фиг. 118). Направление и шаг нарезки выполняются такими, чтобы лопасть под влиянием центробежной силы могла скользить по резьбе, поворачиваясь в сторону увеличения шага лопасти, и этим самым компенсировала бы скручивающий момент от центробежных сил, действующих в сторону уменьшения шага лопасти. Внизу с наружной части комель лопасти J/////X/////\ з Фиг. 118. Схема крепления лопасти во втулке винта Левассер/ 1 — лопасть (комель лопасти), 2 — штырь, 3 и 4 — центрирующие втулки, 5—кольцо для поворота лопасти. Фиг. 118'. Крепление лопасти во втулке Рдтье j—лопасть, 2—манжета, 3—стакан, 4—штифты для контровки стакана, 5—роликовый подшипник, е-конусообразная втулка, 7—зажимная гайка, 8—шестерня поворота лопасти. обнимается кольцом, которое является деталью механизма поворота лопасти. Характерной особенностью этой втулки является отсутствие внешнего корпуса. По аналогичному принципу было выполнено крепление лопастей в винтах Ратье, с той разницей, что трение скольжения в резьбе заменено трением качения. На дуралюминовый комель лопасти навертывается из азотируемой стали стакан с винтообразными дорожками, в которые вводятся стальные шарики диаметром 4 мм в количестве (в зависимости от передаваемой лопастью мощности) от 400 до 1200 шт. (118')*. Для определения шага дорожки и ее направления обратимся.к схеме на фиг.. 119.• На один шарик действует центробежная сила (86) т и сила от действия момента / (87) Фиг. 119. Схема сил, где т-число шариков и г-средний радиус на- «в ви'нтах ^атЧГ резки винтовой дорожки. Возьмем проекции сил &РЦ и ДРда на касательную к винтовой дорожке в точке 5. Обозначим эти проекции через Рг и Р2. Если направление винтовой дорожки будет выбрано, как указано выше, то эти компоненты будут направлены в противоположные стороны. Для равновесия необходимо, чтобы P1 = PZ. Так как тельно, откуда ДРЦ sm <о и Р2 == ДРОТ cos Ф, то, следова- ЛРЦ sin

2— гайка верхняя! 3—гайка нижняя с винтовой нарезкой снаружи , 4—уплотнительное кольцо, ;")—КОЛЬЦО ДЛЯ КОНТрОВКИ нижней гайки, 6—шурупы, 7— штифты для точной установки кольца, В—стальной стакан, 9-— пробка, поддерживающая шариковый подшипник. В винтах Лайкоминг осуществлено без учета одолевается механизмом, во втулке посредством Фиг. 120'. Крепление дуралюминовой лопасти во втулке винта Кертис- Смитта 1—лопасть, 2—манжета, 3—корпус втулки , 4—зажимной хомут, 5—гайка. Благодаря такому креплению лопасти усилия на рукоятку управления лопастью по данным фирмы не превышают 2 кг. Однако такое крепление сложно и дорого стоит. '-Смитта (фиг. 120) крепление лопасти во втулке уравновешивания момента УИЦ, и последний пре-поворачивающим лопасть. Лопасть / укреплена ряда опорно-упорных шариковых подшипников. См. Т. В. Ф. № 2, 1936. 533 которые воспринимают как центробежную силу лопасти, так и изгибающие лопасть моменты. Эти подшипники на комле зажимаются гайками 2 и 3 с трапецевидной нарезкой и контровыми кольцами 5. Нижняя гайка 3 имеет винтовую нарезку снаружи для соединения с механизмом поворота лопасти. В торец комля запрессован стальной стакан 8, служащий для центровки лопасти и воспринимающий усилия от изгибающих лопасть моментов. Лопасти и корпус винта Лайкоминг-Смитта изготовляются из хромованадиевой стали. Такое же крепление лопасти применяется и в ВИШ Кертис-Смитта, с той лишь разницей, что стальной стакан выполнен совместно с нижней гайкой и завертывается внутрь комля. Внутренние обоймы подшипников поджимаются заплечиками этого стакана. Комлевая часть лопасти в этом случае сокращается, но в связи с этим подшипники работают в более тяжелых условиях. В случае применения дуралюминовых лопастей в винтах Кертис-Смитта комель последних выполняется стандартного типа с двумя заплечиками, как и у винтов фиксированного шага (фиг. 120'). § 175. МЕХАНИЗМ УПРАВЛЕНИЯ ЛОПАСТЯМИ ВИНТА ИЗМЕНЯЕМОГО ШАГА Применявшаяся первоначально система управления лопастями мускульной силой пилота в настоящее время почти целиком вытеснена применением сервомоторов. В зависимости от этого винты можно разделить на винты с ручным и автоматическим управлением. По принципу действия привода лопастей винты изменяемого шага делятся на: 1) винты с механическим приводом, 2) винты с электрическим приводом и 3) винты с гидравлическим приводом. Наибольшее распространение получили винты с гидравлическим приводом. Из конструкций с механическим приводом удачно осуществлена конструкция на винтах Лайкоминг-Смитта. Способ крепления его лопастей показан на фиг. 1216. Подвижные части механизма управления лопастями показаны на фиг. 121е. Скользящая муфта 1 имеет правую и левую нарезки 2 и три винтовых прореза 3, расположенных под углом 120°. Между этими прорезами имеются тоже расположенные под углом 120° два круглых сверления 4 и одно продолговатое. Муфта / своим концом, на котором расположены прорезы и сверления, входит в неподвижную муфту 5, фланец которой является одновременно и передним фланцем носка картера (фиг. 1216). На внешней части неподвижной муфты имеется выточка, в которую вставляется разъемный хомут 6 (фиг. 121 в), стягивающийся болтами. В более развитую часть хомута вставляется трос управления 7. Хомут удерживается в своем гнезде штифтом 8. Штифты 8, 9 и 10 проходят сквозь тело неподвижной муфты, винтовые прорезы муфты / и секториальные вырезы 11 кольца управления 12. Муфта 1 монтируется таким образом, что она может свободно перемещаться взад и вперед между кольцом управления и неподвижной муфтой. Таким образом, если пилот потянет за трос управления, то штифт-рычаг 13 будет перемещаться по секториальной выточке неподвижной муфты и повернет кольцо управления и муфту/. Своими винтовыми прорезами муфта / будет скользить по штифтам и подвинется до сцепления нарезки 2 с червячной шестерней 14 (фиг. 121д, е). Когда шестерня войдет в зацепление с червячной нарезкой муфты, то последняя, оставаясь неподвижной по отношению к втулке винта и валу двигателя, поворачивает шестерню 14 вокруг своей оси и через червячные шестерни 15, 16 и 17 (фиг. 121а, е) поворачивает лопасть. Направление вращения лопасти зависит от того, какая из двух нарезок муфты пришла в зацепление с шестерней 14. Если шестерня 14 занимает нейтральное положение, то она, не вращаясь вокруг своей оси, обегает муфту. Общее передаточное число в системе равно 1:18000. Таким образом скорость поворота лопастей зависит от скорости вращения винта (лопасть поворачивается на 1° в 2 сек. при вращении винта со скоростью 1700 об/мин.). 534 Сечение m-m Фиг. 121а. ел $ Сечение о - о Фиг. 121г. СечениеС-С Фиг. 121 д. Фиг. 121 а — е. Винт с механическим приводом Лайкоминг-Смитта А—подвижные части механизма: /—скользящая муфта, 2—-правая и левая червячные передачи муфты, 3—винтовые прорези сколь-' зящей муфты, 4—два крупных сверления» 5—неподвижная муфта, 6—разъемный хомут, 7—трос управления, 8, 9, 10—штифты, 17—секториальные вырезы кольца управления, J2—кольцо управления отверстия муфты 7, П—шестерня сцепления с муфтой 7; 73, 16 и 17—шестерни, передающие вращение лопасти, 18—-валик-ось шестерни 14. Сечение в.р Фиг. 121в Фиг. 121 е. Подвижные части механизма поворота лопастей винта Лайкоминг-Смитта. 7 Этот механизм требует энергичного включения аналогично передаточному механизму в автомобиле; шестерни должны находиться в полном зацеплении или должны быть полностью расцеплены. Частичное зацепление может вызвать повреждение механизма. ; Винт Лайкоминг-Смитта снабжен ограничителями угла установки лопасти, которые регулируются на земле. Пилот приводит в зацепление шестерню 14, которая автоматически выключается, когда достигнут желаемый угол установки лопасти, после чего пилот отводит ручки в нейтральное положение. Благодяря ограничителям угла все лопасти винта, а в случае многомоторного самолета — лопасти всех винтов, могут быть установлены очень точно. Механизм, ограничивающий угол поворота лопасти, смонтирован на валике 76"(фиг. 122). Схема этого механизма дана на фиг. 122. Шестерня 14 с торцов имеет цилиндрические выступы,которые оканчиваются храповиками 1. Этими храповиками шестерня через ПруЖина луфтШ Фиг. 122. Схема механизма, ограничивающего угол поворота лопастей винта Лайкоминг-Смитта. втулки 2 внутренней трубки 3 соединена с правым и левым червяками. Валик 18 неподвижен и помещен внутри трубки 3. На этом валу навинчены две установочные гайки 4 с выступами на внешних их поверхностях, которыми они входят во внутреннюю выточку трубки 3. При вращении трубки 3 гайки 4 вращаются и перемещаются вдоль неподвижного вала до тех пор, пока одна из них не выведет втулку 2 за ее заплечик из зацепления с шестерней 14. После этого шестерня 14 продолжает вращаться, но втулка 2, трубка 3 и червячная шестерня вращение прекращают. При обратном движении муфты шестерня 14 изменяет направление вращения и вращает трубку при помощи храповика, расположенного на втором конце цилиндрического выступа шестерни. Вторая гайка на неподвижном валу перемещается в направлении ко второй втулке, выводит ее из зацепления с шестерней и прекращает вращение трубки и шестерни 17 (фиг. 121 г). Чем больше будет расстояние между гай- 5 Ледая спирали О со вала т Правая спираль-—/ !! \от __________________ц___[и . Фиг. 123. Схема механического привода винта ками 4, тем меньше диапазон из- Гном-Рон. менения угла лопасти. Обычный диапазон изменений угла установки, за пределами которого происходит включение механизма, равняется 12°. Винты Лайкомикг-Смитта работают не вполне удовлетворительно вследствие большого износа механизма перестановки лопастей. Вес трехлопастного винта диаметром 3,5 м в первом варианте составляет 168 кг\ при постановке противовесов он достигает 210 кг. Аналогичный принцип действия механизма включения применен на винтах Гном-Рон (фиг. 123). На комле лопасти 1 укреплена червячная шестерня 2, которая находится в зацеплении с червячными шестернями 3, 5 и 6. Шестерня, ось которой 536 тесно связана с валом, может входить в зацепления с двумя неподвижными кольцами 7 и 8, на торцах которых выполнена в разных направлениях по спирали нарезка. Управление винтом осуществляется путем вращения летчиком шестерни 9. При вращении этой шестерни кольца перемещаются взаимно противоположно вдоль оси. Вводя в зацепление то или другое кольцо с шестерней 6 можно увеличить или уменьшить угол атаки лопастей. При выводе колец из зацепления с шестерней 6 лопасть остается зафиксированной благодаря самотормозящейся системе передач. На фиг. 124 приведена схема электрического управления винтом Ратье. Поворот лопастей осуществляется установленным на передней части втулки винта электромотором постоянного тока 24 V через червячные шестерни 2, 3, 4, 5 и рейку 8 с винтовой нарезкой 7. Для автоматической остановки механизма в предельных положениях на переднем конце винта имеется алюминиевый диск, размыкающий контакты электромотора в предельных положениях. Система -полностью самотормозящаяся. ? т Фиг. 124. Схема электрического управления лопастями винта Ратье 1—электромотор, 2, 3, 4, 5—червячные шестерни передачи, 8—рейка, 9—алюминиевый диск, 10—установочные гайки диска, и, 12—контакты, ограничивающие поворот лопасти, 13—лопасть (комлевая часть). У новых стандартных винтов Ратье степень редукции достигает отношения 1:38000. Управление винтами изменяемого шага Кертис также производится при помощи электромотора через планетарный двухступенчатый редуктор (фиг. 125). Для самолетов с высокой маневренностью применяется редуктор с передаточным числом 1 :14 706. Для бомбардировщиков и транспортных самолетов редуктор имеет передаточное отношение 1 :22 446. Электрический мотор постоянного тока в 12 V смонтирован на передней части втулки винта. При повороте лопастей мотор потребляет ток в 18 А. Спереди электромотора установлен автоматический тормоз, состоящий из двух дисков ферродо. В то время когда ток включен и мотор работает, диски разъединяются при помощи электромагнита. При включении тока диски прижимаются друг к другу пружинами и затормаживают ротор. Угол поворота лопастей этого винта может быть изменен в пределах 85°, что вполне достаточно для выполнения всех требований, предъявляемых к работе винта на земле и в воздухе. К недостаткам этого привода следует отнести сложность всего механизма управления и его недостаточную надежность при наличии вибраций, которые всегда имеют место при работе винта. На фиг. 126 приведена схема механизма поворота лопастей винта V.D.M., применяющегося в германской авиации. При вращении гибким валиком от отдельного электромотора шестерня / вращает свободно сидящую на валу винта шестерню 2, в теле которой закреплены оси сателлитов 3. Шестерня 4 жестко соединена с валом винта и через сателлиты входит в зацепление 537 с плавающей на валу шестерней 5. Число зубьев этой шестерни на четыре меньше, чем у шестерни 4, благодаря чему получается их относительное 15 Фиг. 125а, б. Редуктор механизма поворота лопастей винта Кертис 1—планетарная шестерня большой скорости, 2—неподвижная шестерня малой скорости, 3—планетарная шестерня малой скорости, 4—подвижная шестерня большой скорости, 5—крестовина крепления планетарных шестерен, 6—корпус крепления планетарных шестерен малой скорости, 7—подвижная шестерня малой скорости, 8 — неподвижная шестерня, 9—корпус электромотора, 10—корпус тормозного управления, 11—тормозной диск, 12—щеткодержатель, 13-—арматура, 14—обмотка концов полюса, 16—выключатель, 17—кулачок выключателя, 18—ручка выключателя. Лопасть вращение. От'шестерни 5 (через шестерни перебора 6, вращающиеся на осях, закрепленных на картере 7) вращение передается двойной шестерне 8—9 и через шестерню 10 к лопасти винта. Если шестерня 2 остается неподвижной, сателлиты 3 и ведомые шестерни 4 свободно вращаются на своих осях; шестерни 4 и 9 вращаются с одинаковой скоростью и передачи вращения лопастям винта не происходит. Широкое применение получили винты с гидравлическими приводами. На фиг. 127 приведена схема гидравлического привода английского винта Ротол. Крепление втулки здесь аналогично крепле- Фиг, 126. Схема механизма поворота лопастей ни*о втулок в винтах Лайкоминг-винта V.D.M. Смитта. Сквозь втулку винта про- ходит ведущий вал /, скрепленный со втулкой фланцем на болтах. Своими внутренними шлицами этот вал садится на шлицы вала двигателя. На переднем конце вала укреплен неподвижно поршень 2 с муфтой 3. Поршень 2 помещен внутри закрытого цилиндра 4. На внешней стороне цилиндра выполнены выступы 5 с отвер- 538 14 стиями, в которые вставляются эксцентрично расположенные на торцах комли лопастей пальцы 6 (фиг. 127, в). При подводе масла в'правую или левую лопасти цилиндра (сзади или спереди поршня) цилиндр будет перемещаться и за пальцы 6 поворачивать лопасть в ту или другую сторону. Масло поступает в цилиндр 4 по каналам 7 и 8, просверленным в ведущем валу сзади и спереди поршня соответственно. Третий канал 9 открыт с заднего торца ведущего вала и, таким образом, соединен с картером двигателя. Этот канал имеет окна 10 и V7, которые при среднем положении цилиндра по отношению к поршню закрываются его концевыми выступами; при перемещении цилиндра, например, назад, откроется окно 10 (фиг. 127), масло начнет поступать в канал 9, и давление в цилиндре уменьшится. При обратном движении цилиндра окно 10 закроется, а оставшееся в цилиндре масло будет из него выходить по каналу 7. Каналы 7 и 6* соединяются 8 с подводом или стоком масла при помощи маслораспредели-тельной коробки 12, сидящей на задней части ведущего вала. Корпус этой коробки крепится к носку картера. Между корпусом и ведущим валом находится плавающая втулка, через окно которой масло проходит из кольцевых проточек неподвижного корпуса к каналам 6 и 7. Винт имеет регулятор постоянного числа оборотов, подобно винтам Гамильтон-Стандарт. Наиболее широкое применение получили винты изменяемого шага Гамильтон-Стандарт с гидравлическим управлением (фиг. 128). Гидравлическое устройство служит здесь лишь для уменьшения шага винта. Для увеличения шага используется центробежная сила контргрузов. Так как эта сила действует постоянно во время работы винта, то давление масла должно быть достаточным для ее преодоления и должно поддерживаться непрерывно для удержания лопастей в положении малого шага. Масло для управления винтом поступает из системы смазки двигателя. Принцип действия механизма может быть уяснен при рассмотрении фиг. 128. Если поворотом крана / (фиг. 128) соединить масляные каналы и полость А втулки винта с каналами смазочной системы двигателя, то под давлением масла цилиндр 2 начнет продвигаться вперед, скользя по поршню 3. Пальцы 4 (фиг. 128, Б), закрепленные в боковых утолщениях цилиндра, своими свободными концами входят в специальный подшипник, находящийся в вырезе кронштейна лопасти 6 с контргрузами 7. При .движении цилиндра вперед пальцы будут скользить в подшипнике крон-. 539 Фиг. 127. Механизм управления лопастями винта Ротол. 1—ведущий вал винта, 2—неподвижный поршень, 3—• муфта поршня, 4—закрытый цилиндр, 5—выступ цилиндра, 6—пальцы, закрепленные на торце котла лопасти, 7—канал к задней стороне поршня, 8-—канал к передней стороне поршня, 9—канал, соединяющийся картером двигателя, ТО и 7/—перепускные окна, 12—маслораспреде-лительная коробка, 13—маслопровод к передней части рабочего цилиндра, 14—маслопровод к задней части рабочего цилиндра. Фиг- 128. Винт Гамильтон-Стандарт с гидравлическим управлением. 7—кран управления? 2—цилиндр, 3—поршень, 4—палец цилиндра, о—подшипник головки пальца цилиндра, 6__рычаг поворота лопасти (кронштейн), 7—контргруз, 8—винты с полупотайной головкой, крепящие контргруз к кронштейну, 9—регулировочный винт, 10—гайки для установки диапазона поворота лопасти, 7 7—полуотверстия для точной установки угла атаки лопасти и для соединения кронштейна с комлем лопасти, 72—штифты, 7-3—масло и кран из масляной магистрали двигателя, 74—масло от крана к цилиндру , винта, 7-5—слив масла из втулки в картер двигателя. 