Орлов П. И. Динамика, конструкция и расчет на прочность авиационных двигателей. Книга вторая Конструкция и расчет деталей авиационных двигателей. Часть I. -------------------------------------------------------------------------------- Издание: Орлов П. И. Динамика, конструкция и расчет на прочность авиационных двигателей. Книга вторая. Конструкция и расчет деталей авиационных двигателей. Часть I. — М.: Государственное издательство оборонной промышленности, 1940. — 668 с. — Тираж 6000 экз. Цена 20 руб. // Утверждено ГУУЗом НКАП в качестве учебника для авиационных втузов. Scan: Андрей Мятишкин (amyatishkin@mail.ru) Аннотация издательства: Настоящий труд является второй книгой обширного курса «Динамики, конструкции и расчета на прочность авиационных двигателей». Первая книга — Нейман И. Ш. «Динамика авиационных двигателей» вышла в свет в 1940 г., третья книга — Орлов и др. «Агрегаты авиационных двигателей» подготовлена к печати. Книга Орлова утверждена Гуузом НКАП в качестве учебника для авиационных втузов, глубина проработки поставленных задач позволяет рекомендовать настоящий труд для инженеров-конструкторов и производственников. Книга начинается с обзора истории авиационного моторостроения, затем разбираются перспективы развития, материалы, применяемые в моторостроении, вопросы конструкции и расчета на прочность деталей двигателей. Наиболее важные теоретические выкладки сопровождаются конкретными расчетными примерами. В книге приведены подробные библиографические материалы. СОДЕРЖАНИЕ От автора (стр. 3) Обозначение (стр. 5) I. Исторический обзор (стр. 7) Авиамоторостроение в СССР (стр. 52) Литература (стр. 55) II. Современное состояние и тенденции развития авиационного моторостроения (стр. 50) Авиационное моторостроение в Европе и США (стр. 50) Тенденции развития авиационного моторостроения (стр. 66) Бесклапанное распределение (стр. 70) Непосредственный впрыск (стр. 72) Двухзальные двигатели (стр. 73) Нагнетатели (стр. 76) Винты (стр. 79) Высокотемпературное охлаждение. Туннельные радиаторы (стр. 81) Использование тепла охлаждения и выхлопа (стр. 84) Скоростной наддув (стр. 85) Охлаждение при высоких скоростях полета (стр. 85) Воздушное и жидкостное охлаждение (стр. 86) Литература (стр. 87) III. Авиационные двигатели. Основные понятия. Терминология (стр. 89) Двигатели легкого и тяжелого топлива (стр. 90) Классификация двигателей по способу охлаждения (стр. 91) Рабочий объем. Степень сжатия. Средняя скорость поршня (стр. 91) Органы распределения. Фазы распределения (стр. 94) Устройство четырехтактного двигателя легкого топлива (стр. 95) Нагнетатель (стр. 98) Редуктор (стр. 99) Агрегаты (стр. 100) Винтомоторная установка (стр. 100) Мощность двигателя (стр. 101) Литровая мощность (стр. 103) Типы авиационных двигателей (стр. 105) Рядные двигатели (стр. 107) Звездообразные двигатели (стр. 110) Основные показатели авиационных двигателей (стр. 112) Вес (стр. 112) Расход горючего (стр. 114) Расход масла (стр. 116) Габариты и воздушное сопротивление (стр. 116) Надежность (стр. 119) Долговечность (стр. 119) Уравновешенность и равномерность хода (стр. 120) Стоимость производства (стр. 121) Удобство эксплоатации (стр. 121) Приемистость (стр. 121) Литература (стр. 122) IV. Выбор размерности и проектирование авиационных двигателей (стр. 123) 1. Теория подобия и ее значение для проектирования авиационных двигателей (стр. 123) Механический коэфициент полезного действия (стр. 128) Удельная мощность (стр. 128) Вес (стр. 130) Конструкционный вес (стр. 134) 2. Проектирование авиационных двигателей (стр. 135) Выбор размерности (стр. 135) Пример расчета (стр. 140) Литература (стр. 144) Проектирование (стр. 144) О расчете деталей авиационных двигателей на прочность (стр. 151) V. Материалы (стр. 159) Стали (стр. 159) Углеродистые стали (стр. 159) Хромистые и никелевые стали (стр. 159) Хромоникелевые стали (стр. 161) Азотируемые стали (стр. 163) Клапанные стали (стр. 163) Сплавы специального назначения (стр. 163) Инвар (стр. 163) Тяжелый сплав (стр. 166) Магнитные стали (стр. 166) Инконель (стр. 166) Стеллиты (стр. 166) Алюминиевые сплавы (стр. 167) Литейные сплавы (стр. 167) Поршневые сплавы (стр. 170) Алюминиевые сплавы для ковки, штамповки и прессовки (стр. 170) Магниевые сплавы (стр. 172) Медные сплавы (стр. 174) Чугун (стр. 176) Антифрикционные сплавы (стр. 176) Баббиты (стр. 176) Свинцовая бронза (стр. 178) Новые антифрикционные металлы (стр. 178) Пластики (стр. 179) Конструкционная характеристика материалов (стр. 181) Литература (стр. 187) Усталостная прочность (стр. 187) Литература (стр. 193) Сравнительная весовая оценка авиационных материалов (стр. 193) VI. Обработка поверхностей (стр. 201) Способы придания поверхностной твердости (стр. 202) 1. Цементация (стр. 202) 2. Азотирование (стр. 202) 3. Цианирование (стр. 204) 4. Поверхностная закалка (стр. 204) 5. Стеллитирование (стр. 204) 6. Хромирование (стр. 205) 7. Нагартовка (стр. 205) Способы чистовой отделки (стр. 206) Литература (стр. 210) Антикоррозийные покрытия (стр. 210) Литература (стр. 214) ДЕТАЛИ ДВИГАТЕЛЯ (стр. 215) I. Цилиндровая группа (стр. 215) Головка цилиндров (стр. 215) Цилиндровая группа двигателей жидкостного охлаждения (стр. 225) Сварные цилиндры (стр. 227) Блочная конструкция (стр. 229) Расположение и привод клапанов (стр. 233) Гильзы цилиндров (стр. 235) Литература (стр. 237) Расчет цилиндров на прочность (стр. 237) Блок головок и рубашек (стр. 239) Свечевые втулки (стр. 244) Стяжные шпильки (стр. 245) Тепловые напряжения (стр. 258) Литература (стр. 269) Исполненные конструкции (стр. 269) 1. Двигатель Кертисс «Конкверор» (стр. 269) 2. Двигатель Испано-Сюиза 12 Ydrs (стр. 269) 3. Двигатель Юнкерс 211 (стр. 274) 4. Двигатель Лоррэн «Петрель» (стр. 276) 5. Двигатель Даймлер-Бенц (стр. 277) 6. Двигатель Роллс-Ройс «Мерлин» (стр. 277) 7. Двигатель АМ-34 (стр. 279) 8. Полублочные конструкции (стр. 282) Цилиндры двигателей воздушного охлаждения (стр. 287) Конструктивная эволюция (стр. 287) Конструкции стакана и головки (стр. 294) Расчет на прочность (стр. 308) Расчет охлаждающих ребер (стр. 309) Некоторые сведения из теории теплопередачи (стр. 309) Коэфициент теплоотдачи от стенки к воздуху (стр. 315) Коэфициент теплоотдачи от газов к стенке (стр. 318) Теплопередача и сопротивление (стр. 319) Охлаждающие ребра (стр. 320) Приведенный эффективный коэфициент теплоотдачи (стр. 323) Методика расчета (стр. 324) Литература