540 штейна 5 и поворачивать лопасть в сторону уменьшения угла атаки лопасти до упора или до тех пор, пока давление масла не будет уравновешено действием центробежных сил контргрузов 7. Если соединить масляные каналы втулки со сточными каналами, то масло под действием центробежных сил контргрузов вытечет от цилиндра в картер двигателя; при этом лопасти будут поворачиваться в сторону большого шага. Собственно контргруз (фиг. 128, Л и В) выполняется стальным и крепится к кронштейну со стороны подшипника винтами 8 с полупотайной головкой. В контргрузе имеется паз, куда помещен регулировочный винт 9 с навинченными на него двумя гайками 10. Гайки 10 можно перемещать, на винте 9, независимо одну от другой, в любое желаемое положение. Когда палец 4 перемещается относительно контргруза, его выступающий конец соприкасается с этими гайками и таким образом ограничивает поворот лопастей винта (фиг. .128, Г;. Фиг. 128'. Передняя часть втулки винта Гамильтон-Стандарт новой модефикации. На фланце лопасти и основании кронштейна выполнены полуотверстия 11 в количестве соответственно 36 и 40 шт. для точной установки угла атаки лопасти. Этот угол можно увеличить или уменьшить на один градус при перемещении штифта 12 вправо или влево на следующую пару полукруглых отверстий. До появления регулятора постоянного числа оборотов диапазон изменения угла установки лопасти у винтов Гамильтон-Стандарт равнялся 10 — 15°. С развитием конструкции регулятора для некоторых типов самолетов стали изготовлять винты с диапазоном изменения в 20°. В основу конструкции этого винта положен гидравлический принцип; при этом одновременно используется сила упругости пружины; последняя вставляется внутрь поршня втулки (фиг. 128'). При повороте лопасти в сторону малого шага пружина сжимается, благодаря чему для поворота лопастей в сторону большого шага к действию контргруза присоединяется еще и действие пружины. Примерно на двух третях поворота лопасти от минимального к максимальному шагу пружина прекращает свое действие и центробежная сила контргрузов является единственной силой, использованной для дальнейшего поворота лопасти. Необходимость в пружинном механизме обусловлена увеличением угла поворота контргрузов, а следовательно, и наклона дорожки (выточки) в 541 кронштейне. Для обеспечения этого диапазона изменения шага винта необходимо было увеличить вес контргруза или создать добавочную силу для поворота лопастей. В связи с постановкой пружины обычного давления масла в системе двигателя оказалось недостаточно для поворота лопастей на минимальный шаг. С постановкой добавочного насоса, смонтированного в корпусе регулятора постоянного числа оборотов, этот недостаток был устранен. Для поддержания регулировки шага винта на постоянное число оборотов применяются автоматические регуляторы. Один из первых типов масляных регуляторов Гамильтон-Стандарт показан на фиг. 129*. Действие регулятора основано на изменении величины напора помпы при изменении числа оборотов винта. Отверстие маслопровода регулируется диафрагмой 4 так, чтобы при данном числе оборотов давление масла на поршень 2 было уравновешено силой пружины и поршень занимал бы нейтральное положение. Если число оборотов будет отклоняться от установленной величины, давление масла на поршень 2 изменится и он начнет перемещаться или вверх, если давление масла уменьшится, или вниз, если давление масла увеличится, и преодолеет сопротивление пружины. В первом случае стержень поршенька будет перепускать масло от масляной помпы двигателя во втулку винта и во втором —'ИЗ втулки в масляный отстойник двигателя. Регулируемое отверстие может быть установлено летчиком во время полета для поддержания любого числа оборотов. Фиг' 129. Масляный регулятор постоянного числа оборотов винта Гамильтон -Стандарт 1—масляная помпа, приводимая в движение от двигателя, 2—поршень, 3—пружина, 4—диафрагма, 5—золотник, С—масляный бак, 7—щит кабины пилота, S—подача масла от двигателя, 9—спуск масла, 10—масляный коллектор. в 7 Фиг. 130. Диференциальный регулятор постоянного числа оборотов Гамильтон-Стандарт Л—электромотор, 1, 2, 3, 4—кулачковые муфты, 5—гибкий вал от двигателя, 6—золотник, 7—пружины, 8—подача масла под давлением от двигателя, 9—слив масла. Диференциальный регулятор (фиг. 130) состоит^ из четырех кулачковых муфточек 1, 2, 3 и 4, которые воздействуют на золотник при разности в скоростях вращения. Муфта 7 приводится в движение гибким валом от двигателя, муфта 2 вращается в том же направлении небольшим электромотором, число оборотов которого летчик может регулировать при помощи реостата. Между муфтами 1 и 2 находится перепускной * См. Т. В. Ф. № И, 1936 г. 542 11 золотник, по концам которого также имеются муфты 3 и 4 с наклонными плоскостями, по своей форме соответствующими кулачкам муфт 1 и 2. При одинаковом числе оборотов муфт 1 и 2 золотник 6 удерживается в нейтральном положении двумя пружинами. При увеличении числа оборотов одного из валиков под влиянием входящих в зацепление наклонных поверхностей кулачков золотник будет отходить в ту или в другую сторону и перепускать масло из масляной системы двигателя в винт или из него. Центробежный регулятор Гамильтон-Стандарт новой конструкции типа А схематически представлен на фиг. 131. При возрастании числа оборотов грузы регулятора /, сжимая коническую пружину 2, отойдут от своей оси вращения под действием центробежной силы. Золотник 3 поднимается и открывает окно 4 канала 5, идущего к винту. Как только масло через канал 5 начнет уходить из цилиндра, контргрузы повернут лопасть на большой шаг; вращение винта замедлится и золотник под действием той же пружины снова перекроет окно 4. Когда обороты уменьшатся, грузы 1 приблизятся к оси вращения, золотник 3 опустится и соединит канал подачи масла с каналами, идущими к винту. Нужное число оборотов регулятора устанавливается натяжением пружины 2; это натяжение пружины регулируется из кабины летчика при помощи троса путем поворота червяка //, входящего в зацепление с рейкой 12. Механизм поворота показан на фиг. 132'. Фиг. 131. Регулятор постоянного числа В корпус регулятора включена и приводится во вращение его валиком шестеренчатая дополнительная помпа, повышающая давление масла для увеличения скорости перестановки шага и расширения диапазона углов поворота лопасти. При вращении регулятора с заданной скоростью центробежные силы грузов и сила пружины находятся в равновесии, и золотник занимает среднее положение, закрывая выход масла в канал 5. В это время редукционный клапан масляной помпы перепускает масло обратно во входной канал 9.. Регулятор имеет цилиндрическую форму; диаметр его 100мм, высота 150 мм; вес без нижнего переходного фланца 1,6 кг. Автомат работает в пределах 1600 — 2700 об/мин., что допускает приведение его во вращение от большинства приводов для агрегатов, имеющихся на двигателе, если специальный привод для регулятора не предусмотрен. Чувствительность механизма такова, что изменение числа оборотов винта на 0,1% уже вызывает передвижение регулирующего механизма. Для применения на двигателях любого вращения у помпы имеется две пары входных и выходных окон, из которых одна пара должна быть заглушена в зависимости от направления вращения (фиг. 132). Грузы регулятора заключены в конический кожух для защиты от попадания на них масла, от центробежной силы которого меняется регулировка. оборотов винта Гамильтон-Стандарт типа А, установленный на носке картера 1—грузы регулятора, 2—пружина, 3—золотник, 4—отверстие, 5—масло в винт, 6—редукционный клапан, 7—выход масла из редукционного клапана, ?—картер двигателя, 9—• масло из двигателя, 10—спуск масла из винта,. 11 и 12—червяки и рейка для натяжения пружины. 543 Давление масла, создаваемое помпой, смонтированной в регуляторе, поддерживается редукционным клапаном от 12,5 до 14 кг/см*. Для исправного действия механизма давление должно быть не меньше 4,2 кг/см*. По данным фирмы, помпа вместе с регулятором поглощает лишь 0,5 л. с. при 2100 об/мин. При этом числе оборотов чувствительность регулятора, по данным фирмы, достигает двух оборотов. Сообразно с местом установки регулятора на двигателе регулятор типа А выполняется в четырех модификациях: А-1, А-2, А-3 и А-4. 2 Фиг. 132. Масляная помпа регулятора типа А с дополнительными отверстиями для изменения направления вращения регулятора. 4 Фиг. 132'. Схема ручного управления регулятором, расположенным на носке картера 1—крепление к двигателю, 2—ограничитель поворота шкива, 3—рычаг в кабине летчика, 4—приспособление для предотвращения скольжения троса по шкиву, 5— стальной эластичный трос, 6'—шкив регулятора. Регулятор типа А-1 устанавливается на носке картера двигателя. Регуляторы типа А-2 и А-4 предназначаются к установке на приводе синхронизаторов пулеметов (двигатели Пратт и Уитнёй). Регулятор типа А-3 устанавливается на заднем приводе двигателей Райт-Циклон. Для установки регулятора на данное число оборотов применяется ручной привод из кабины летчика. Схема одной из систем ручного управления регулятором показана на фиг. 132'. ГЛАВА IV ПРИВОДЫ К ВСПОМОГАТЕЛЬНЫМ АГРЕГАТАМ § 176. ОБЩИЕ СООБРАЖЕНИЯ. ПРИВОДЫ К МАГНЕТО Современные авиационные двигатели, в особенности высотные и большой мощности, приходится оснащать значительным количеством дополнительных приводных агрегатов, необходимых для обслуживания непосредственно самого двигателя и вспомогательной аппаратуры самолета. Примерный перечень этих агрегатов, а также передаточные числа к ним даются в табл. 8. В табл. 8 не упомянуты мае- Таблица 8 ляные насосы двигателя, которые часто органически входят в его конструкцию и, следовательно, не требуют специальных выводов для своей установки. Оборудование двигателя всеми этими агрегатами крайне осложняет компоновку задка картера, на котором обычно сосредоточивается большинство из. перечисленных агрегатов. Сложность компоновки усугубляется еще и тем, что некоторые агрегаты имеют стандартные формы. Чтобы избежать сосредоточения большого числа приводов на задке картера, некоторые из агрегатов размещаются и на других частях двигателя. Так, например, на двигателях рядных приводы к тахометру, распределителю сжатого воздуха, синхронизаторам пулеметов и другим мало нагруженным агрегатам часто ставятся на передаточном механизме газораспределения. Приводы к вакуум- и маслонасосам автопилота, генератору и другим агрегатам, не требующим строгой синхронизации с вращением коленчатого вала, компонуются иногда в отдельной коробке передач, соединяемой с валом двигателя посредством лишь одного валика; такое решение вопроса имело место на звездообразных двигателях фирмы Бристоль. Передаточное число привода к магнето ip зависит от числа цилиндров двигателя i и числа искр U, получающихся за один оборот ротора магнето. Для четырехтактного двигателя /р определяется из условия ВВА—142—35 545 о, Передаточное о число от колен- с о с Наименование агрегатов чатого вала или число ^ оборотов f—> в минуту 1 Магнето (2 шт.) 2 Водяной насос i-iV2 3 Бензиновый насос (2 шт.) 1-11/2 4 Распределитель самопуска V» 5 Компрессор сжатого воздуха 1000 -f- 1200 6 Стартер — 7 Счетчик оборотов 1-1/2 8 Генератор на 500 -г 1200 W 5000 - 6000 9 Вакуум-насос для автопилота 1 - IV» 10 Масляный насос для автопилота i - IV, И Регулятор чисел оборотов 1600-2700 12 Синхронизатор пулемета (2 шт.) 1— Уз (от вала винта) 13 Центробежный маслоочисти- тель 3000 ~ 6000 равенства числа вспышек за один оборот вала и числа искр, даваемых магнето за то же время при данном передаточном числе " - Е. - - ~' Искропроизводительность магнето U и численное значение величины ГР подбирают, исходя из условия, чтобы скорость вращения роторов не превосходила 4000 — 4500 об/мин, у магнето с неподвижными обмотками и 2000 — 2500 об/мин. — у магнето с обмотками вращающимися. Фиг. 132а. Передача к магнето двигателя Фиат. В случаях, когда по условиям многоцилиндровости и высокого числа оборотов двигателя скорость вращения роторов получается выше указанных норм, применяется метод дублирования магнето. Такое решение имело место на двигателях Рено выпуска 1920 г. и Нэпир-Деггер. На первом для обслуживания двенадцати цилиндров устанавливалось четыре двухискро-вых магнето SEW типа С-б, а двадцать четыре цилиндра второго двигателя обслуживалось двумя сдвоенными четырехискровыми магнето Сцинтилла типа С-1. Размещение магнето зависит от общей компоновки двигателя и , от количества других агрегатов. На рядных двигателях магнето устанавливается в большинстве случаев на задке картера и сравнительно редко на его носке (BMW-VIIaU, Нэпир-Деггер). На рядных перевернутых двигателях местом установки магнето часто служит верхняя крышка картера (двигатель Вальтер-Микрон, фиг. 133). У двигателей звездообразных установка магнето одинаково часто делается и на задке, и на носке картера (двигатель Вальтер-Кастор, фиг. 133'). 546 По видам элементов крепления к картеру различают магнето: 1) с плоским основанием, параллельным оси вращения ротора, 2) магнето с фланцевым креплением, 3) магнето с цилиндрическим корпусом, крепящееся ленточным хомутом или траверсой. Крепление магнето первого вида делается на кронштейнах, выполняемых отдельно или в отливке за одно целое с картером. Крепление к кронштейну может быть осуществлено ленточным хомутом или винтами; центрирование оси ротора осуществляется при помощи двух установочных штифтов. Некоторую разновидность описанного типа представляют магнето с цилиндрическим основанием. В этом случае ставится один установочный штифт. Ко второму виду относят магнето с фланцевым креплением. Обеспечение соосности валика привода и ротора достигается посредством центрирующего буртика. У некоторых магнето этого типа отверстия под шпильки делаются в виде дуговых прорезов, обеспечивающих поворот корпуса магнето вокруг оси на угол 16—20°. Такое устройство, в сочетании со шлицевой муфточкой хвостовика ротора, позволяет производить точную установку магнето на любой угол опережения зажигания. К третьему виду относятся магнето, имеющие цилиндрический корпус; крепление их на картере двигателя производится или ленточным хомутом или траверсой, захватывающей одновременно оба магнето. Установка угла зажигания достигается путем поворота корпуса магнето вокруг оси его ротора. Иногда применяются магнето, не имеющие ни автомата, ни сектора для регулировки опережения зажигания. В этом случае возможность изменения угла опережения должна обеспечиваться конструкцией самого привода. При передаче коническими шестернями от промежуточного валика (фиг. 132а) угловое смещение роторов магнето может быть достигнуто поворотом относительно него ведущей шестеренки. 547 Фиг. 1326. Передача к магнето двигателя Испано-Суиза 12-Nbr. В представленных конструкциях этот поворот осуществляется осевым смещением соединительной втулки, сцепленной одновременно с валиком долевыми шлицами и со ступицей шестеренки — трехходовой винтовой нарезкой. В винтовой передаче (фиг. 1326) изменение угла опережения зажигания весьма просто осуществляется лишь осевым перемещением ведущей шестеренки по шлицам хвостовика. Привод, выполненный в виде коробки передач (фиг. 132в), дает возможность изменять угол опережения путем поворота корпуса барабана, несущего на себе четыре паразитные шестеренки. Поворот барабана в сторону вращения роторов магнето сопровождается увеличением угла опережения. Для магнето, у которых распределитель тока высокого напряжения выполнен отдельно, необходим дополнительный привод к распределителю. Фиг. 132в. Передача к магнето двигателя Изотта-Фраскини ASSO-750. Передача движения к магнето у рядных двигателей обычно осуществляется от коленчатого вала или от передачи к распределительному валу винтовыми, цилиндрическими или коническими шестернями. Недостатком привода с винтовыми шестернями (фиг. 133") является необходимость, применения магнето разных вращений, что неудобно в эксплоатации и снабжении. Достоинством является возможность изменения опережения зажигания простым смещением одной из шестерен вдоль оси. Привод с коническими шестернями от промежуточного валика имеет то преимущество, что направление вращения магнето здесь всегда одинаковое. Конструктивное оформление привода от наклонных валиков газораспределения может быть выполнено в двух вариантах. В первом (двигатель М-17, фиг. 133а) магнето всегда одинакового вращения; во втором (двигатель АМ-34, фиг. 1336) это зависит от направления вращения валиков, т. е. от системы передачи к распределению. Передача движения магнето, расположенного на верхней крышке картера перевернутых двигателей, легко осуществима посредством лишь одних цилиндрических шестерен (двигатели МВ-б и Вальтер-Микрон). При наличии в системе привода конических шестерен представляется возможность придавать магнето наклонное положение; благодаря этому на двигателе М-100, например, достигается более удобный подвод воздушных коллекторов к карбюраторам (двигатель М-100, фиг. 134). 548 Фиг. 133. Привод к магнето двигателя Вальтер-Микрон. Фиг. 133'. Привод к магнето двигателя Вальтер-Кастор. 549 Фиг. 133". Привод к магнето двигателя Вальтер-Юнкор. Фиг. 133а, б. Схема привода к магнето двигателя AM-34 и М-17. У звездообразных двигателей передача к магнето при размещении их на задке картера наиболее просто осуществляется цилиндрическими шестернями (двигатель М-11). При такой схеме магнето располагаются параллельно оси коленчатого вала и близко к ней, вписываясь в габарит задней крышки, что исключает необходимость демонтажа их при съемке двигателя с подмоторной рамы самолета. Фиг. 134. Привод к магнето двигателя М-100. Аналогичный привод к магнето двигателя с нагнетателем имеется на двигателе М-25. Сцепление ротора магнето с валиком привода выполнено на шлицах без эластичного элемента, располагаемого обычно в соединительных муфтах (фиг'. 134а). Здесь это допустимо вследствие того, что магнето включено в систему эластичного привода к нагнетателю. Фиг. 134'. Эластичная муфта сцепления магнето двигателя М-85. При размещении магнето в плоскости, перпендикулярной оси коленчатого вала, привод можно осуществлять в равной мере как от винтовых (двигатель М-85), так и от конических колес (двигатель Вальтер-Кастор, фиг. 1330. 551 Маслоуплотнительные устройства приводов магнето делаются: в виде сальников (двигатель М-17), манжет (двигатель М-25), отражательных .дисков (двигатель М-100) и маслогонных нарезок (двигатель ' МВ-4); в последнем случае должен быть предусмотрен сток масла. Муфты сцепления магнето с приводом в большинстве случаев делаются так, чтобы ими обеспечивалась точная установка момента зажигания,, эластичность сцепления и возможность установки магнето при наличии некоторого смещения и перекоса осей. Точность установки зажигания обеспечивается или торцевыми шлицами (двигатель М-85) в сочетании с зубьями ведомой шестерни привода или же дуговыми прорезями (двигатель М-100) на фланцах муфты. Эластичность сцепления и возможность работы достигаются посредством пакета плоских пружин (двигатель М-100) или применением промежуточного кольца из вулканизированной резины или пластмассы. Другая разновидность пружинного амортизатора муфты имеется на двигателе М-85 (фиг. 134'). § 177. ПРИВОДЫ К ВОДЯНЫМ И БЕНЗИНОВЫМ НАСОСАМ Водяной насос устанавливается на современных двигателях в нижней части задка картера. Исключение из этого правила составляли лишь несколько двигателей выпуска 1918—1920гг. Так, в 12-цилиндровом V-образном двигателе Фиат 650 л. с. водяной насос для упрощения задка был помещен на нижней крышке картера под средним подшипником коленчатого вала, а в двигателях Майбах и Бенц— на задке, но сверху картера. Фиг. 134". Привод к водяному насосу двигателя ASSO. Водяные насосы применяются исключительно центробежного типа, в большинстве случаев с вертикальным расположением валика (двигатели BMW, М-100). Однако это расположение не является правилом и определяется расположением других агрегатов, в частности, масляного насоса (двигатели Либерти и ASSO). Пример насоса с горизонтальным расположением валика показан на фиг. 134". Часто водяной насос устанавливается на общей коробке приводов к масляным насосам, принимая вид отъемного водо-масляного агрегата (двигатели Паккард, АМ-34). 552 \Jl00 №Uh lff/ШГЩ Рцщ-щть, ни 2-3 Ширста через 10 час. Сток Июни из стнит мшар шщненм мотто юра термометра . цш никши М" U30 О'ЛР 0.077. №5 омо ет Фиг. 134а. Размещение агрегатов на задней крышке двигателя Райт-Циклон. Такое оформление привода выгодно своей компактностью, но связано с некоторыми трудностями по уплотнению валика масляного насоса. Корпус водяного насоса выполняется из алюминиевых сплавов типа АСЗ или АС 15. Число труб для выходящей воды делается по числу рядов цилиндров. Уплотнение в стыках с трубопроводами, ведущими к цилиндрам, достигается обычно при помощи дюритовых трубок и хомутиков; для этилен-гликоля целесообразнее применять нипельное соединение. Крыльчатка водяного насоса в современных двигателях выполняется обычно отливкой. Конструктивный тип ее — чаще всего полузакрытое или закрытое колесо. В некоторых старых конструкциях были случаи применения клепаной крыльчатки. Посадка крыльчатки на валик может осуществляться с равным успехом как на коническом или на цилиндрическом хвостовике со шпонкой или шлицами, так и на фланце. Осевая фиксация валика в случае консольной установки крыльчатки достигается при помощи радиального шарикового подшипника (двигатели Либерти, АМ-34) или с помощью осевого подшипника с пружиной, которая прижимает валик его буртиком к втулке корпуса (двигатель BMW-6). При установке крыльчатки на двух опорах осевая фиксация достигается буртиком на валике и подпятником скользящего типа (двигатель М-100). Для того чтобы масло из картера не проникало в охлаждающую систему, втулки, в которых вращается валик, разъединяются полостью промежуточной части, выполненной в виде открытого фонаря. Уплотнение при выходе валика из втулок в большинстве случаев достигается при помощи сальников, которые затягиваются нажимными гайками либо пружиной (двигатели Паккард, АМ-34). Сальниковая набивка прессуется в виде колец по размеру валика из жгутов асбестовых и хлопчатобумажных ниток (2 :1), пропитанных в растопленной смеси сала с графитом (3 : 1). В некоторых двигателях в качестве набивки применяется тонкая (0,2—0,5 мм) стружка из сплава типа свинцового баббита. В качестве дополнительных мер от вытекания масла из картера применяется или маслосгонная обратная нарезка (двигатель М-100) или масло-сбрасывающее кольцо (двигатель АМ-34). Мерами против подтекания воды служат отверстия, выполняемые в диске крыльчатки, невысокие ребрышки, выполненные на тыльной стороне диска колеса, или просто высокий буртик, прижимающийся к втулке корпуса (двигатель М-100). Смазка втулки, примыкающей к картеру, обеспечивается маслом, просачивающимся в зазор; смазка втулки в корпусе насоса производится тавотом из штауфера. Смазка пяты и хвоста валика, находящихся на приемной стороне, достигается водой, для чего на хвосте вала делается винтовая канавка, а в гнезде подпятника — сверление. Соединение валика насоса с приводом достигается при помощи шлиц (двигатель М-100), кулачковой муфты (двигатель BMW) и зубчатой муфты (двигатель ASSOj. Имеется пример соединения при помощи муфты Ольд-гэма — в двигателях Паккард и АМ-34. Производительность водяного насоса q должна обеспечить отвод количества тепла, приблизительно эквивалентного 0,7 номинальной мощности двигателя. При температурном перепаде 10° это дает на 1 л. с. в минуту: ---- 632 ' Ne • ОД _ Q 7 KZ У 60-10Afg """' ' л. с. мин' Напор, даваемый насосом на полном числе оборотов, должен быть в пределах 10—12 м вод. ст. Выбор размеров насоса может быть сделан по окружной скорости, гидравлическому к. п. д. и допускаемой скорости воды. 554 Внешний диаметр крыльчатки D2 (фиг. 135) может быть найден по частному виду уравнения Эйлера: Н = 2 , Г)2 ГС2Я- ^2 1 (90) g 'й 900 4 g > где •% — гидравлический к. п. д (0,6 —• 0,5 в случае закрытого и полузакрытого колеса); Н — напор в м вод. ст. Высота лопатки на выходе &2 и диаметр входа Ог могут быть определены на основании уравнения: Фсек __ ?> , __ *Dl v ~~ ^ 2 2 4 •где ^ = 2—3 л/сек 'МИН Фиг. 135. Схема водяного насоса. 60.1000 Более точные результаты можно получить, подбирая насос по подобию, на основании уже известной характеристики прототипа. Приводы к бензиновым насосам располагаются обычно в ниж-'.ней части задка картера или на его задней крышке. Движение передается либо непосредственно через хвостовик коленчатого вала или через узел передач к масляному и водяному насосам двигателя. В большинстве случаев привод выполняется двухсторонним, для того чтобы можно было установить два насоса, причем передача вращения их роторам осуществляется посредством винтовых (двигатель М-85), конических (двигатели МВ-6, М-100, АМ-34) и цилиндрических шестерен. При установке поршневого насоса применяется эксцентриковый механизм. Ввиду сравнительно малой нагрузки опоры валиков привода делаются обычно скользящими. Смазка их осуществляется разбрызгиванием, причем масло, протекающее в незначительном количестве через зазор во втулке, отводится за пределы фюзеляжа через дренажные трубки бензинового сальника насоса. Сцепление хвостовика ротора насоса с валиком привода делается или на квадрате (двигатели М-100, АМ-34) или на щипах (двигатель МВ-6). § 178. РАСПРЕДЕЛИТЕЛИ САМОПУСКА. ИНЕРЦИОННЫЕ И РУЧНЫЕ ПУСКОВЫЕ УСТРОЙСТВА Распределители самопуска бывают двух типов—дисковые и цилиндрические. Наиболее распространенным является первый тип (фиг. 136), так как он обеспечивает плотное прилегание золотника в момент запуска и свободное его вращение, когда внутри золотниковой камеры сжатый воздух отсутствует. Это позволяет обойтись без системы выключения золотника. Во всех случаях отверстия, по которым отводится воздух к цилиндрам, просверлены на зеркале распределителя и соединены с последними соответственно порядку последовательности их работы. В диске золотника имеется дуговой прорез, который охватывает одновременно два-три отверстия. Для точной установки золотника обычно предусматривается верньер, представляющий собой втулочку с двумя шлицевыми поясами, одним из которых она сцепляется с золотником, а другим — с валиком привода. Установка золотника делается так, чтобы начало впуска сжатого воздуха было на 15—10° после ВМТ в такте расширения. Большие затруднения в конструкции корпуса распределителя сжатого воздуха возникают в размещении штуцеров и сверлений на зеркале при 555 большом числе цилиндров. Для уменьшения габарита в распределителе двигателя М-85 введено два золотника и два зеркала. От верхнего зеркала приводятся в действие цилиндры передней звезды. Нижний золотник соединяется с приводным валом на шлицах верньера, а верхний—с нижним на гребенчатом выступе последнего. Пластинчатой пружиной, вложенной между золотниками, последние прижимаются к зеркалам распределителя. Место установки распределителя сжатого воздуха достаточно разнообразно. В рядных двигателях, как отмечалось выше, часто используется хвостовик распределительного вала (двигатель BMW). В распределителях Сечение \по А-А Фиг. 136. Распределитель сжатого воздуха двигателя М-100: 1—ведущий валик, 2 • шлицевая муфточка, 3—золотник. двигателей М-100 и М-85 привод самостоятельный. Цилиндрический золотник распределителя в двигателе АМ-34 приводится во вращение от наклонного валика передачи газораспределения. Смазка валика и золотника осуществляется обычно самотеком. Для большей надежности смазки золотника на рабочей поверхности втулки его валика иногда делается спиральная канавка. Подача сжатого воздуха из распределителя осуществляется обычно стальными трубопроводами диаметром 4x6 мм. Пусковые клапаны стандартизованы (фиг. 137). Компрессор, необходимый для наполнения бортового пускового баллона сжатым воздухом, делается обыкновенно невыключающимся. Для простоты и компактности клапаны его выполняются автоматическими (фиг. 136'). Производительность компрессора примерно 0,8 л/мин при сжатии воздуха до 30 am. Компрессор целесообразно ставить на носке двигателя для охлаждения цилиндра компрессора. В частности, на двигателе М-100 он приводится во вращение от шестерни внутреннего зацепления. Малая шестеренка этого зацепления установлена в носке коленчатого вала. Имеются, однако, примеры установки компрессоров и на задке (двигатели Испано-Суиза 14-НА, М-85). Нередко компрессор соединяется в одну конструкцию с распре- 556 • . делителем сжатого воздуха. Ввиду того что компрессор не выключается во время работы двигателя, при его установке должен быть обеспечен подвод смазки. Фиг. 136'. При установке распределителя сжатого воздуха предусматривают, однако, возможность установки инерционного или ручного самопуска, для чего устраивают соответствующий вывод € торцевой кулачковой муфтой. Тыльные скосы кулачков этой муфты выводят из зацепления привод пускового устройства, после того как двигатель запустится. Часто эта муфта включается непосред- Г ственно в хвостовик коленчатого вала на шлицах или шпонках (двигатель BMW) или насаживается на конец приводного валика нагнетателя (двигатель М-85). Однако при некоторых конструкциях нагнетателей, как, например, в двигателях М-100, М-34, установка такого устройства на коленчатом валу невозможна. В подобных случаях кулачковая Фиг> 137. Клапан воздушного самопуска муфта может быть поставлена на боковом приводе. Что же касается самого пускового устройства, то в настоящее время наиболее распространенным является инерционный самопуск (фиг. 138). 557 81 00 р У»^-уу-л?у^)У>Ц?|1 «S? Фиг. 138. Электроинерционный стартер Эклипс. Сущность действия его заключается в том, что быстро вращающийся маховик 1 включается через понижающую передачу в хвостовик коленчатого вала и за счет своей живой силы поворачивает его на один-два оборота. Если двигатель был предварительно подготовлен к запуску (прогрет и залит), то этого поворота вполне достаточно для того, чтобы двигатель запустился. Первоначальная раскрутка маховика может быть произведена либо вручную рукояткой 2, либо электромотором 3. Если обозначить через J момент инерции маховика, о^ и ю2—начальную и конечную угловые скорости его во время запуска, Мп — пусковой момент мотора и а — угол поворота коленчатого вала, то по уравнению живых сил можно связать эти величины следующей зависимостью: 05, По данным различных эксперимен- таторов, Величина k, по данным -Марелли, для 6- и 12-цилиндровых двигателей изменяется от 3,5 до 4,2 кгм/л при степени сжатия в = 7. Этот момент зависит от температуры. Кац дает для одного и того же двигателя значение k=2 кгм/л при ?=30° С и k=4,5 кгм/л Фиг. 138'. Характеристика электроинерционного самопуска Эклипс /4 16 UCT — напряжение, /ст — сила тока в цепи (мгновенное значение), л — об/мин, маховика, t — время в сек. после включения тока. при t = — 30° С. Электроинерционные стартеры обеспечивают достаточно надежный запуск вследствие относительно высокой скорости вращения коленчатого вала, которое в первые мгновения запуска доходит до 120—160 об/мин. При этих условиях рабочие магнето уже достаточно надежно дают искру. Раскрутка маховика до 12—16 тыс. об/мин, при помощи электромотора требует 10—15 сек. а при ручном приводе 30—60 сек. Пределом снижения числа оборотов маховика является 70—80 об/мин. на валу, когда магнето не дают искры. В этом случае запуск без пускового магнето невозможен. Основным недостатком такого самопуска является его высокий вес (от 17 до 24 кг), а также необходимость в пусковой батарее аккумуляторов емкостью не менее 50 Ah. Характеристика работы такого самопуска показана на графике (фиг. 138'). Одним из весьма трудных вопросов в конструкции механических пусковых устройств являются: 1) способ выключения муфты после пуска двигателя и 2) предохранение от удара рукоятки в случае обратной вспышки. В электроинерционном стартере Эклипс (фиг. 138) для первой цели служит хвостовик 4, выполненный по системе Бендикс, для второй — фрикционная дисковая муфта 5. Сущность соединения Бендикс поясняется схемой на фиг. 139. Если, удерживая от вращения винт, вращать гайку по направлению стрелки, то винт будет двигаться влево. Наоборот, если задержать гайку, вращая винт в ту же сторону, то он будет двигаться вправо. Роль гайки играет центральная втулка 6 (фиг. 138), роль винта — хвостовик 4 с трехходовой нарезкой. При включении самопуска стержень 7 передвигается вправо, тогда пружина 8 сцепляет муфту 9 с коленчатым валом. 559 Так как втулка 6 вращается от маховика 1 через перебор, барабан и фрикцион, то хвостовик 4 пойдет вправо до, упора в муфту 9, которая Фиг. 138". Ручной самопуск маломощного звездообразного двигателя Побджой. после этого также придет во вращение. После запуска двигателя вследствие резкого увеличения скорости вращения муфты 9 и хвостовика 4 по сравнению с втулкой 6 хвостовик 4 отойдет влево. Натяжение фрикциона регулируется пружинами, затяжка которых должна быть отрегулирована на полуторный пусковой момент. Ручные пусковые устройства имеют место в современных преимущественно маломощных двигателях (фиг. 138"). Ввиду того что в этих случаях скорость вращения коленчатого вала настолько мала, что не может обеспечить зажигания от рабочего магнето, часто подобные устройства соединяются с пусковым магнето. Направление вращения бинта Фиг. 139. Схема муфты Бендикс. 560 § 179. ДОПОЛНИТЕЛЬНЫЕ ПРИВОДЫ Применяемые на авиационных двигателях генераторы постоянного тока мощностью в 600—1200 W имеют сравнительно большие габариты и, следовательно, вызывают известные трудности при их размещении на двигателе. На звездообразных двигателях генераторы ставятся на задке картера, причем ось может быть расположена или наклонно (двигатель М-85, Хорнет-С) или параллельно оси коленчатого вала (М-25). На двигателях рядных возможно размещение генератора вертикально— на задке (двигатель Либерти], горизонтально—-на нижней половине картера (двигатель АМ-34) и горизонтально—на картере редуктора (двигатель М-100). Выбор того или другого расположения определяется возможностью размещения и удобством привода. Крепление генератора так же, как и магнето, может быть фланцевое и на хомутах. Сцепление привода с хвостовиком якоря может быть сделано на шлицах (двигатели АМ-34, Либерти). Однако во избежание повреждения хвостовика и шестерен силами инерции якоря в момент запуска привод выполняется либо эластичным, например с длинным тонким валиком, либо фрикционным (двигатели М-85, М-100, Райт G-100). Приводы к тахометру, передающие очень небольшую мощность, выполняются весьма легкими, чаще всего на скользящих подшипниках. Схема конструкции привода по АСТ-58мт .дана на фиг. 140. В рядных двигателях нередко привод к счетчику оборотов выполняется от рас-пределительных валиков (двигатели Ис- -пано-Суиза, Кертис-Конкверор). Для уменьшения изгиба гибкого валика, служащего для привода к тахометру, в двигателе М-25 приводы выполнены наклонными книзу. Приводы к синхронизаторам на рядных двигателях часто делаются от кулачковых валиков (двигатель BMW-6) и от хвостовика коленчатого вала (двигатель Либерти). На звездообразных двигателях (М-85, М-25, М-87) синхронизаторы устанавливаются на задке двигателя. В некоторых конструкциях двигателей Нэпир-Лайон для привода пулеметов применялись кулачки, выполненные на фланце втулки винта. Для регулировки синхронизаторов в их приводах или в самих синхронизаторах должны быть предусмотрены регулировочные элементы. При наличии на двигателе редуктора приводы к синхронизаторам должны выполняться с учетом его передаточного числа. Вакуум-насос имасляный насос автопилота устанавливаются в большинстве случаев на задке двигателя. Привод к вакуум-насосу двигателя М-100 выполняется как ответвление от привода к магнето. На двигателе М-87 вакуум-насос приводится от передаточной колонки, установленной на задней крышке двигателя; этой колонкой обслуживаются одновременно тахометр и синхронизатор. В двигателе АМ-34 вакуум-насос, насос масляный и регулятор чисел оборотов скомпонованы в общей коробке приводов и установлены на носке картера. Вращение им сообщается от носка коленчатого вала. Привод регулятора чисел оборотов в звездообразных двигателях может быть осуществлен: от кулачковой шайбы (двигатель Райт G-100), от шестерни редуктора и от шестерни передачи к газораспределению. Фиг. 140. Привод к тахометру по АСТ-58мт. В В А—142—36 Г Л АВ А V СМАЗКА АВИАЦИОННЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ § 180. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ВЯЗКОСТИ МАСЛА Одним из важнейших факторов, определяющих развитие конструкции авиационных двигателей, является правильное выполнение системы смазки двигателя. Уменьшая силу трения, возникающую на трущихся поверхностях деталей, смазка одновременно отводит тепло, в которое преобразуется работа трения. Правильно подобранная система смазки способствует повышению допустимых удельных нагрузок и увеличивает долговечность и надежность работы подшипников. В технике различают два вида трения: 1) трение скольжения, когда одно тело скользит по поверхности другого, соприкасаясь с ним некоторыми точками, линией или поверхностью, и 2) трение качения, возникающее за счет упругих и остаточных деформаций, образующихся в точке соприкосновения катящегося и неподвижного тела. Трение скольжения, в свою очередь, принято разделять на: сухое трение, полусухое или полужидкостное и жидкостное трение. Сухое трение, законы которого были сформулированы Кулоном, имеет место при соприкосновении чистых несмазанных поверхностей двух тел. Микроскопические выступы одной поверхности свободно входят во впадины другой поверхности, и для того, чтобы сдвинуть одну поверхность по отношению другой, необходимо произвести деформацию этих выступов. Сухое трение имеет место на щетках генератора и магнето. Сила трения в этом случае изменяется прямо пропорционально нагрузке и не зависит от величины поверхностей, что выражается формулой (91) где Т — сила трения; / — коэфициент трения; Р — сила, действующая нормально к трущимся поверхностям. Полусухое или полужидкостное трение возникает при наличии непосредственного соприкосновения двух тел, имеющих смазанные поверхности. Смазка, заполняющая впадины одного тела, мешает внедрению в них выступов другого. Деформация выступов, а следовательно, и трение будут меньше, чем в первом случае. Полусухое трение встречается на деталях, имеющих небольшие скорости скольжения, как, например, палец поршня, зубья шестерен и др. Жидкостное трение характеризуется полным отсутствием непосредственного прикосновения трущихся тел; вся нагрузка передается исключительно через масляный слой. Закон жидкостного трения выведен Ньютоном из наблюдений за ламинарным течением жидкостей 562 т. е. сила трения Т, возникающая на поверхностях слоя жидкости толщиной dy, прямо пропорциональна величине поверхности слоя F, вязкости жидкости ?}, относительной скорости скольжения d /557 ССОт]2 Н- 0,87. (97) Вязкость авиационных масел меняется в сильной степени от температуры, что видно из графика, представленного на фиг. 141. В пределах 60—150° изменение вязкости может быть выражено с достаточной степенью точности по следующим формулам: 1 (0,И0С)3' здесь i — характеристическое число, значение которого для авиационных масел колеблется в пределах от 1,4 до 2,8; или •п — *' /дох Фиг. 143. Движение ползуна ^ (0,1 t°L.)'^ ' { ' с острой кромкой. где /' = 0,84-1,5. Изменение вязкости от давления по опытам Герси и Шора показано на диаграмме (фиг. 142). Как показывает практика, внутреннее трение жидкости значительно меньше трения твердых тел. Кроме того, при отсутствии непосредственного соприкосновения не происходит износа трущихся поверхностей. Отсюда ясны преимущества жидкостного трения. Осуществление чисто жидкостного трения обусловливается наличием в масляном слое такого давления, которое могло бы противостоять нагрузке, передаваемой поверхностью соприкосновения. Необходимое давление в масляном слое при установившейся работе можно получить при помощи подвода смазки под давлением, соответствующим удельному давлению на трущихся поверхностях (как, например, в плоских подпятниках), или же применением конструктивных форм ползунов и подшипников, обеспечивающих возникновение давления в масляном слое при движении. Предположим, что мы имеем ползун, л двигающийся по плоской направляющей (фиг. *^ -§ л fk \ ?"ч * .w . .. . п 143). Если кромка А будет острой, то масля-<„,„,„„ ный сло^ имеющийся на поверхности направляющей, будет при движении ползуна сни- в ~Г маться. Другая картина получится, если при-' дать кромке форму, указанную на фиг. 144. Фиг. 144. Распределение дав- В ЭТОм случае ползун при движении всплы- ления в масляном слое пол- вет на поверхности масляного слоя подобно зуна. глиссеру. Давление в масляном слое распре- делится по длине ползуна, как показано на той же фигуре. Результирующая масляного давления может достигнуть такой величины, что она будет уравновешивать нормальную нагрузку на ползун, металлическое соприкосновение поверхностей исчезнет и налицо будет жидкостноетрение. Подобное же явление наблюдается при цилиндрической опоре, если цапфа выполнена несколько меньшего диаметра по сравнению с диаметром подшипника. По обе стороны от точки касания цапфы (фиг. 145) образуются клинообразные пространства А и В. Если придать валу вращение, по направлению стрелки, то в масляном клине В возникнет давление, которое будет возрастать с увеличением скорости вращения вала. Если нагрузка на вал действует, как показано на фигуре, по вертикали, то, в зависимости от вязкости масла и числа оборотов, вал начнет перемещаться, 565 занимая последовательно положения, указанные на фиг, 145. При этом центр сечения вала описывает кривую, близкую к полуокружности; диаметром этой полуокружности является отрезок, соединяющий центр сечения подшипника О с центром сечения вала в нижнем положении О'. п. Фиг. 145. Положения вала в различные моменты движения Фиг. 146. Кривая изменения давления в масляном слое подшипника. а—вначале движения, б—среднее положение и г—при бесконечно-большой скорости вращения. Из фиг. 146 видно, что давление в масляном слое непрерывно возрастает по мере приближения к месту минимальной толщины масляного слоя и после этой точки резко падает. По Фальцу, давление может упасть даже ниже атмосферного, однако на практике этог.о не наблюдается. § 181. РАСЧЕТ ПОДШИПНИКОВ ЖИДКОСТНОГО ТРЕНИЯ Математическую зависимость между давлением в масляном слое, вяз костью, скоростью скольжения и геометрическими размерами скользящих поверхностей дает гидродинамическая теория смазки. Основанная в конце прошлого столетия проф. Петровым и Рейнольдсом и проверенная на опытах многочисленными учеными гидродинамическая теория смазки рассматривает на основе уравнений гидродинамики явления, возникающие в масляном слое. Здесь приводятся лишь формулы, необходимые для расчета подшипников*. Рассмотрим движение жидкости между ^ двумя плоскими параллель-ными стенками, из которых одна ВВ Фиг. 147. Течение жидкости между двумя (Фиг- 147) неподвижна, другая АА параллельными стенками. двигается со скоростью v в направ- лении, указанном стрелкой. При этом предположим, что: 1) рейнольдсово число для этого случая значительно меньше критического, что обеспечивает ламинарное движение жидкости, 2) члены уравнения движения жидкости, зависящие от сжимаемости жидкости, столь малы, что их можно отбросить, и 3) жидкость полностью смачивает поверхность, так что частицы жидкости, находящиеся на стенках, неподвижны относительно последних. Расположим ось Y перпендикулярно потоку и стенкам, ось X—вдоль потока, ось Z будет направлена перпендикулярно плоскости чертежа. Предположим далее, что скорость движения жидкости и и давление v не зависят от Z. * Подробный вывод этих формул изложен, в частности, в книге П. И. Орлова-Смазка легких двигателей, ОНТИ, 1937. 566 Выделив из жидкости элементарный параллелепипед высотой dy, длиной dx и шириной z равный единице, напишем выражения для сил, действующих на гранях параллелепипеда в направлении оси X: а) сила гидродинамического давления на грани 1 равна pdy и на грани 2 равна (pjr-~dxdy\ т. е. результирующая будет: б) сила трения, принимая во внимание уравнение (92), на грани 3 равна du 1 А ( du . dzu , \ * -,— ах и на грани 4 равна YJ (——\- --^ dy) ах, т. е. проекция на ось л; равна, U- \/ V С4г у \Аг у / ~ Сумма рассмотренных сил по условию равновесия для установившегося течения должна равняться нулю, откуда получим: — = — -? т дх Сумма проекций сил на ось Y также должна равняться нулю, но так как проекции сил трения на ось У равны нулю, то, пренебрегая силами тяжести, можно написать: др — откуда видно, что давление не зависит от У; и, вместо частной производ- „ dp dp нои -з^г, можно писать полную производную дх Проинтегрировав дважды уравнение (100), получим: 1 dp и = 2 г) dx -у f*. (101) Постоянные интегрирования а и Ъ можно определить из пограничных условий: при у — 0 и — V; при у — h и = О, откуда Ъ ~ v, а = 1 dp dx h v ~h (л У V V h J и изменение скорости и по у будет: 1 dp dx (102) Пусть стенка ВВ имеет некоторый наклон по отношению стенки ЛЛ (фиг. 148). В этом случае скорость движения жидкости будет меняться в пространстве, при этом появятся силы инерции. Однако при небольшом угле наклона стенки ВВ и достаточной вязкости жидкости силы инерции будут столь незначительны по отношению сил трения, что ими можно пренебречь. При этом условии для рассматриваемого случая можно применять уравнение (102). Объем жидкости, протекающей в единицу времени через поперечное се- Фиг. 148. Случай, когда одна стенка наклонена по отношению к другой. чение, ширина которого равна единице, может быть подсчитан по уравнению: О dp h3 ~ 12т] ' (103) 567 В силу неразрывности течения объем жидкости, протекающей через любое поперечное сечение, постоянен, т. е. dQ dx = 0. откуда можно написать: . dh —. A f^E ^ \ dx dx \dx Gw )' (104) Проинтегрировав это выражение в пределах от /?0 до /г, где /z0 соответствует дочке, в которой-? = 0, получим: v(h — hQ) = i*-/v v -1 Л~~*в (105) hs или dp -?- dx r= Л3 Это и есть уравнение Рейнольдса, ко-торое служит основой для рассмотрения явлений, возникающих в масляном слое. Силу трения, приходящуюся на единицу поверхности, можно вычислить по уравнению ________________dp h "х ~ du dy Т = Y)-------— •—------------—------- I Лл, h dx 2 \ 2-r, dx ' h (106) Фиг. 149. Схема цапфы, вращающейся в подшипнике. Предположим, что цапфа радиуса г (фиг. 149) вращается в подшипнике радиуса R — г + 8, причем центр цапфы О' занимает некоторое положение, определяемое углом наклона <ря прямой, проходящей через центры цапфы О' и подшипника О, и величиной смещения этих центров в ОО' = е. Если отношение — обозначить через ^ и величину относительного зазора — через ф, то ввиду небольшой величины угла f изменение зазора h по окружности подшипника может быть выражено (107) -j- е cos 9 = 8 ( I -j- — cos

если известны пределы интегрирования, т. е. углы, в пределах которых действует давление (фиг. 150). " Эти углы могут быть определены на основе эксперимента. На фиг. 151 изображена зависимость k' от х, подсчитанная Гюмбелем для различных предположений. Значения, полученные Нюккером из эксперимента для случаев д и е, весьма близко совпадают с этими кривыми на диаграмме. Эти кривые с достаточной для практики точностью могут быть выражены следующим уравнением: зна- слое. О 1,04 1,04гф Фиг. 151. Зависимость k' от у, считанная Гюмбелем. WK. под- mm (110) как видно из графика, кривая, нанесенная по этому уравнению в виде кривой с крестиками, совпадает с кривой Гюмбеля в пределах х = 0,95 — 0,45,.. а потому уравнение (109) для этих пределов может быть написано: 1,04 При конечной длине подшипника необходимо ввести поправку, величина) которой, по Гюмбелю, будет: тогда получим: d . 1 + -7-; •AJ cor 1,04 min (111)' 56» ели h — /г — Yi(0fl?2 (112) еде Д = 28 — абсолютный диаметральный зазор. Величину коэфициента трения можно подсчитать по формуле подставляя в нее найденные значения Р и Г. Близкие к этим цифрам значения дает экспериментальная формула =Л (ИЗ). (44) (И5) яли, принимая во внимание уравнение (100), С учетом конечной ширины подшипника, по Гюмбелю, получим: На фиг. 152 изображена диаграмма Герси, выражающая зависимость коэфициента трения / от величины X = -'-, называемой характеристикой режима. Минимальное значение коэфициента трения / соответствует критическому режиму работы подшипника, при котором начинается полусухое трение. Из этой диаграммы легко проследить, что работа подшипника в области жидкостного трения является устойчивой. Например, если произойдет увеличение со, а следовательно, и увеличение X, то коэфициент трения тоже возрастет. Увеличение коэфициента трения вызовет повышение температуры и падение вязкости масла, что приближает J то ,0,018 0,016 от •3,012 ,0.010 O.OOS в,002 0 i I Областо, полусухого трения 1 / 1 \ ОбластЬ tiudkocimtoso трения _** ^ /\\ ^ s \ i J^ ^ *11-35мм 1=3 5 мм --2 -250 об/мин. of) ul r(8/CAf 2* ^ ,* ^ ^~ ^ ^ П = k= 8 Ч ^ 10 20 30 40 50 100 150 Я Фиг. 152. Диаграмма Герси. величины X и / к их первоначальным значениям. Этим изменениям соответствует следующая физическая картина работы подшипника. При увеличении числа оборотов вал в первый момент всплывает в подшипнике, затем при падении вязкости, которое происходит вследствие повышения температуры, стремится притти в прежнее положение. Такой же процесс происходит при уменьшении удельного давления k. Работа в области полусухого трения, наоборот, является неустойчивой, так как при изменении со или k происходит изменение вязкости, удаляющее величину X от первоначального значения. Например, при увеличении со X возрастает, коэфициент трения падает; вязкость масла увеличивается, вследствие чего величина X еще больше возрастает, отходя дальше от своего первоначального значения. При конструировании авиационных двигателей наиболее часто приходится при заданных размерах и нагрузке определять зазор, дающий максимальную величину Amin, т. е. максимальную надежность подшипника. Из выражения /гтш = гф(1 — X) видно, что при заданном радиусе цапфы максимальное значение величины Amin совпадает с максимумом произведения ty(l — х). Для определения этого максимума построим кривую ф(1 — У-} по k' (фиг. 153). При этом величины (1—X), соответствующие различным 570 значениям k', можно взять с графика Гюмбеля, величины же ф для тех же значений k' могут быть подсчитаны по формуле: (Ь2 — _J___ hf ( 1 1 рЛ Т ~" Ъ К > 111D/ или для какого-либо заданного случая Ф2 = const k'. (117) Так как положение максимума кривой ф(1 —х) не зависит от величины ~, то можно подсчитать значения ф и построить кривую для ~ = 1 (фиг. 154). к' /г' 14 12 10 8 б 4 2 14 12 10 В 6 4 2 О V Фиг. 153. Зависимость ф (1—7.) от &'. 0.6 0.8 1 7. Фиг. 154. Зависимость ф от /с'. Из анализа кривой видно, что максимум значения 6(1 — Т), а следовательно, и hmin будет при &'=1,2, что соответствует значению X = 0,3. Задача. Дано: Овала = 70 мм,' k = 100 кг/см*, 1 000 000 кг/м*, я = 2400 об/мин., ш =250 1 0,0025 ' кг ' сек сек. ' '* ->— ^а Определить величину зазора Д, при котором hm\n будет иметь максимальное значение. Решение. Подсчитаем ф для значения &'= 1,2: - 7/^Т' |/ - К т* =У 0,0025 . 250 юооооо j -откуда Д = 28 - фО = 0,00087 • 70 = 0,062 мм. Величина hm\n определится hmm = фг(1 — X) = 0,00087 - 35 - 0,7 - 0,0216 что допустимо при шлифованном вале. Необходимо отметить, что при выводах расчетных формул предполагалось, что трущиеся поверхности имеют правильные геометрические формы, идеально гладкие поверхности и правильное относительное расположение. 571 На практике при самой тщательной обработке поверхность металла обладает неровностями, которые можно наблюдать под микроскопом. Величина ЛШш представляет собой расстояние между низшими точками впадин поверхности (фиг. 155). Если сумма выступов 8Х и 8 будет больше. hm\n, то выступы начнут соприкасаться и мы не получим жидкостного трения. Чем тщательнее будет обработка деталей, тем тоньше можно допустить масляный слой, т. е. можно допустить или большую удельную нагрузку или применять масло меньшей вязкости. Величины о для поверхностей, обработанных различным способом, будут, по Фальцу: а) для обточенной — 0,03 — 0,04 мм-, б) для обточенной и сглаженной личным напильником — 0,01—0,02 мм\ в) для шлифованной—-Овализация 0,004 — 0,005 ЛШ; • г) для закаленной и сглаженной чугунными притирами — около 0,0001 мм* Для надежности можно принять величину выступов на шлифованных и шабренных поверхностях 8 — 0,01 мм и /fmin для рабочих режимов не менее 0,02 мм. Кроме того, подшипники и валы всегда имеют отклонения от точных геометрических форм в виде отдельных выступов от шабровки; цилиндрические формы имеют овальность и конусность (фиг. 156, 157). Оси цапф имеют отклонения от параллельности осям подшипников (фиг. 158). Все эти дефекты могут получиться как в результате неправильного изготовления деталей и их монтажа, так и в результате деформаций, могущих возникнуть или под действием рабочих нагрузок, или под влиянием изменения температуры. Минимальная толщина масляного слоя Фиг. 155. Вид обработанных поверхностей под микроскопом. Фиг. mm' 156, вала. Фиг. 157. Конусность вала. Д Фиг. 158. Перекос вала. =0,02 мм должна быть выдержана для наиболее узких мест, обозначенных на фиг. 156, 157, 158; для всех других точек величина hmm будет больше, а следовательно, допустимая нагрузка будет меньше. Отсюда очевидна необходимость тщательной обработки трущихся поверхностей, правильный монтаж узлов двигателя, а также придание конструкции деталей максимальной жесткости с точки зрения деформаций как силовых, так и температурных. § 182. СМАЗОЧНЫЕ КАНАВКИ И ПОДВОД СМАЗКИ Если в какой-либо точке подшипника, расположенной в области высокого давления смазки, сделать канавку, то смазка будет свободно вытекать через канавку и давление в этой точке упадет, а следовательно, и 572 уменьшится подъемная сила масляного слоя, т. е. увеличится возможность металлического соприкосновения. Максимальное значение давления масла, как видно из диаграммы давления на подшипник (фиг. 159), превосходит в несколько раз значение среднего удельного давления на подшипник и достигает иногда величины больше 100 кг /см?, т. е. значительно больше давления в подающем масляном трубопроводе. Поэтому, если мы подведем смазку в область высокого давления, то она не только не сможет поступать на поверхность вкладыша, а напротив, имеющаяся в зазоре смазка будет выдавлена в подающий маслопровод. Отсюда можно сделать вывод, что в том случае, когда мы хотим получить жидкостное трение, на нагруженной части никаких канавок делать не следует, смазку же нужно подводить в ненагруженную половину вкладыша. Если вал стоит неподвижно, а вращение совершает вкладыш, нагрузка на поверхности вкладыша будет перемещаться вместе с поворотом вкладыша, и тогда выгоднее подводить смазку через вал. Выход смазки делать, как и в предыдущем случае, в ненагруженной области. Особый случай представляет собой подвод смазки к подшипнику шатунной шейки. В то время как вал совершает вращательное движение, подшипник вместе с шатуном совершает колебательное движение. Кроме того, направление действия сил постоянно меняется. Чтобы определить место сверления для подводки смазки, строят диаграмму износа шейки, которая показывает сравнительный износ для различных точек поверхности шейки и вместе с тем область преобладающего действия сил на шейку. Для построения диаграммы износа пользуются полярной диаграммой результирующих сил, действующих на шатунную шейку. Построение этой диаграммы ведется следующим образом. Отложим в некотором масштабе от точки т (фиг. 159) результирующую силу Т, действующую на шатунную шейку при некотором угле поворота коленчатого вала, например 60°. От конца отрезка, изображающего эту силу, отложим в том же масштабе силу Z. Отрезок прямой т — 60° дает нам полную результирующую силу, действующую на шатунную шейку при повороте на 60°. Построив подобные векторы для различных углов поворота коленчатого вала и соединив их кривой, получим полярную диаграмму результирующих сил, действующих на шатунную шейку. Построение диаграммы износа (фиг. 160) для какой-либо точки, например 60°, производится следующим образом. Соединим эту точку с центром т и проведем диаметр ab, перпендикулярный отрезку т — 60°. На .этом диаметре построим полукольцо aob толщиной о, равной 0,1 отрезка т — 60\ Построим подобные полукольца для всех углов поворота вала, обозначенных на фиг. 159. Просуммировав радиальные толщины этих полуколец, получим площадь, отмеченную штриховкой (фиг. 161), которая носит название диаграммы износа шейки. Фиг. 159. Полярная диаграмма сил, действующих на шатунной шейке. Фиг. 160. Построение диаграммы износа шатунной шейки. 573 Таблица 9 Название мотора Угол оси сверления Направление смещения Число сверлений М- 22 ' 90° Против хода 2 М- 25 18° По ходу 1 М-85 60° >> >> 2 АМ-34 60° >> » 1 М-100 0° — 4 Сверление нужно делать в том месте, где площадь имеет минимальную радиальную ширину. Для данного случая можно выбрать точку А. Иногда по конструктивным соображениям место сверления несколько смещают от наивыгоднейшего положения. Например, при подводке масла трубкой., проходящей через щеку коленчатого вала, конец трубки выводят в средней плоскости. В табл. 9 приведены данные относительно выполнения подводки смазки на некоторых из существующих двигателей. Если подшипник совершает качательное движение (как, например, в поршневой' головке шатуна), то относительная скорость является недостаточной для осуществления жидкостного трения, и будет иметь место полусухое трение. У двухтактных авиационных двигателей давление на поршень обычно направлено постоянно вниз. Поэтому смазка, подводящаяся в поршневую головку из маслопровода, установленного на шатуне, попадает в нагруженную часть подшипника, на поверхности которого делается одна или несколько продольных канавок. Смазка в эти канавки подводится под давлением. Для того чтобы смазка не вытекала с торцов подшипника, зазор делают минимальным и канавки не доводят до краев подшипника. У четырехтактных авиационных двигателей во время сжатия и вспышки давление газов на поршень обычно больше сил инерции поршня; в начале же всасывания около ВМТ поршень под действием сил инерции стремится оторваться от шатуна. Таким образом нагрузка на поршневой палец меняется по направлению. Каждый раз при перемене направления нагрузки палец будет ударяться о втулку. Для того чтобы смягчить эти удары, необходимо заполнить образующиеся зазоры маслом, которое будет выдавливаться во время удара подобно тому, как масло выдавливается через отверстия в масляном амортизаторе. Так как зазоры образуются попеременно в нижней и верхней точках втулки, то смазку нужно подвести как в нижнюю, так и в верхнюю точки. Для лучшего заполнения зазора смазкой Фиг. 161. Диаграмма износа иногда у места подвода делают по одной про- шатунной шейки, дольной канавке, как и в первом случае, не доходящей до краев подшипника. Для того чтобы затруднить вытекание смазки и уменьшить силу удара, зазоры делаются минимальными. Для создания масляного клина профили у масляных канавок выполняются с плавно закругленными краями. Однако, как показала практика, на двигателе М-17 при малой длине поршневой головки выполнение каких-либо канавок или отверстий на трущихся поверхностях может привести к отрицательным результатам. При осевых опорных подшипниках, как, например, у конических шестерен, у крыльчаток нагнетателя и др., на плоской опорной поверхности следует прорезать радиальные канавки, от которых сделать плавный скос. Если канавки прорезаны на неподвижной детали, то скос делается в направлении движения, если же на вращающейся детали, то в сторону, противоположную вращению. При известной скорости вращения и удель-" ной нагрузке можно получить в этом случае чисто жидкостное трение. 574 § 183. РАСЧЕТ ЦИРКУЛЯЦИИ МАСЛА Количество масла, которое нужно прокачать через двигатель для отвода тепла трения, возникающего на коренных и кривошипных шейках^ можно определить следующим образом. Из диаграммы давления на коренную или кривошипную шейку определяем среднее значение давления &ср. Относя это значение к диаметраль-. ному сечению подшипника dl, получим среднее удельное давление в кг/см2, Если это значение перемножить на коэфициент трения и скорость скольжения, то получим мощность, затрачиваемую на трение на единицу поверхности диаметрального сечения подшипника. Если полученную таким образом удельную мощность умножить на площадь подшипника и термический эквивалент работы, то получим количество тепла, выделяющееся в единицу времени с одного подшипника. Просуммировав по всем подшипникам двигателя, получим: ^FkV\b , /ч 1оч ~ " кал/сек1 (118) где Q — F — (А — k — лл»-у *Vl(*e/C' / »^t^/Vj тепло, выделяемое на всех подшипниках, в калориях в секунду; площадь диаметрального сечения подшипника в см; коэфициент трения подшипника, который можно вычислить по формуле (115):, среднее удельное давление в кг/см2; v = ~----окружная скорость вала в м/сек. При более грубых подсчетах можно принять, что мощность, затрачиваемая на трение _V2, равна 0,ОЗЛ/е. Эта мощность будет эквивалентна 0,03/Ve 632 кал/час, т. е. это есть то количество тепла, которое выделяется в час на трущихся деталях и которое нужно отвести при помощи, смазки. Если обозначить количество смазки, прокачиваемой через двигатель, через G кг/час, перепад температур входящего и выходящего масла через-Д?°С и удельную теплоемкость масла через См Кал/кг °С, то можно составить равенство 0,03/Ve 632 - G bt CM, откуда можно определить количество прокачиваемого масла м Если в качестве средних значений для См взять 0,45 Кал/кг °С и для — 30°, то средняя подача на 1 э. л. с. ч. будет: 0,03 . 632 **е Ы ^м 0,03 • 632 _л А I ~зо . о45~~ — ' кг/э. л. с. ч., (120> если взять двойной запас, то получим значение для величины g 2,8 кг\э, л. с. ч,. В табл. 10 приведены данные количества подаваемого масла масляными помпами различных двигателей при номинальной мощности. Таблица 10 Название Количество Температура Температура Давление Расход прокачиваемого входящего выходящего масла в маги- масла мотора масла, л/час масла, °С масла, °С страли, am u г]э. л. с. ч.. 1 2 3 4 5 6 АМ-34 1300 60 105 7—10 15 АМ-25 660 65 100 3,5—5,6 15 М-100 1350 50 95 3—5 8 М-85 600 55 90 4-6 19 575' Не надо смешивать приведенные цифры подачи масляного насоса с расходом смазки, указанным в шестой графе (табл. 10), т. е. с действительным расходом смазки, происходящим вследствие сгорания масла и выбрасывания его с отходящими газами. § 184. ШАРИКОВЫЕ И РОЛИКОВЫЕ ПОДШИПНИКИ При движении ролика в направлении, указанном стрелкой на фиг. 162, результирующая давления со стороны опоры будет смещена вправо на некоторую величину /, и в результате возникает момент, препятствующий движению ролика, равный Q/. Смещение / определяет собой коэфициент т рения качения. Подшипники качения разделяются на шар и ко вые и роликовые. Как на шариках, так и на роликах трение качения возникает в двух точ-жах соприкосновения их с внутренней и с внешней обоймами подшипника. Подшипники качения имеют значительно меньший I коэфициент трения по сравнению с подшипниками скольжения, в среднем равный 0,002 — 0,004. Кроме того, они требуют незначительного количества смазки. Недостатками подшипников качения являются: большой радиальный габарит, большой вес и в некоторых случаях невозможность разъема. Применение подшипников качения на коренных шейках коленчатых валов звездообразных двигателей сокращает длину коренных шеек, освобождая габарит для силь-<Фиг. 162. Схема качения но нагруженной кривошипной шейки, а также для ролика. приводов агрегатов и нагнетателя. На звездообразных двигателях в качестве корен- ных подшипников употребляются почти исключительно подшипники качения. -У рядных двигателей благодаря неразъемности подшипников качения по- следние в качестве коренных подшипников употребляются очень редко. Выбор подшипников из числа стандартизированных обусловливается ха- рактером нагрузки, долговечностью и конструкцией крепления. Долго- вечностью подшипника называется время в часах, которое может про- работать подшипник при данной нагрузке без признаков усталости мате- риала. В каталогах подшипников обычно указывается коэфициент работо- способности для каждого подшипника. Коэфициент работоспособности для радиальных и радиально-;упорных подшипников может быть определен по формуле C^(R + mA)kbkK(nhy>*, (121) -где С — коэфициент работоспособности; R — радиальная нагрузка; т — коэфициент, учитывающий влияние на долговечность аксиальной нагрузки; А — аксиальная нагрузка; &s — коэфициент, учитывающий влияние характера нагрузки; &к— зависит от того, какое кольцо вращается, — наружное или внутреннее; п — число оборотов в минуту; h — желаемая долговечность в часах. Для упорных подшипников коэфициент работоспособности определяется по формуле С = An0-™ h?*k~. (122) В случае применения нестандартных подшипников качения :их расчет производится, исходя из удельной нагрузки на шарик или ролик. В случае радиального подшипника нагрузка распределяется неравномерно на каждый шарик. Обозначая силы, сжимающие шарик при нагрузке Q (фиг. 163), через Р0, Рг, -°2 и т. д., получим: Q = Р0 -|- 2РХ cos Y -f- 2P3cos2-r+ ...2Рпсовщ, (123) ?576 где Q — нагрузка, действующая на подшипник; Р — нагрузка, действующая на /г-й шарик; v — угол между двумя соседними шариками. Так как шарики под действием нагрузки будут деформироваться, то внутреннее кольцо сместится по отношению к внешнему. Принимая, по Штрибеку, что кольца при перемещении сохраняют свою круглую форму (фиг. 164), можем написать: &! = §() cos т, S2-=80cos2-r...8n==80cos/ZT. (124) В то же время между силой, сжимающей шарик, и деформацией существует зависимость или решая эти уравнения совместно с формулой (124), получим: L 2 Фиг. 164. Смещение внутренней обоймы под влиянием нагрузки. Фиг. 163. Схема распределения нагрузок в подшипнике качения. подставляя в формулу (ИЗ), получим: Q -= Р0 + 2Р0 cos 2 т + 2Р0 cos 2 2f -Ь . . . 2Р0 cos 2 для числа шариков Z= 10 15 20 = 2,28P 3,44P0 4,58P0 или Q (125) 4,37' 0< Так как в действительности нагрузка Р0 несколько больше, то при расчетах принимают Р = — П26> 0 — 7 * \ / Среднее напряжение смятия при сжатии шаров определяется, по Герцу о = 0,388 РЕ* (127) где с — среднее напряжение смятия в кг/см; Р — нагрузка на шарик в кг; Е — модуль упругости в кг/см', /*! и г2 — радиусы соприкасающихся шаров в см. В В А— 142— 37 ._. 07/ Принимая га-=р/1, решим уравнение (117) относительно Р: РЕ? (Гг + Г2У = —, ; / 2 \ 2 о3 / гаГ2 \ о3 / KI \ а3 / {ЛГХ \2 0,3883?2 Ui + rj = 0,3882?2 \/vfKi / == 0,3882?2 Ч1 + {*/ J Р = т. е. для определенного отношения — имеем: 2 Р = const а3/-2, или: при сохранении определенного напряжения смятия нагрузка меняется прямо пропорционально /J или (128) для шарика Р = для ролика Р —kdL Принимая во внимание формулу (116), можем написать: для шарикоподшипника для роликоподшипника (129) Таблица 11 Величины km и kp выбираются в зависимости от условий работы подшипников. Для постоянной нагрузки, в зависимости от окружной скорости движения шариков Удельное давление 125 90 70 60 55 ванные специальные подшипники. Можно достичь значительного сокращения габаритов, применяя подшипники с малым диаметром роликов, так называемые игольчатые подшипники. Однако, как видно из табл. 12, при увеличении скорости вращения нагружаемость игольчатых подшипников быстро падает. Особенно благоприятные результаты дает применение игольчатых подшипников в случаях, когда при небольшой скорости вращения передаются большие нагрузки, а также при затруднениях подводки к подшипнику смазки под давлением, § 185. СИСТЕМЫ СМАЗКИ ДВИГАТЕЛЕЙ Все современные авиационные двигатели обладают смазочной системой, работающей по принципу сухого картера. При такой системе смазка под давлением подводится к трущимся поверхностям деталей, после чего •V, IP: Г Jt i L-У ___л, г^ С— W?i~ } \ i B. 1 г* I ( ____r^--------X=S- --«, i----- • •- h^ >---------------1 ^-- ~*vvvc?^^^>?^25^5^$^5^ss^^ =z'r * Фиг. 165. Схема смазки рядного двигателя водяного охлаждения. стекает в картер двигателя, откуда непрерывно откачивается в масляный бак. В качестве примера такой системы можно привести схему смазки рядного двигателя водяного охлаждения, изображенную на фиг. 165. Во избежание переполнения картера двигателя при долевых наклонах рядные двигатели обычно снабжаются двумя отстойниками и самостоятельно действующими двумя масляными помпами, из которых одна откачивает масло из переднего отстойника, другая из заднего. •т * i1из:г• -N U"^1'! ( ! f« :' I 1 ( : I «I TJ--------1---------=T*fjO-*v----------^\Ш ~ti\ /-nRt-iHn \ф^мщ i i rai^zjUJ и\п^^1^ r-i^Mii// ^™" ~s>- —/i, Ан^ЗЕ l^^STf,^ :-^4E~.fe- t"^' SIPS JFl^St^ff^-^fesgS gg-^g---' Фиг. 166. Схема смазки звездообразного двигателя. Звездообразные двигатели благодаря небольшой длине имеют обычно один маслоотстойник и одну откачивающую помпу (фиг. 166). Клапанный механизм таких двигателей часто смазывается консистентной смазкой через специальные масленки, так как подвод и отвод смазки к головке каждого цилиндра трудно осуществить. : § 186. МАСЛЯНЫЕ ПОМПЫ Подача масла в двигатель и откачка его в бак производятся при помощи откачивающих и нагнетающих помп. На некоторых маломощных двигателях отсасывающих помп не ставят, и масло из картера двигателя стекает самотеком по трубкам в бак, расположенный ниже,картера(фиг. 167). По конструкции качающих органов масляные помпы можно разделить на шестеренчатые, коловратные и плунжерные. Шестеренчатые масляные помпы. В корпусе А (фиг. 168) заключены две входящие в зацепление шестерни. Масло, заполняя впадины 580 между зубьями в полости G, переносится в полость //, где, выдавливаясь, создает давление. Во время работы помпы во впадинах зубьев, входящих в зацепление, образуется замкнутое пространство, в котором давление смазки может достигнуть чрезмерной величины, что может привести к перегрузке валиков шестерен. Во избежание этого на дне помпы делаются канавки, которые сообщают полости выемок, проходящих через среднюю плоскость АВ, (фиг. 168а) с полостью //. Для смазки валиков шестерен масло подводится по канавкам или же по сверлениям в шестернях. Нагнетающие и отсасывающие помпы обычно выполняются! в одном агрегате, который присоединяется при помощи фланца у рядных двигателей в нижней половине картера и у звездообразных двигателей на задней крышке. Иногда масляные помпы вставляются внутрь картера. Фиг. 167. Схема смазки двигателя Вальтер. Шестерни обычно выполняются одинаковых размеров — как ведущая, так и ведомая. Число зубьев шестерен колеблется от 7 до 12 при модулях от 2 до 4 мм. Если шестерни имеют разное число зубьев, то производительность определяется размером ведущей шестерни. Для большей компактности конструкции шестерни отдельных секций часто набираются на общей оси. Фиг. 168. Схема шестеренчатой помпы. Фиг. 168а. Ведущие шестерни иногда выполняются за одно целое с валиком, иногда же сажаются на шпонках или на шлицах. При наборе нескольких шестерен на шпонках на один валик нормальная посадка затрудняет монтаж всей помпы, что заставляет применять более свободную посадку шестерен на валик. Для предупреждения наклепа на валике необходимо подвести на посадочную поверхность смазку. 581 Ведомые шестерни сажаются свободно на валике, зафиксированном в корпусе помпы, или же выполняются за одно целое с ним. Во избежание просачивания масла гнезда осей и валиков шестерен с наружной стороны не имеют сквозных расточек. В случае же привода каких-либо агрегатов выходящий конец валика снабжается уплотнением. Шестеренчатые помпы рядного двигателя состоят из трех секций: Фиг. 169. Шестеренчатая помпа звездообразного двигателя. две секции откачивают масло из Фиг. 169а. двигателя в бак и третья секция качает масло из бака в питающую магистраль мотора. Примером шестеренчатой помпы звездообразного двигателя может служить помпа, изображенная на фиг. 169. Здесь одна пара шестерен откачивает масло из двигателя, другая пара шестерен подает масло в двигатель. На фиг. 169а изображена компоновка шестеренчатой помпы для рядного двигателя жидкостного охлаждения Даймлер-Бенц. Здесь в одном отъемном агрегате выполнены: масляная помпа, водяная помпа и фильтр Куно. К преимуществам шестеренчатых масляных помп можно отнести простоту изготовления, легкость и компактность. Недостатками их являются плохое отсасывающее действие, в особенности при попадании воздуха, снижение коэфи-циента подачи при износе, закли- 582 нивание при попадании посторонних частиц, а также пульсация потока, вызывающая крутильные колебания валиков шестерен. Теоретическая производительность шестеренчатой помпы может быть выражена следующей формулой: л/мин, (130) где введен для f — площадь сечения впадины между зубьями в ммг, I —длина впадины (длина зуба по образующей) в мм; Z — число впадин (зубьев) на ведущей шестерне; * п — скорость вращения шестерен в об/мин. Множитель 2 введен для учета работы двух шестерен; множитель 10~6 перевода результата из кубических миллиметров в литры. Для приблизительных расчетов можно принять, что объем впадин шестерен занимает половину пространства с внутренним диаметром dB, наружным диаметром dH и длиной /, равной ширине шестерни. В этом случае формула производительности помпы примет следующий вид: 106 л/мин. (131) 800 1200 Пн об/мин Фиг. 169х. Кривая подачи шестеренчатой помпы по числу оборотов. 400 800 П об/мин 1200 Фиг. 169". Изменение коэфи- циента подачи шестеренчатой помпы по числу оборотов при различных давлениях. Вводя коэфициент подачи для шестеренчатых помп f\v и обозначив плотность масла через ч, получим для весового количества масла Q = тс Т \ ) 106 кг/ман. (132) Производительность откачивающей помпы делается в 1,5—2 раза больше нагнетающей, так как из двигателя откачивается сильно вспененное масло, имеющее значительно больший объем. Величина коэфициента подачи для шестеренчатых помп меняется в зависимости от числа оборотов помпы, а также от давления масла в полости нагнетания (фиг. 169', 169"). Кроме того, на коэфициент подачи также сильно влияет зазор между зубьями шестерен и стенками корпуса. В качестве средней величины для t\v можно принять 0,7. Коловратные масляные помпы. В корпусе А (фиг. 170) с цилиндрической расточкой В эксцентрично помещен барабан С, имеющий сквозную прорезь, в которую вставлены лопатки К, разжимающиеся пружинами Е. При вращении барабана лопатки касаются внешними кромками стенок расточки и перекачивают масло из сверления F к G. 583 Наиболее ответственным местом в коловратной помпе является расточка корпуса и лопатки. Коэфициент подачи помпы зависит от плотности прилегания кромок лопаток к стенкам корпуса и барабана, а также барабана к стенке корпуса. Необходимое прилегание лопаток достигается при помощи пружин Е. Для уменьшения износа корпус изготовляется из чугуна. Во избежание перегрузки лопаток выходное сверление выполняется против масляного клина В. Входное сверление размещают так, чтобы оно сообщало рабочую полость с подающей трубой до тех пор, пока объем полости не получит максимального значения. Коловратные помпы могут создавать большое разрежение на всасывании даже при попадании воздуха, что является преимуществом по сравнению с шестеренчатыми помпами. На фиг. 170а изображена коловратная помпа рядного двигателя водяного охлаждения. Две крайние секции откачивают отработанное масло из картера, а средняя подает свежее масло в двигатель. ? Фиг. 170. Схема работы коловратной помпы. Фиг. 170а. С достаточной для практики точностью производительность коловратной помпы может быть подсчитана по следующей формуле: V = 2 ~ (D л/мин, (133) где D — диаметр расточки в мм; d —диаметр барабана в мм; I —длина барабана в мм; п —число оборотов барабана в минуту; f\v—коэфициент подачи. 584 Величина коэфициента подачи меняется в зависимости от числа оборотов помпы и давления в полости нагнетания, что видно из диаграммы (фиг. 171). Плунжерные помпы. По конструкции плунжерные помпы можно разделить на два вида — с распределительными золотниками и качающиеся. Примером качающихся помп может служить качающаяся помпа двигателя Рон (фиг. 172). В алюминиевом корпусе размещается цилиндр, в котором двигается поршень, приводимый в движение эксцентриком. Цилиндр совершает качательное движение относительно точки А. Масло засасывается в цилиндр через отверстие, которое во время хода всасывания совпадает с отверстием в корпусе помпы. Во время хода выталкивания цилиндр перемещается и его отверстие совпадает с выпускным отверстием ПОМПЫ. Для умень- Фиг. 171. Диаграмма изменения коэфи- шения пульсации масла в питающей цие"та подачи коловратной помпы по •^ оборотам при различных давлениях, магистрали иногда ставят два нагнетаю- " v * щих плунжера, работающих поочередно. Дополнительное уменьшение пульсации масла дает воздушный колпак. поставленный на входе в магистраль. Плунжерные насосы имеют повышенный коэфициент подачи, хорошо подсасывают масло, могут давать большое давление и не заклиниваются. т т то гт ш п Фиг. 172. Качающаяся плунжерная помпа двигателя Рон. -ф Фиг. 173. Пульса-ционный стаканчик. К недостаткам их относится громоздкость, сложность конструкции и резкая пульсация масла в магистрали. Пульсация подачи масла используется на двигателе Рон для определения числа оборотов двигателя при помощи пульсационного стаканчика (фиг. 173). В случае качающегося цилиндра плунжер не имеет шарнира и выполняется за одно целое с шатуном. При золотниковом распределении плунжер выполняется отдельно от шатуна и соединяется с ним при помощи пальца. Для увеличения плотности на поверхности плунжера выполняются канавки. Подача плунжерной помпы определяется по следующей формуле: Ttfl?2 ----- _ б (134) 585 где d — диаметр цилиндра в мм; S — ход плунжера в мм; п — число оборотов эксцентрика в минуту; YJ — коэфициент подачи. Изменение коэфициента подачи плунжерной помпы в зависимости от числа оборотов показано на диаграмме (фиг. 174). В качестве средней величины для плунжерной помпы можно принять значение f\v — 0,95. Корпусы масляных помп изго- товляются обычно из алюминие- +0.07 +002 99 38 37 96 95 600 800 ' 1000 1200 1600 п об/мин.. Фиг. 174. Изменение коэфициента подачи плунжерной помпы по оборотам. -002 Фиг. 175. Схема зазоров в масляном слое. вого сплава картерного типа или из магниевого сплава типа электрон. Шестерни и валики помп обычно изготовляются из стали и подвергаются цементации. Средние величины зазоров между деталями помп указаны на фиг. 175. § 187. РЕДУКЦИОННЫЕ КЛАПАНЫ Изменение подачи помпы при различных режимах работы двигателя не соответствует пропускной способности подшипников двигателя. Поэтому для обеспечения подачи смазки на всех режимах размеры помп выбираются с запасом, для поддержания же постоянного давления в магистрали в масляную систему включается редукционный клапан (фиг. 176). Через редукционный клапан обычно подается около половины всей смазки, прокачиваемой нагнетающей помпой. Редукционный клапан чаще всего Фиг. 176. Схема редукционного клапана. Фиг. 177. Редукционный клапан в форме шарика. размещается в корпусе нагнетающей помпы. Постоянное давление в магистрали поддерживается при помощи клапана 3, прижимаемого к седлу пружиной 2. Повертывая гайку 1, можно изменять натяжение пружины, меняя одновременно давление масла в магистрали. Чаще всего клапаны выполняются в форме диска; иногда клапаном служит стальной шарик (фиг. 177). 586 На некоторых двигателях, кроме обычного редукционного клапана, вводится дополнительный перепуск масла, управляемый анероидной коробкой. При наличии такого устройства в случае понижения давления масла в подающей магистрали масло перепускается через золотник, и таким образом предупреждается образование пузырьков, которые снижают эффективность работы помпы. Для удобства регулировки редукционный клапан должен быть легко доступен не только во время стоянки, но также и на ходу двигателя. § 188. СМАЗКА УЗЛОВ ДВИГАТЕЛЯ Коленчатый вал. Результирующая сил давления на коренные вкладыши переменна по величине и направлению. Поэтому для лучшего попадания смазки на трущиеся поверхности у современных двигателей под вкладышем делается кольцевая проточка, из которой по нескольким сверлениям смазка проходит к коренной шейке. В коленчатые валы звездообразных двигателей, а также рядных двигателей, при укладке вала в подшипниках качения смазка подводится к одному концу вала и далее проходит по сверлениям по всему валу. В рядных двигателях обычно масло подводится от главной Фиг. 178. магистрали по вертикальным трубочкам отдельно к каждой коренной шейке. От коренных шеек смазка поступает в шатунные шейки (фиг. 178). Уплотнение от утечки масла достигается коническими притертыми фасками на заглушках. Ввиду того что заглушки и болты увеличивают вес вала, часто коренные шейки заполняются маслом через одну, и масло подводится из одной полости одновременно в две шатунных шейки. Для этой же цели в двигателях Фиат AS-5, Кертис, Паккард, Испано-Суиза 12Ybrs шатунная шейка не заполнялась маслом, и подача масла на шатунный подшипник осуществлялась трубочкой, запрессованной в шейку (фиг. 179). В двигателе Кертис-Конкверор конец трубочки выпущен внутрь коренной шейки для центрофугирования масла (фиг. 180). Для предохранения от выпадения трубочка изогнута и развальцована с обоих концов. Большое количество масла в коренных шейках нежелательно вследствие невозможности полного слива и опасностей, связанных с этим в зимней эксплоатации. Для уменьшения количества масла, циркулирующего внутри вала, а также для лучшего отвода тепла, возникающего от трения, в двигателях Испано-Суиза 12у маслом заполняется только кольцевое пространство между втулочкой и стенками коренной шейки вала. Уплот- 587 Фиг. 179. нение от утечки достигается постановкой на резьбе гаек с коническими фасками для упора в торцы втулочки (фиг. 181). В последних сериях' двигателей М-100 вместо применявшихся ранее трубочек внутрь шатунных шеек поставлены легкие втулки для центробежной очистки масла и тонкие стальные штампованные заглушки (фиг. 181).' Уплотнение этих втулок и заглушек достигается посредством развальцовки. Как показала практика, подобная конструкция работает надежно. Фиг. 180. Фиг. 181. Центробежная очистка масла особенно необходима при заливке подшипников свинцовистой бронзой, так как металлические частицы, попадающие в масло в результате износа деталей, не вдавливаются в слой антифрикционной заливки и, оставаясь на поверхности в зазорах, увеличивают из-носы шеек вала. Фиг. 182. Схема подвода смазки к поршневому пальцу. Поршни и шатуны. Почти у всех авиационных двигателей поршни смазываются маслом, разбрызгиваемым из коренных и кривошипных подшипников. Трудность смазки поршней заключается в том, что наряду с необходимостью обеспечить достаточную подачу смазки нужно одновременно удержать масло от попадания в камеру сгорания. Для удержания смазки поршни снабжаются специальными маслосбрасывающими кольцами. 588 Фиг. 183. Масляный отражатель картера двигателя Райт-Циклон. Для уменьшения смазки, попадающей в цилиндры, в картерах звездообразных двигателей иногда устанавливают специальные отражатели (фиг. 183), наличие которых сокращает удельный расход смазки и уменьшает сопротивление движению кривошипного механизма. Особые условия возникают при смазке поршневого пальца, где кача-тельное движение шатуна ввиду небольшой скорости скольжения не дает возможности получить жидкостное трение. Благоприятным моментом у четырехтактных двигателей является наличие переменной по направлению нагрузки, состоящей Разрез 55 ^"—--*__ Г, из сил газовых и сил инерции поступательно -движущихся частей. При перемещении пальца под действием этой нагрузки вверх или вниз между ним и втулкой шатуна образуется масляная подушка, которая служит демпфером при обратном движении пальца. При правильном подборе зазора и рациональной подводке 'смазки можно в значительной мере уменьшить полусухое трение. Чаще всего поршневые пальцы смазываются масляными брызгами, которые попадают на палец через зазор а и сверления бив (фиг. 184). Для смазывания поршневых бобышек смазка также подводится по сверлениям из маслосборочной канавки. Для лучшего распределения масла по бобышке в ней иногда фрезеруются канавки (фиг. 182, в). В поршнях двигателя М-100 (фиг. 182, г) масло, счищаемое кольцом со стенок цилиндра, поступает в канавки, начинающиеся в расточенной части бобышек со стороны стенки цилиндра. Целесообразнее, однако, во избежание выдавливания масла размещать канавки с боков. Иногда к верхней головке шатуна смазка подводится под давлением по специальной трубке (фиг. 185) или же через сверление в стержне шатуна. У двухтактных двигателей Фиг 184 нагрузка на поршневой палец имеет обычно постоянное направление, и условия для образования масляного слоя весьма неблагоприятны. Более правильным решением задачи будет применение игольчатых подшипников, которые выдерживают более высокие нагрузки при малых скоростях скольжения. Ко втулкам нижних пальцев прицепных шатунов смазка подводится из вкладыша шатуна по сверлениям в проушинах (фиг. 186) или в специальных опорах, служащих для разгрузки пальцев. Смазка подшипников качения, шестерен и кулачков распределительных валиков осуществляется обычно при помощи разбрызгивания; иногда этого бывает недостаточно и возникает необходи- 589 мость специальной подводки смазки. Трудность подводки смазки в этих случаях заключается в том, что при отводе смазки из магистрали в свободную полость может упасть давление. При подаче же смазки через малые отверстия последние засоряются и смазка становится ненадежной. Для обеспечения необходимой смазки по пути из магистрали масло дросселируется при помощи перекрытия подводящих каналов; тогда размеры выходных отверстий перестают влиять на расход смазки из магистрали. Для смазки кулачковых валиков рядных двигателей масло подводится по специальным трубкам и через подшипники поступает внутрь вала, откуда по сверлениям смазываются остальные подшипники; кулачки и направляющие втулки клапанов смазываются брызгами масла, стекающего из подшипников. Клапанные коромысла и штоки клапанов звездообразных двигателей смазываются обычно консистентной смазкой, которая при помощи особого шприца вводится в герметически закрытую клапанную коробку через каждые 4—5 час. работы двигателя. Для улучшения смазки в некоторых двигателях к крышкам клапанных коробок прикрепляются войлочные подушки, которые обильно пропитываются маслом. , В некоторых двигателях (Райт- Ч-*ИГ. 1оО. т т \ Подводка Циклон) применяется принудительная смазки к смазка клапанного механизма. При- порщневому менение такой системы увеличивает ^ ----.....— фиг. 186. Подводка смазки к прицепным пальцам через проушину. т под надежность работы клапанного меха- давлением по трубке. низма- При запуске двигателя, особенно в холодную погоду, когда вследствие повышенной вязкости масла подача смазки к кривошипному механизму замедляется, цилиндры двигателя некоторое время остаются сухими, что ведет к усиленному их износу. Чтобы избежать этого, применяют приспособления для подачи смазки на кривошипный механизм во время запуска двигателя. Эти приспособления сокращают время прогрева двигателя и уменьшают износ цилиндров, колец и поршней. § 189. СИСТЕМА МАСЛОПРОВОДА В КАРТЕРАХ РЯДНЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ Масло подается к коренным подшипникам от общей магистрали, которая выполняется из стальной, иногда латунной трубы. Подвода по сверлениям в теле картера обычно избегают, и он допускается лишь на концах системы. Эта предосторожность объясняется тем, что при запуске двигателя в условиях недостаточного подогрева масла и двигателя давление в магистрали может подниматься выше 15 am, что могло бы при наличии пористости в литье привести к течи масла, либо потребовало бы значительного утяжеления. Основная магистраль помещается обычно внутри картера, так как при расположении снаружи (например, в двигателе Сиддли-Пума она может быть легко повреждена и, кроме того, требует большого внимания к уплотнениям в местах присоединения. В картерах с обеими несущими половинами магистраль выполняется в нижней части, что наиболее удобно для подвода к ней масла от помпы. Зта магистраль в старых конструкциях выполнена в теле картера при 590 Фиг. 187. его отливке. Так как такое выполнение неудобно для разметки и последующей обработки картера, то в современных конструкциях f магистраль вставляется отдельно после механической обработки. Для лучшей герметичности она может у опор затягиваться хомутами (фиг. 403,7/*) и на концах развальцовываться. Ввиду разницы в коэфициентах расширения иногда магистраль делается с изгибами, которые играют роль температурных компенсаторов (фиг. 409, //). Соединения с магистралью трубок, разводящих масло по подшипникам, в случае заливки ее достигается чаще всего сваркой, причем заливается сразу вся масло-проводящая система. При вставных трубках соединение осуществляется либо на резьбе, либо развальцовкой (фиг. 187). В некоторых конструкциях двигателей применяется подвод масла к подшипникам из коленчатого вала. Такая схема упрощает систему маслопроводов в картере, так как надобность в трубках в нижних половинах картера отпадает. Несколько более затруднителен подвод смазки к подшипникам подвесного вала, так как подвески должны сниматься порознь. В этом случае весьма простое решение применено в двигателях Паккард и Лор-рен, где магистраль помещена в несущей части картера (фиг. 412, If). Однако в этом случае несколько усложняется подвод смазки от помпы к магистрали. В современных конструкциях чаще всего масло подводится от общего-трубопровода, присоединяющегося на фланцах к каждой отдельной подвеске (фиг. 401 и 409, //). Конструкция с внутренними каналами в подвеске показана на фиг. 188. В целом конструкция проводки масла в картере рядного двигателя должна позволять легко производить ее продувку; трубки не должны иметь острых углов, причем все масло должно иметь возможность легко стекать, что имеет особенное значение при эксплоатации двигателей в зимних условиях. Отсасывающие магистрали делают большего диаметра, чем нагнетательные, и для изготовления их часто применяется дуралюмин, так как плотность в соединении в этом случае не имеет такого значения, как для нагнетательных магистралей, и, следовательно, можно обойтись без пайки и сварки. Забор отсасываемого масла производится из отстойников, которых обычно выполняется два — в передней и задней частях картера. Для быстрейшего отстаивания масла и его фильтрации на дне картера некоторых двигателей устанавливаются сетки. Так, в картере двигателя М-100 имеются две сетки (фиг.Г404, //); верхняя —для отстаивания масляной Фиг. 188. * См. фигуру во втором разделе книги. 591 пены, а нижняя с более частыми и мелкими отверстиями,—для фильтрации масла. Необходимость установки сетки зависит от режима смазки. Типовое присоединение штуцеров к картеру показано на фиг. 189. Для герметичности оно осуществляется всегда на прокладках, причем штуцер крепится к картеру либо на нарезке (фиг. 189, г), либо на фланце (фиг. 189, а) шпильками. Чтобы избежать выдавливания прокладки внутрь и увеличить герметичность, штуцер нагнетательной системы может выполняться с заплечиком, входящим в картер (фиг. 189, б}, .или с кольцевой втулкой (фиг. 189, в). Фиг. 189. В целях герметичности и надежности применяются соединения ниппельного типа (фиг. 189, д). Использование дюритовых шлангов нежелательно вообще; во всяком случае, они могут применяться лишь на наружных соединениях, где нет большого давления. Недостаток ниппельного соединения, выполненного по типу, показанному на фиг. 189, е, в том, что при большом диаметре и значительной толщине стенок трубопровод оказывается весьма жестким, что затрудняет его монтаж на самолете. В этом отношении ориентирующийся ниппель, приведенный на фиг. 189, д, имеет несомненное преимущество. В некоторых случаях для устранения наружных трубопроводов перепуск масла осуществляется через отверстия в литье, совпадающие на фланцах картера (фиг. 189, ж). Такие соединения, безотказно действующие на отсасывающей магистрали, требуют внимания на магистрали нагнетающей и при большом давлении масла и узких фланцах не могут быть рекомендованы из-за опасности прорыва прокладки. Некоторой гарантией против этого прорыва может быть установка кольца по типу, указанному на фиг. 189, в. § 190. УПЛОТНЕНИЯ Для предупреждения просачивания смазки по выходящим наружу валам и приводам, а также на стыках фланцев ставятся различные масляные уплотнения. Уплотнения валов. На фиг. 190 изображено характерное уплотнение носка коленчатого вала или вала редуктора. Резьба А имеет направление витков, одноименное с вращением вала, если смотреть со стороны уплотняемой камеры. Благодаря центробежным силам отражатель Б отбрасывает масло, которое по проточке стекает в картер двигателя. Иногда отражателю придают форму, показанную на фиг. 191, или же выполняют его за одно целое с валом. В последнее время стали употреблять для уплотнения разрезные кольца (фиг. 192), которые дают хорошее уплотнение. Употреблявшиеся раньше сальники с фетровой набивкой дают ненадежное уплотнение и ставятся лишь на маломощных двигателях. 592 Фиг. 190. Уплотнение носка вала редуктора. Фиг. 191. Двойной отражатель. Фиг. 192. Схема установки уплотнитель-ных разрезных колец. Фиг. 192'. Примеры уплотнения валиков водяной помпы. 4 Ч1У, ' --4-1 Фиг. 193. Схема укладки шелковой нитки на фланец со шпильками. ВВА—142—38 593 На валиках приводов агрегатов часто ставят манжетные кожаные уплотнения, которые также хорошо держат смазку, однако при больших скоростях скольжения они перегреваются и становятся хрупкими. На валиках бензиновых и водяных помп для предупреждения попадания бензина и воды в смазку ставятся сальники с хлопчатобумажной и свинцовографитной набивкой (фиг. 192'). Для более надежного- предупреждения просачивания смазки в этих .случаях предусматриваются так называемые фонари, через которые просачивающаяся жидкость удаляется наружу. Уплотнение нагнетателей. Более сложной задачей является уплотнение вала крыльчатки нагнетателя. Воздух вследствие разности давления просачивается через подшипники и увлекает за собой смазку, которая загрязняет рабочую смесь. В этом случае чаще всего употребляются лабиринтные уплотнения. Иногда употребляются уплотнения с разрезными упругими кольцами. : Уплотнения стыков. Для уплотнения фланцевых соединений чаще всего употребляются бумажные прокладки. Иногда на фланцах прокладываются шелковые нитки. При наличии на фланцах шпилек нужно нитку укладывать, как указано на фиг. 193, чтобы предупредить просачивание смазки по шпилькам. Хорошо обработанные фланцы при наличии достаточного натяга могут быть собраны без прокладок на пасте „герметик". В местах, где не требуется точной посадки детали и сила натяга невелика, употребляются толстые пробковые, клингеритовые или другие прокладки. Для уплотнения фланцев цилиндров воздушного охлаждения иногда прокладывают резиновый шнур в фаску, имеющуюся на картере двигателя. Уплотнение масла в шейках коленчатого вала достигается при помощи заглушек, установленных на резьбе или притертых на конус. Если эти заглушки стягиваются болтами, то под гайки болтов прокладываются медно-асбестовые прокладки. § 191. ФИЛЬТРЫ И ПЁНОГАСИТЕЛИ Во время работы двигателя циркулирующая смазка загрязняется частицами сработанного металла подшипников, чугунной пылью от поршневых колец, а также нагаром. ; Для предупреждения засорения маслопроводов, а также попадания посторонних частиц на поверхность трения в смазочной системе устанавливаются фильтры. Фильтры бывают сетчатые, пластинчатые, матерчатые и магнитные. Наиболее употребительными в авиационных двигателях являются сетчатые фильтры (фиг. 194), которые обычно устанавливаются в звездообразных двигателях. В отстойниках рядных двигателей фильтрующая сетка покрывает передний и задний отстойники или же все маслосборочное корыто. Иногда сетчатые фильтры устанавливаются на питающей магистрали до нагнетающей помпы (фиг. 195). Сетчатые фильтры изготовляются из латунной сетки с частотой клеток 100—300 на 1 см2. При такой частоте сетки фильтр может быть выполнен небольших размеров при достаточной пропускной способности, но масло им не очищается от мелких частиц, получающихся в результате срабатывания трущихся поверхностей. Для более тщательной очистки смазки можно применить или сетчатый фильтр с большей частотой сетки — до 10000 на 1 см2, или матерчатый фильтр (фиг. 196). В этих случаях при постановке фильтра до 594 Фиг. 194. Сетчатый фильтр звездообразного двигателя. помпы, как указано в приведенных примерах, ввиду наличия небольшого перепада давления размеры фильтра получились бы слишком громоздкими. Если же поставить фильтр после помпы, то при достаточно компактных размерах фильтра получится слишком большой перепад давления, который при наличии холодного масла может привести к прорыву сетки или материи. Для повышения прочности фильтра сетку вставляют в специальную обойму, которая воспринимает на себя давление смазки. Применяемые в последнее время пластинчатые фильтры (фиг. 197) выдерживают значительный перепад давления, например, фильтр Куно, устанавливаемый на двигателе Райт - Циклон, имеет перепад ,. давления при нормальной работе двигателя 0,2 — 0,4 кг/см2; при холодной смазке или при засорении фильтра сопротивление его может расти. Рассмотрим действие пластинчатого фильтра (фиг. 197). На стержне а попеременно с пластинками б набраны пластинки в, образующие цилиндр г. В щели между пластинками в масло проходит во внутреннюю полость цилиндра, образованного прорезями пластинок, откуда по сверлению д поступает для смазки двигателя. На стержне е набраны пластинки ж, которые входят в промежутки между пластинками в. При проворачивании фильтра за рукоятку и пластинки ж счищают накопившуюся на поверхности цилиндра грязь. Чтобы не оставлять двигатель без смазки при засорении, пластинчатые фильтры снабжаются дополнительным проходом смазки, перекрытым редукционным клапаном к. Фиг. 195. Сетчатый фильтр, расположенный до нагнетающей помпы. ВОЗ- Фиг. 196. Матерчатый фильтр; 595 При сильном загрязнении фильтрующих зазоров, когда разность дав--лений до и после фильтра достигает 2,5—3 am, предохранительный клапан к открывается и нефильтрованное масло проходит во внутреннюю полость цилиндра г. Для надежной работы фильтра необходимо рукоятку и поворачивать на несколько оборотов через каждые 5 час. работы. Для устранения этого недостатка пластинчатые фильтры. снабжаются специальным механизмом, который автоматически поворачивает стержень а. На фиг. 198 изображен фильтр с вращающим механизмом, приводимым в движение маслом. Действие этого механизма можно проследить на схеме. В цилиндре 13 (фиг. 198), правый конец которого имеет глухое дно и левый конец открыт и свободно сообщается с полостью корпуса г а, Фиг. 197. Пластинчатый фильтр системы Куно. механизма, помещается поршень 18, совершающий возвратно-поступательное движение. При помощи пальца 7 поршень приводит в движение шатун 8, который вилкой поворачивает хомут 9, соединенный механизмом свободного хода с муфтой 12, вращающей стержень с пластинками (фиг. 197, а). При вращении хомута по часовой стрелке совершается рабочий ход, при обратном движении — холостой ход. При рабочем ходе масло из фильтра поступает по трубке / и направляется золотником 4 в правую полость цилиндра, приводя в движение поршень 18. Последний, при помощи пальца 16, укрепленного в угольнике 17, поворачивает шатун распределения 6, который, в свою очередь, нажимая на палец 3, переводит золотник в положение холостого хода. Одновременно масло из полости корпуса выжимается поршнем 18 через трубку 2 в картер. Поршень перемещает шатун 6 лишь до мертвого положения пружинного механизма 15, после чего пружина мгновенно переводит распределительный механизм в крайнее положение. Движение масла при холостом ходе ясно из схемы. Магнитные фильтры (фиг. 199) собирают чугунную пыль, образующуюся при срабатывании поршневых колец. Кроме фильтров, смазка очищается в маслосборниках, а также специальных отстойниках, где ввиду малой скорости движения масла тяжелые частицы опускаются на дно. Наилучшую очистку смазки дает центрофугирование, которое может быть осуществлено или при помощи приспособлений, вводимых в узлы двигателя, или же специальными центрофугами. На фиг. 200 дана схема центрофуги двигателя Рено. Масло из мотора поступает в нижнюю часть валика и направляется по нижним радиальным отверстиям к сверлениям во вращающейся крыльчатке. Все тяжелые примеси 596 18 11 Фиг. 198. Пластинчатый фильтр с автоматическим вращающим механизмом. Фиг. 199. Магнитный фильтр авигателя Гном-Рон. 597 ПС i Д ] Фиг. 200. Масляная центрофуга двигателя Рено. А Фиг. 201. Пеногасящая перегородка в отстойнике звездообразного двигателя. 598 благодаря центробежным силам отбрасываются к стенкам барабана, чистое же масло по сверлениям вверху поступает обратно в двигатель. Пеногасители. Отработанная смазка, стекая, попадает на движущиеся детали, как то: шестерни, шатуны, коленчатый вал и пр., сильно вспенивается и увеличивается в объеме, что затрудняет работу помп, откачивающих масло в бак, и, кроме того, требует увеличения объема баков. Для уменьшения пены в масле применяются пеногасители. В рядных двигателях пеногасители устраиваются в виде сеток на дне картера. В звездообразных двигателях пеногасители выполняются в виде перегородок в отстойниках (фиг. 201); сетчатые фильтры, помещаемые в отстойниках, также уменьшают количество пены в масле. § 192. СУФЛЕРЫ Во избежание повышения давления, которое привело бы к выдавливанию смазки через уплотнения, внутренняя полость картера сообщается с наружным воздухом при помощи суфлера. Вследствие движения поршней и прорыва газов через поршневые кольца в суфлерах^возникает пульсирующий Фиг. 202. Суфлер с патрубком. поток, выбрасывающий масло из картера двигателя. Для уменьшения выбрасывания смазки суфлеры снабжаются перегородками или лабиринтами. Для предохранения от попадания посторонних частиц в картер суфлеры часто снабжаются сетками. Для сообщения полости картера с масляным баком суфлер иногда имеет патрубок (фиг. 202) или же фланец. ПРЕДМЕТНЫЙ УКАЗАТЕЛЬ Азотирование, 323, 476 Алюминиевые сплавы для блоков и головок цилиндров 321 -----------шатунов 220 Амортизаторы колебаний 104 Амплитуда 79 — вынужденных колебаний 102 —-------, определение 135 Баббиты для вкладышей шатунов 220, 424, 425, 426 Бакингэма формула расчета зубьев 479 Балансировка коленчатых валов 185, 186 Бендикса муфта 559, 560 Бензиновые насосы 555 Бифилярный подвес 86, 110 Блоки цилиндров 259 -------двигателей воздушного охлаждения 309 — — — жидкостного охлаждения 260, 262, 263 ------, детали конструкции 310 -------, материал для них 320 — —, наружная арматура 312 — — с несущей открытой гильзой 295, 296 — — с несущей рубашкой 298, 300 -------с несущей стальной закрытой гильзой 294, 295 — — со сжатой рубашкой 300 — —, фиксация на картере 311 Бобышки поршня, расчет на прочность 236 Болты, надежность работы 192 — силовые картера 414 — стяжные шатуна 191, 218 -------коленчатого вала, расчет на прочность 160, 161 Бронза свинцовистая 426 -------для вкладышей шатунов 220 — для свечных втулок 323 Валик крыльчатки нагнетателя 502, 503 Валики вертикальной передачи 226, 227, 228, 229 . — помп, уплотнения их 593, 594 Валы коленчатые, см. Коленчатые валы Векторная диаграмма неуравновешенных сил инерции 45, 46, 50, 54, 56, 58, 65 Верньер для установки газораспределения 340, 341, 353 Видлера метод 135 Вискозиметр Энглера 563 Вкладыши баббитовые, дефекты их 427 —, заливка их 424, 425, 426, 427 — из медных сплавов 423 —, конструкция их 422, 423 —, установка их в картере 422, 423 Водяные насосы 552 Время-сечение клапана 378, 379 Вспомогательные агрегаты, приводы к ним 545 * 600 Вспомогательные агрегаты размещение на задней крышке двигателя 553 Втулки ВИШ 529, 531 . , -------, регулировка шага 541 -------с автоматическим управлением 534. — — с гидравлическим приводом 536, 538, 539, 540, 541 — — с механическим приводом 534, 535, 536 — — с ручным управлением 534 Втулки ВФШ 526 " '— — деревянных 525 — — металлических 526 — — с электрическим приводом 534, 537, 538 Втулки клапанов, типовые конструкции 314, "315 — поршневой головки шатуна, способы крепления 187 — свечные 268, 315 Высота полета, влияние на степень сжатия 488 Высотность, влияние на литраж двигателя 487 Вязкость, единицы измерения 563, 564, 565 Газораспределение 326 — звездообразных двигателей 355, 356, 357 -------—, привод к клапанам их 343, 344 -----------, привод к шайбе 348 -----------, установка и регулировка его 355, 356 —, материалы для изготовления деталей привода 403 —, перекрытие клапанов 376 —, поршни, как органы его 250 —, порядок работы цилиндров 346, 347, 348 — рядных двигателей 326, 337 — — —, взаимное расположение кулач- ков 338 — — —, привод к клапанам 332 -----------, регулировка и предельная точность ее 340, 341 —, скорость допустимая, в клапанах 373, 374 —, схемы привода кулачковых валиков 330 —, фазы его 376 Гайгера формула приведения 85 Галтели 163, *192, 193 Гармоники, графики для нахождения коэ-фициентов 121, 122 — порядок их 118 — суммирование 123, 124 Гармонический анализ 115 Гармоническое движение 79 Генераторы тока, крепление 561 Герси диаграмма 570 Герца формула 401, 480 Гильзы блоков и цилиндров 273, 290, 307 ---------------воздушного охлаждения 273, 290 ------— —, завертывание их в головку 278, 279 — — — —t износ и его причины 324 ---------------, наружное оребрение 307, 308 ---------------уплотнения 308, 309, 310 Гироскопический момент винта 485 Головки блоков 301, 303, 304 — —, перепуск воды 307 Головки цилиндров 273, 286 ------- звездообразных двигателей, детали их 279 -------, материал для них 320 -------навертные 274, 275 -------накладные 273, 274, 275 — —, проверка нарезки 317 — — рядных двигателей воздушного охлаждения 286 — —, схемы различного расположения клапанов в них 267 -------, уплотнение с гильзой 275, 276, 277, 278 — — формы камер сгорания 267, 284, 285 Грибок клапана, форма его 365, 366 Давление максимальное вспышки б — сжатия 7 .Демпферы динамические 106 Дефлекторы масляные 441 — охлаждения цилиндров 294 Диаграмма газораспределения 338, 376 — Герси 570 — для определения жесткости при кручении цилиндрического вала 82 -----------индикаторной мощности двигателя с П. Ц. Н. 10 -----------1ад и Тк 9 -----------поправки мощности на атмосферные условия 10 — — — поправки мощности на противо- давление 9 —-------суммарного механического к.п.д. 11 — износа шатунной шейки 573, 574 — крутящего момента двигателя 517 — подъема и ускорения для кулачка с плоским толкателем 390 — — скорости и ускорения кулачка по- стоянного ускорения 377, 379, 382 Динамический расчет 5 Дисковое фрикционное сцепление 498 Днища поршней 225, 226, 227, 228 -------, расчет на прочность 236 «Жаровое кольцо» 251 Заглушающий момент 136 Заглушения работа 136 Заглушки блока 311 — поршневых пальцев 236 Зазоры в клапанном механизме 401 —-------—? регулировка 362, 363 — —-------, схема компенсации 402 — монтажные в сочленениях деталей газораспределения 403 Заливка вкладышей 424, 425, 426, 427 Затяжка цилиндра 317, 318, 319, 320 Зубья шестерен редуктора, расчет на прочность 476 Игольчатые подшипники 578 Износ цилиндров 324, 325 Индикаторная диаграмма двигателя без; нагнетателя 5,7 — — двигателя с П. Ц. Н. 8 ------• нагнетателя Рута 490 Инерционный самопуск 557, 558, 559 Камера сгорания Дженуэйя 265 — —, зависимость между формой ее и степенью сжатия 264 ------- плоская 267, 284 -------Рикардо 264, 265 -------сферическая 267, 284 -----------с подвесными клапанами 264 -------Уатмоу 265 -------шатровая 267, 284, 285 Канавки смазочные 572 Картера формула 84 Картеры коленчатого вала 405 — — — звездообразных двигателей 428. — — — звездообразных двигателей двух- рядных 431 -----------звездообразных двигателей, мас- лопроводка 439 -----------звездообразных двигателей однорядных 428 -----------, лапы их 418, 420 — — —, материалы для них 447 —-------, отливка 448, 449, 450 -------—, присоединение штуцеров, типы- 592 — — — рядных двигателей, классифи- кация 406 — — — рядных двигателей, маслопро- водка 590 — — — стальные 434 • ' — •------суфлирование 443 — — —, укрепление стенок 415 — — —, фиксация взаимная половин 414 — — —, штамповка 448 Картеры редукторов 422, 463 Кельша метод исследования уравновешенности 43, 44, 50, 51, 52, 53 Клапанные приводы, определение нагрузок 390 — —, расчет деталей их на прочность. 399 Клапанные пружины 370 — —, расчет на прочность 392 Клапанный механизм, зазоры в нем 401 -------, основные параметры его 372 Клапаны 365 — в головке цилиндра, схемы расположе- — ния 267 — впускные 286 —, диаграмма подъема скорости и ускорения 377 — коромысла их 361 —, наконечники их 369, 370 —, направляющие их 286, 315, 316 —, охлаждение 366, 367, 368 —, подъем 374 — пустотелые, изготовление 368 —, развал 279 — редукционные 586 — рядных двигателей, привод к ним 332 —, ударники их 364, 365 Ключ тарированный для затяжки шпилек 415-. Кожухи клапанные 283 Кокильная заливка вкладышей 425, 426 Колебания вынужденные без затухания 102 601 Колебания вынужденные кручения коленчатого вала рядного двигателя 129 -------с затуханием 111 Колебания свободные крутильные (коленчатых валов) 79 -----------вала с двумя массами 89 -------— вала с многими массами 94 — — — вала с тремя массами 91 -------— заменяющих систем, формы 100 -------—, приведение вала без редуктора ' 83, 84, 85 -------—, приведенная схема с редуктором и нагнетателем 78, 88, 89 — — — с одной степенью свободы 80 -----------, упрощенные методы определения 99 'Колена коленчатых валов, взаимное расположение 143 -------—, расчетная схема 178 -------—, элементы конструкции 154, 161 Коленчатые валы 143 — —, балансировка их 185, 186 -------, конструкция хвостовиков их 174 -------, коренные и шатунные шейки их 161 -------, крепление противовесов 163, 167, 168 — —, крутильные колебания 79 -------, монтаж их 185, 186 -------, носок их 168 -------, осевая фиксация их 173, 174 -------, подшипники для них 153, 154, 171, 172 ------, производство 184 ------, расположение колен 143, 144, 145, 146, 148, 151, 152, 153 — —, расчет на прочность по методу многоопорной балки 181 -------, расчет на прочность по методу разрезной балки 177 -------, смазка 587 ------, стали, применяемые для их изготовления 184 ------ уплотнения 592 ------, число опор их 152, 153 ------, щеки их 158, 159, 165, 166, 167 Коловратные масляные помпы 583 Колодочные фрикционы 498 ------, расчет их 514 Кольца поршневые 240, 241 ------, графическое построение формы 246 -------, зазоры в них 258 — —, замки их 243 ------, материал для изготовления 254, 255 ------, напряжение при надевании 248, 249 •------, насосное действие 258 ------, определение формы 245, 246 ------, отливка их, способы. 254, 255, 256 ------, проверка упругости 257, 258 ------, расположение 240 ------, расчет на прочность 243 ------, установка стопоров их 243 Кольца маслосборные 172, 173, 240, 242, 243, 503 — уплотнительные 240, 241 Кольцевое сцепление фрикционной шестерни 500 Кольцо эластичное, уплотнение гильзы блока 308, 309, 310 Контровка гаек шпилек картера 446, 447 Конусность вала 572 Коренные шейки, см. Шейки — шпильки 414, 415 Кориолисовы силы инерции 485 Коромысла клапанов 284, 361, 362 Коррозия цилиндров 322, 324 Коэфициент заглушения 111, 140, 142' •— нарастания колебаний 103 -------—, зависимость от частоты 104 — — — с заглушением 113 — неравномерности крутящего момента, величина его 35 ------- хода 37 — профиля зуба 477, 482 — работоспособности для подшипников 476 — скорости по Франклину и Смиту 478 — трения качения 476 — Фурье 116 Крепление генераторов тока 561 —'• двигателя к раме, варианты 441 — магнето 547 — противовесов коленчатых валов 167, 168 — цилиндра к картеру 269, 271 — шестерен редуктора 453 Кривошипные головки шатунов 191 — — —, заливка их антифрикционным сплавом 193 — — — звездообразных двигателей 202 -----------неразъемные 191, 206 — — — разъемные 191, 203 ------— рядных двигателей 191, 193 Крутящий момент на валу нагнетателя 517 — —, зависимость равномерности от угла между цилиндрами 143 -------, коэфициент неравномерности 35 — — суммарный на коленчатом валу 29 Крыльчатка нагнетателя 501, 502, 518 — —, расчет на прочность 518 Кулачки постоянного ускорения (параболические) 379, 382 —, построение профиля 379, 382 -—, профили 379, см. также Профили кулачков — с плоским толкателем 389 —, смазка 589 Кулачковые валики, конструкция их 338 -------, привод 330, 331, 332 — —, смазка 590 Кулачковые шайбы, выполнение их 354, 355 — — звездообразных двигателей, пере- даточные числа к ним 344 — —, кинематические схемы приводов их 348 —,—, конструктивные элементы приводов их 352 — —, расположение их 343 — — — толкателей 354, 355 « : Лабиринтное уплотнение 503, 504 Ланчестера демпфер, схема 115 . —, способ уравновешивания 47, 63, 65, 73 Лопасти ВИШ, механизм управления 534 Лопасть винта, действующие на нее нагрузки 530 — —, крепление во втулке 531 Лопатка колеса нагнетателя, расчет на прочность 518 Лямэ формула 217, 219 Магнето, крепление 547 Масла авиационные, вязкость 564, 565 Масло смазочное, расчет циркуляции 575 ., -------, центробежная очистка 588 Маслоотстойник 439, 440 Ф02 Маслопроводка в картерах звездообразных • двигателей 439 — в картерах рядных двигателей 590 Маслосборные кольца 172, 173, 240, 242, • 243, 503 Масляное уплотнение в носке коленчатого вала 172, 173 — — валиков нагнетателя и агрегатов 503, 552 Масляные дефлекторы 441, 589, 594 Масляные помпы 580, подр. см. Помпы масляные Масляный насос автопилота 561 Материалы для изготовления головок и блоков цилиндров 320, 321, 323, 324 . — — — деталей привода газораспределения 403 ----------- деталей редукторов 476 —-------картеров 447 — — — поршневых пальцев 253, 254 255 256 -----------поршней 251, 252, 253 —-------шатунов 220 — — — шпилек и болтов картера 445, 446 Маятниковый демпфер 108 Модуль шестерен 481, 482 Муфты Бендикс 559, 560 — промежуточные 472 — упругие, см. Упругая муфта Нагнетатели 487 — Козет 489 —, колесо их 501 — коловратные 489 — объемные 488, 489 — поршневые 488 —, расчет лопатки колеса 518 — Рута 489, 490 — схемы приводов .передачи 491, 492, 493 —, уплотнение 594 — центробежные 488, 491 Наддув 487 —, влияние на рост мощности 488 —, регуляторы его 510 Напайка баббита 426 Направляющие клапанов 286, 315, 316 — толкателей 360 Насосное действие поршневых колец 258 Насосы бензиновые 555 — водяные 552 — масляные 580 Натрий металлический, применение для охлаждения клапанов 367, 368 Неравномерность крутящего момента, значения коэфициента 35 '— хода 35 Неуравновешенные силы ряда с прицепными шатунами 57 Ниппельный тип соединений 592 Носок картера звездообразных двигателей 435 — — рядного двигателя 418 — коленчатого вала 168 -----------посадка втулки винта 169 Обрыв болтов 192 Ограничители прогибов пружин 371 Опорно-упорные подшипники, см. Подшипники Опрокидывающий момент 39 Оребрение картера 415 — наружное гильз жидкостного охлаждения 307, 308 Оребрение цилиндров воздушного охлаж. дения 290, 291, 292, 294 Осевая фиксация коленчатого вала 173, 174 — — вала редуктора 458 Отражатели масляные 589, 594 Пальцы поршневые 234 — —, замки для фиксации 235, 236 — —, материал для изготовления их 253, 254, 255, 256 -------, расчет на прочность 237 — —, смазка 589 — —, типы их 235 Пальцы прицепных шатунов 196, 197, 201 -----------, фиксация 201 Параболический кулачок 382 Пеногасители 599 Передаточное число планетарного редуктора 453 Передаточные числа к вспомогательным агрегатам 545 -------к кулачковым шайбам звездообразных двигателей 344 Передача к П. Ц. Н. 491 Переразмеренность 487 Переразмеренный двигатель, индикаторная диаграмма 5 Пересжатие 487 Период колебания 79 Питч шестерен 482 Планетарный редуктор, см. Редуктор планетарный Пластичные прокладки 308 Плунжерные масляные помпы, см. Помпы масляные Подъем клапана 374 Подшипники 576 — для коленчатых валов 153, 154 —, долговечность 576 — жидкостного трения, расчет 566 — игольчатые 578 — качения 576 -------, смазка 589 -------, схема распределения нагрузок в них 577 —, коэфициент работоспособности 576 —, критический режим работы 570 — нестандартные 576 — опорно-упорные коленчатого вала 170, 171, 172, 576 — опорные редуктора 458 —, смазка 463 — стандартные 576, 578 — —, габариты 578 —, установка 434 — характеристика режима 570 Помпы масляные 580 — — коловратные 583, 584 — — плунжерные 585 — — шестеренчатые 580, 583 Пористость отливок 321 Поршневые бобышки 228 — головки шатунов 187 —-------крепление втулок в них 187 — — — сплавающими втулками 188 -----------смазка 188, 190 Поршневые кольца, см. Кольца поршневые — пальцы, см. Пальцы поршневые — сплавы 251, 252 Поршни 222 — алюминиевые 223, 224 -------, явление «роста» 252, 254 — биметаллические Рикардо 234 —, боковая поверхность их 230, 231 603 Поршни верхний пояс их 233 —, влияние величины боковой поверхности их на мощность трения 230, 231 —, выбор материала для них 223, 224 — данные для определения проходимых ими путей 17 —, данные для определения скоростей их 18 —, данные для определения ускорения их 19 — двухтактных двигателей 250, 251 —, детали его, расчет на прочность 236 —, днища их 225 —, изготовление их 228, 251, 252, 253, 255 — как органы газораспределения 250 —, конструктивные элементы их 225 —, материалы для изготовления их 251 —, монтажные зазоры 258 —•, нормальные соотношения основных размеров их 230, 231 —, распределение температур в них 222 —, расчет на прочность 236 — Рикардо 232 —, смазка 588 —, трение боковой поверхности их 223 240 — четырехтактных ротативных двигателей 250, 251 — чугунные 223, 224 —, штамповка их 253, 255 Поршня юбка 230 -------двухтактного двигателя 250, 251 Порядок работы цилиндров 346, 347, 348 Потери механические в отдельных деталях двигателя 222, 223 Приведенная длина вала 83 — схема вала с планетарным редуктором 89 — схема двигателя с редуктором и нагнетателем 87 Приведенные массы шатунно-кривошипного механизма, определение 13 Привод валиков вертикальной передачи, схемы 326 — газораспределения 326 — — в звездообразных двигателях 343, 348 ------в рядных двигателях 32б~, 330, 331, 332, 337 — четырехтактных ротативных двигателей 250, 251 — чугунные 223, 224 — штамповка их 253, 255 Поршня юбка 230 ------двухтактного двигателя 250, 251 Порядок работы цилиндров 346, 347, 348 Потери механические в отдельных деталях двигателя 222, 223 Приведенная длина вала 83 — схема вала с планетарным редуктором 89 —- схема двигателя с редуктором и нагне-• тателем 87 Приведенные массы шатунно-кривошипного механизма, определение 13 Привод валиков вертикальной передачи, схемы 326 —- газораспределения 326 ------в звездообразных двигателях 343, 348 ------в рядных двигателях 326, 330, 331 332, 337 604 Привод валиков верхний 326 — —, материалы для изготовления деталей его 403 -------нижний 326, 337 — к вспомогательным агрегатам 545, 552, 555, 561 — к клапанам рядных двигателей 332 — к нагнетателю выключающийся 491, 494, 504 — — —? расчет деталей 514 — клапанный звездообразных двигателей 357 -------, определение нагрузок 390 — —, расчет деталей 399 Приводные центробежные нагнетатели 491 Прицепные шатуны 193, 196 -------, кинематика, ее особенности 20 Прокладки картера, постановка 438 — цилиндра пластичные, типы 308 Противовесы коленчатых валов 163, 166 -----------, крепление 167, 168 Профили кулачковые, очерченные дугами круга 384 — — с вогнутой боковиной 386 — — с выпуклой боковиной 384 ------- с плоской боковиной 387 Пружины клапанные 370 — —, расчет на прочность 392 — навивка их 399 — напряжение скручивания в редукторах 386 — определение предварительной затяжки 396 — проволочные, конструктивные типы их 397, 398 — —, номограмма для расчета их 393 Пуаз 563 П. Ц. Н. 49t Радиально-упорные подшипники, см. Подшипники Радиальные подшипники, см. Подшипники Разложение сил по элементам шатунного механизма с центральными шатунами 23 Разноска масс шатунов 15 Распределение, см. Газораспределение Распределители самопуска 555 Расчет на прочность бобышки поршня 236 — — — вала редуктора 484 -------— деталей привода к нагнетателю 514 —-------дета лей приводов к клапанам 399 — — — деталей цилиндра 316 — — — днища поршня 236 — — — зубчатых колес редуктора 476 -------- — клапанных пружин 392 — — — колена коленчатого вала 178 — — — коленчатого вала 177, 181, 183 — — — колодок фрикциона 514 —-------конических шестерен 479, 480 — — — коренной шейки коленчатого вала 180, 183 — — — крыльчатки нагнетателя 518 — — — крышки шатуна 219 — — — лопатки колеса нагнетателя 518 — — __ поршневых пальцев 237. — — — поршня и его деталей 236 —-------пружин 517, 518 — — — стяжного болта .коленчатого вала 160, 161 — — — упругого соединения 518 — — — шатунных болтов 218 — — — шатунных шеек 180, 183 Расчет на прочность шевронных шестерен 479, 480 — — — шестерен с прямыми зубьями 476 — — — шпилек цилиндра 317 -----------щек коленчатых валов 179 Расчет подшипников жидкостного трения 566 , — размеров пружин 484 — упругой муфты редуктора 483 — циркуляции масла 575 Ребра цилиндров 290, см. также Оребрение цилиндров — —, размеры их 291, 292 Регуляторы наддува 510 — числа оборотов ВИШ 541, 542, 543, 561 Редукторы 87, 89, 451 —, картеры их 422, 463 — кинематические схемы 4Э1 —, конструкция вала 458 —, материалы для деталей их 476 v — опоры шестерен 458, 472 — планетарные 451, 464 — —, передаточное число 453 — —, расчет вала на прочность 484 — —, расчет зубьев шестерен 476, 479, 480 — —, смазка 474 — —> уравнительные механизмы 464 — со смещенными осями шестерен 451 — со смещенными осями, элементы .конструкции 453 — соосные 451 Редукционные клапаны '586 Резонанс 103 Резонансный режим 126 — — главный 129 — — критический 28 Рейнольдса число 568 Ролик, схема качения 576 Роликовые подшипники, см. Подшипники «Рост» поршня 252, 254 Рубашки цилиндров 272, 301 — — алюминиевые 294 — '— стальные, типы сварных швов 272 — — элементы конструкции 303 Сальники 594 Самопуск инерционный 557, 558, 559 — распределители 555 — ручной 560 Сантипуаз 563 Сантистокс 563 Сателлиты редуктора 464, 466, 470 Свечные втулки 268, 315 Седла клапанов 312, 314, 315 Сжатия степень, влияние ее на рост ]мощности 488 -------, влияние на нее высоты полета 488 Силовые .болты картера 414 — шпильки цилиндра и картера 311, 312, 414 Силумин 447, 448 Силы инерции поступательно-движущихся частей кривошипно-шатунного механизма 16 — — поступательно-движущихся частей механизма с прицепным шатуном 20 — —, разноска масс шатунов 15 Синхронизаторы 561 Смазка двигателей 562 :------схемы 578 — коленчатого вала 587 Смазка (кулачков распределительных валиков 589 — кулачковых валиков 590 — планетарных редукторов 474 — подшипников 463, 464 — —, влияние неточности 572 — — качения 589 — поршневых головок шатунов 186, 188, 589, 590 — поршней 588 — узлов двигателя 463, 587, 588, 589, 590 Смазочные „канавки 572 Сплавы алюминиевые 220, 321 — титановые 320 Стали для изготовления пальцев прицепных шатунов 220 — — — поршневых пальцев 253, 254, 255 — — — цилиндров и клапанных седел 324 — — —- шатунов 220 Сталь, зависимость временного сопротивления от температуры 491 Станок токарный копировальный, схема его 383 — фрезерный копировальный, схема его 383 — шлифовальный, схема его 383 Стартер электроинерционный 558, 559 Стеллит, состав его 368 Степень неравномерности крутящего момента 35 Стоке 563 Стопоры поршневых колец, установка их 243 Стыки, уплотнения 594 Суммарный крутящий момент 29 Суммирование гармоник от газовых и инерционных сил 123 — — от нескольких цилиндров на одном колене 124 — крутящих моментов от всех колен 5 — — — многоколенного вала и нахо- ждение реакций коренных подшипников 29 — сил газа и сил инерции поступательно-движущихся масс 5, 23 -------от нескольких цилиндров, действующих на одну шейку кривошипа 5 26 Суфлеры 443, 444, 599 Таблицы для определения сил по N, Т, и Z 25 Тарелочка для упора пружин 399 Тарированный ключ для затяжки шпилек415 — удар 201 Тахометр 561 Тейлора метод исследования уравновешенности 43, 44 Титановые сплавы 320 Толкатели 359 —, направляющие их 360 — плоские 389 —, расположение их 354, 355 « Толле метод 95 Торзиограмма 142 Торзиограф 128, 140 —.Гайгера 141 — Фрама 141 Торзиографирование 140 Трение боковой поверхности поршня 223 — в подшипниках 223 —, виды его 562, 565, 566, 570 — поршней 222, 223 Турбокомпрессор 490, 491 605 Удельный объем воздуха, изменение с высотой 488, 489 Узел колебаний 90 Уплотнение 592 — без прокладок 310 — в носке коленчатого вала 172, 173, 592 — валиков агрегатов 592, 594 -г- гильзы, водяное 310 —. головки, газовое 276, 277, 278, 308, 309, 310 — нагнетателя, воздушно-кольцевое 503, 504, 594 — — лабиринтное 503, 504 Упорные подшипники коленчатого вала 170, 171 Упругая муфта передачи к нагнетателю 494, 495 -------редуктора 456, 457, 458 — подвеска двигателя 442, 443 Упругое соединение нагнетателя, расчет на прочность 5Ш Уравнительные механизмы редуктора 464 Уравновешивание авиационных двигателей 40 — восьмицилиндрового V-образного двигателя 64 — вращательно-движущихся масс 41 — графические методы исследования 43 — двойных звезд 76 — двухцилиндрового двигателя с противолежащими цилиндрами 63 — — V-образного двигателя 62 — динамическое 41 — звездообразных двигателей с центральными шатунами 76 — многорядных двигателей, исследование 62 — многоцилиндровых однорядных двигателей 48 —, приемы исследования 43 — простых звездообразных двигателей с прицепными шатунами 67 — рядных двигателей 58 —, способ Ланчестера47,63, 65, 73 — статическое 41 — 1-цилиндрового двигателя 45 — 2-цилиндрового рядного двигателя 48 — 4-цилиндрового однорядного двигателя с кривошипами под углом 90° 52 — 4-цилиндрового однорядного двигателя с кривошипами под углом 180° 51 — 6-цилиндрового рядного двигателя 55 — 12-цилиндрового V-образного двигателя с углом развала 60° 66 — 12-цилиндрового W-образного двига-]теля с углом развала 60° 65 Установочный штифт 438 Фаза 79 — начальная 79 Фазы распределения 376 Фиксация выступом 192 — крышки на картере 437, 438 ------шатуна 191, 192 Фильтры для смазки 594, 595, 596 Формула Бакингэма 479 — Герца 401, 480 — Картера 84 — Лямэ 217, 219 — приведения Гайгера 85 Фосфатирование 323 Фрикционные сцепления 498 Хвостовики коленчатых валов 174 — — — в двигателях без нагнетателей 157, 177 —-------в двигателях с нагнетателями 158, 177, 495, 496 Цементация 476 Центробежная заливка вкладышей 425 — очистка масла 588 Цилиндры 259 —, блоки их 301, см. также Головки блоков, Гильзы —, затяжка блока 317, 318, 319, 320 —, износ 325 — камеры сгорания 264, см. также Камеры сгорания —, классификация 259 —, коррозия 324 —-, крепление к картеру 269, 270, 271, 290 —, литье под давлением 322 —, материалы для изготовления их 320, 321, 323, 324 —-, оребрение их 29,0 . — отдельно стоящие, двигателей водя-|ного охлаждения 267 — отдельно стоящие, двигателей воздушного охлаждения 273 — расчет на прочность 316 — с боковыми клапанами 261, 264 — с подвесными клапанами 263, 264 — стальные 268 — температуры 305 — чугунные 267,. 268 Циперера метод 120 Частота круговая гармонического движения 79 Числа передаточные, см. Передаточные числа Чугун для изготовления поршневых колец, 255, 256 Шайбы кулачковые, см. Кулачковые шайбы Шариковые подшипники, см. Подшипники Шатунно-кривошипный механизм, определение приведенных масс 13 — —, определение силы инерции посту- пательно-движущихся частей его 16 Шатунные болты, расчет 218 Шатунный механизм, определение основных размеров 210 Шатуны 187 —, материалы для изготовления их 219 — прицепные 193, 196, 201 —, производство 219 —, радиусы проушин в звездообразном двигателе 214 —, расчет на прочность 215, 219 — силы инерции 20 —, смазка 588 — центральные4! 93, 194, 195, 196 Швы сварные рубашек стальных цилиндров 272 Шейки (коренные и шатунные) 161 —, диаграмма износа 573, 574 —, обработка 185 —. подвод смазки 573 —, размеры Ш1, 162 —, расчет на прочность 180, 183 —, реакции на них 29 "Шестеренчатые масляные помпы, см. Помпы масляные 606 Шестерни привода к нагнетателю 494, 496, Щеки коленчатых валов 158, 159, 165, 166, 497 167 — редуктора конические, расчет 479, 480 ----------, расчет на прочность 179 — — крепление 453, 472 — — опоры 458 Эквивалентная масса 85 — —„ смазка 463, 589 Эквивалентный вал 83 — —, типы соединений 453, 455, 456 Эластичное кольцо 308, 309, 310 — — с прямыми зубьями, расчет 476 Электроинерционный стартер Эклипс 558,. — — шевронные, расчет 479, 480 . 559 Шпильки картера 414, 415, 445, 446, 447 Электрон 448, 449 — цилиндра 311, 312, 317 Энглера градусы 563 Шплинтовка 447 Эррозия цилиндров 324 Штуцеры присоединения к картеру, типы 592 ОГЛАВЛЕНИЕ Раздел первый Глава I. Динамический расчет авиационного двигателя §1. Введение .................................... . 5 § 2. Конструктивная индикаторная диаграмма нормального невысотного и переразмеренного двигателя................................... 5 §3. Конструктивная индикаторная диаграмма высотного двигателя с приводным центробежным нагнетателем (П.Ц.Н.)......................... 8 § 4. Определение приведенных масс шатунно-кривошипного механизма. Точные выражения скорости и ускорения поршня........................ 13 § 5. Приближенное выражение для сил инерции поступательно-движущихся частей простого шатуннокривошипного механизма.................... . 16 § 6. Силы инерции поступательно-движущихся частей механизма с прицепным шатуном......................................... 20 § 7. Суммирование сил газа и сил инерции поступательно-движущихся масс ..... 23 :§ 8. Суммирование сил от нескольких цилиндров, действующих на одну шейку кривошипа .......,.................................. 26 § 9. Суммирование моментов многоколенного вала и нахождение реакций коренных подшипников...................................... 29 Примеры динамического расчета........................... 30 § 10. Неравномерность хода .............................. 35 Глава II. Уравновешивание авиационных двигателей § 11. Общие соображения об уравновешенности...................... 40 § 12. Уравновешивание вращательно-движущихся масс................. 41 § 13. Неуравновешенные силы инерции поступательно-движущихся масс. Приемы исследования уравновешенности двигателя........................ 43 § 14. Уравновешивание одноцилиндрового двигателя........... 45 § 15. Уравновешивание многоцилиндровых однорядных двигателей........... 48 § 16. Уравновешивание двухцилиндрового рядного двигателя с углом между коленами вала 180° ....................................... 48 § 17. Уравновешивание четырехцилиндрового однорядного двигателя.......... 51 а) кривошипы расположены под углом 180°.................... 51 б) кривошипы расположены под углом 90°.................... 52 § 18. Уравновешивание шестицилиндрового рядного двигателя............ 55 § 19. Неуравновешенные силы ряда с прицепными шатунами.............. 57 § 20. Общие признаки уравновешенности рядных двигателей.............. 58 § 21. Общие приемы исследования уравновешенности многорядных двигателей..... 62 § 22. Уравновешивание двухцилиндрового V-образного двигателя........... 62 § 23. Уравновешивание двухцилиндрового двигателя с противолежащими цилиндрами 63 § 24. Уравновешивание восьмицилиндрового V-образного двигателя с расположением колен под углом 180°................................. 64 § 25. Уравновешивание W-образного 12-цилиндрового двигателя с углом развала между рядами цилиндров в 60°................................ 65 § 26. Уравновешивание 12-цилиндрового V-образного двигателя с углом развала между рядами цилиндров в 60°............................... 66 § 27. Общий случай уравновешивания простых звездообразных двигателей с прицепными шатунами.................................... 67 § 28. Уравновешивание звездообразных двигателей с центральными шатунами .... 76 § 29. Уравновешивание двойных звезд ........................... 76 Глава III. Крутильные колебания коленчатых валов § 30. Гармоническое движение............................... 79 § 31. Свободные колебания с одной степенью свободы................. . 80 § 32. Приведенная длина вала ............................... 83 § 33. Эквивалентная масса ................................. 85 § 34. Приведенная схема двигателя с редуктором и нагнетателем............ 87 § 35. Свободные колебания вала с двумя массами .................... 89 § 36. Свободные колебания вала с тремя массами .................... 91 § 37. Свободные колебания вала с многими массами................... 94 § 38. Упрощенные методы определения периода собственных колебаний ......... 99 § 39. Вынужденные колебания без затухания....................... 102 § 40. Динамические демпферы.............................. 106 § 41. Вынужденные колебания с затуханием ....................... 111 § 42. Гармонический анализ ............................... 115 § 43. Гармоники момента от сил инерции поступательно-движущихся частей. Суммирование гармоник от газовых и инерционных сил.................. 123 § 44. Суммирование гармонических моментов от нескольких цилиндров на одном колене 124 § 45. Резонансные режимы работы двигателя....................... 126 § 46. Вынужденные колебания кручения коленчатого вала рядного двигателя..... 129 § 47. Определение амплитуды вынужденных колебаний при резонансе по методу Видлера 135 § 48. Торзиографирование . .................................. 140 Раздел второй Глава I. Коленчатые валы авиационных двигателей § 49. Взаимное расположение колен............................ 143 § 50. Число опор коленчатого вала............................ 152 § 51. Подшипники для коленчатых валов......................... 153 § 52. Разъемные конструкции коленчатых валов..................... 154 § 53. Расчет стяжного болта............. ................... 160 § 54. Элементы конструкции колена............................ 161 § 55. Противовесы...................................... 166 § 56. Носок коленчатого вала . . ............................. 168 § 57. Упорные подшипники................................. 170 § 58. Уплотнение в носке................................. . 172 § 59. Осевая фиксация вала редукторных двигателей................. . 173 § 60. Конструкция хвостовиков валов........................... 174 § 61. Расчет на прочность коленчатого вала....................... 177 § 62. Материал, производство и монтаж коленчатых валов ... ........... 184 Глава II. Шатуны авиационных двигателей § 63. Поршневая головка и стержень шатуна . . ..................... 187 § 64. Кривошипные головки шатунов однорядных двигателей.............. 191 § 65. Кривошипные головки шатунов многорядных двигателей............. 193 § 66. Кривошипные головки шатунов звездообразных двигателей............ 202 § 67. Определение основных размеров шатунного механизма.............. 210 § 68. Расчет деталей шатуна............... . ............... . 215 § 69. Материал и производство шатунов.......................... 219 Глава III. Поршни § 70. Общие сведения ................;................... 222 § 71. Конструктивные элементы поршня.......................... 225 § 72. Поршневые бобышки................................. 228 § 73. Юбка поршня...................................... 230 § 74. Палец поршня..................................... 234 § 75. Расчет на прочность поршня и его деталей.................... 236 § 76. Поршневые кольца .................................. 240 § 77. Расчет поршневого кольца.............................. 243 § 78. Поршни как органы газораспределения....................... 250 § 79. Материал, изготовление и монтаж поршней и их деталей ............. 251 Глава IV. Цилиндры и блоки § 80. Общие сведения ...........:........................ 259 § 81. Конструкция камеры сгорания ............................ 264 § 82. Отдельно стоящие цилиндры двигателей водяного охлаждения .......... 267 § 83. Отдельно стоящие цилиндры двигателей воздушного охлаждения......... 273 § 84. Головки цилиндров звездообразных двигателей........ . ......... 279 § 85. Головки цилиндров рядных двигателей воздушного охлаждения.......... 286 § 86. Гильзы цилиндров двигателей воздушного охлаждения.............. . 290 § 87. Оребрение цилиндров................................. 290 § 88. Силовые схемы блоков ................................ 294 § 89. Элементы конструкции головок и рубашек блока ................. 301 §90. Гильзы блока ..................................... 307 § 91. Мелкие детали конструкции блока . ........................ 310 § 92. Блоки двигателей воздушного охлаждения..................... 312 § 93. Седло клапана, направляющие клапанов, свечные втулки ............ 312 § 94. Расчет на прочность деталей цилиндра....................... 316 § 95. Материалы для головок и блоков цилиндров.................... 320 Глава V. Газораспределение авиадвигателей § 96. Привод к распределению рядных двигателей.................... 326 § 97. Привод к клапанам рядных двигателей....................... 332 § 98. Нижнее газораспределение в рядных двигателях ................. 337 § 99. Конструкция кулачковых валиков.......................... 338 § 100. Регулировка газораспределения...........;............... 340 § 101. Расположение привода и передаточные числа к кулачковым шайбам звездообразных двигателей....................................... 343 § 102. Кинематические схемы приводов кулачковых шайб................ 348 § 103. Конструктивные элементы приводов к кулачковым шайбам............ 352 § 104. Кулачковые шайбы.................................. 354 § 105. Установка распределения звездообразных двигателей............... 355 § 106. Привод клапанов в звездообразных двигателях от обычных кулачков...... 357 § 107. Толкатели и направляющие ............................. 359 § 108. Коромысла клапанов и ударники ......................... 361 § 109. Клапаны........................................ 365 § 110. Производство пустотелых клапанов......................... 368 § 111. Замки и наконечники клапанов.......................... . 369 § 112. Клапанные пружины ................................. 370 §113. Основные параметры клапанного механизма .................... 372 §114. Подъем клапана.................................... 374 § 115. Фазы распределения.............. .................... 376 § 116. Диаграмма подъема, скорости и ускорения клапана. Время-сечение........ 377 §117. Форма кулачка. Кулачок постоянного ускорения.................. 379 § 118. Профили кулачков, очерченные дугами круга................... 384 § 119. Кулачок с плоским толкателем ........................... 389 § 120. Определение нагрузок клапанного привода..................... 390 § 121. Расчет клапанных пружин.............................. 392 § 122. Расчет деталей приводов к клапанам........................ 399 § 123. Зазоры в клапанном механизме . .......................... 401 §124. Материалы, применяемые для изготовления деталей привода газораспределения. Монтажные зазоры................................... 403 Глава VI. Картеры § 125. Общие сведения.................................... 405 § 126. Классификация картеров рядных двигателей ................... 406 § 127. Системы разъемов и силовая связь частей картера.................. 406 § 128. Соединение половин картера и взаимная их фиксация.............. 414 § 129. Стенки картера и меры, применяемые к увеличению их жесткости......... 415 § 130. Лапы картера..................................... 418 § 131. Носок и задок картера рядного двигателя . . ................... 418 § 132. Установка вкладышей................................. 422 § 133. Материал, производство, дефекты вкладышей................... 423 § 134. Картеры звездообразных двигателей. Центральная часть картера однорядного звездообразного двигателя .............................. 428 § 135. Центральная часть картера двухрядного звездообразного двигателя....... 431 § 136. Установка подшипников ..............................• . 434 § 137. Носок и задок картера звездообразных двигателей.................. 435 § 138. Маслопроводка в картерах звездообразных двигателей .............. 439 § 139. Крепление звездообразных двигателей к подмоторной раме ........... 441 § 140. Суфлирование картера ................................ 443 § 141. Шпильки картера................................... 445 § 142. Материалы для картеров............................... 447 Раздел третий Глава I. Редукторы § 143. Схемы редукторов авиационных двигателей .................... . 451 § 144. Передаточное число................................. 453 § 145. Элементы конструкции редукторов со смещенными осями. Шестерни и их крепление 453 § 146. Упругое соединение шестерен . . . ......................... 456 § 147. Опоры шестерен редуктора. Конструкция вала редуктора. Осевая фиксация . . 458 § 148. Картеры редукторов.................................. 463 § 149. Смазка подшипников и зубьев шестерен ...................... 463 § 150. Общая схема планетарного редуктора. Уравнительные механизмы........ 464 § 151. Установка цилиндрических сателлитов........................ 466 § 152. Системы посадки конических сателлитов...................... . 470 § 153. Опоры вала планетарных редукторов........................ 472 § 154. Крепление ведущих и неподвижных шестерен................... 472 § 155. Смазка планетарных редукторов........................... 474 § 156. Материалы, применяемые для деталей редукторов ................. 476 § 157. Расчет зубчатых колес редуктора.......................... 476 § 158. Расчет упругой муфты редуктора.......................... 483 § 159. Расчет вала редуктора . ,............................... 484 Глава II. Нагнетатели § 160. Общие сведения .................................... 487 § 161. Передача к П. Ц. Н.................................. 491 § 162. Элементы привода. Упругое соединение и ведущая шестерня............ 494 § 163. Промежуточные шестерни.............................. 497 § 164. Фрикционные соединения............................ . 498 § 165. Колесо нагнетателя. Валик колеса. Опоры валика................. 501 § 166. Маслоуплотнители................................... 503 § 167. Выключающиеся приводы к нагнетателю...................... 505 § 168. Регуляторы давления ..."............................... 510 § 169. Расчет деталей привода к нагнетателю....................... 514 § 170. Расчет на прочность колеса нагнетателя .................. 518 Глава III. Втулки воздушных винтов § 171. Втулки деревянных винтов с фиксированным шагом................ 525 § 172. Втулки металлических винтов с фиксированным в полете шагом.......... 526 § 173. Втулки металлических винтов с изменяемым в полете шагом............ 529 § 174. Посадка втулок винтов изменяемого шага на вал двигателя и крепление в них лопастей винтов..................................... 531 § 175. Механизм управления лопастями винта изменяемого шага............. 534 Глава IV. Приводы к вспомогательным агрегатам § 176. Общие соображения. Приводы к магнето...................... 545 § 177. Приводы к водяным и бензиновым насосам..................... 552 § 178. Распределители самопуска. Инерционные и ручные пусковые устройства 555 § 179. Дополнительные приводы.............................. . 561. Глав а V. Смазка авиационных двигателей § 180. Определение вязкости масла........................... 562 § 181. Расчет подшипников жидкостного трения...................... 566 § 182. Смазочные канавки и подвод смазки........................ 572 § 183. Расчет циркуляции масла . . ............................ 575 § 184. Шариковые и роликовые подшипники........................ 576 § 185. Системы смазки двигателей.............................. 578 § 186. Масляные помпы................................... 580 § 187. Редукционные клапаны................................ 586 § 188. Смазка узлов двигателя ........................... 587 § 189. Система маслопровода в картерах рядных двигателей ................ 590 § 190. Уплотнения ... ... ...... .... . .... ................. 592: § 191. Фильтры и пеногасители . . . ............................ 594 § 192. Суфлеры........................................ 599 Предметный указатель..................................... 600 ВВА (к стр. 410) Фиг. 409а. Картер двигателя Даймлер-Бенц-600 а—канал для размещения пулемета, ось его совпадает с осью редуктора. (К Ctp, 432) Фиг. 432. Картер двухрядного звездообразного двигателя с колейчатым валом йа Промежуточной опоре (американский двигатель f вин-Рай*), Фиг. 876. Схема провода к нагнетателю двигателя Райт G-100. (Обозначения—смотри подпись к фиг. ВВА (к стр. 506)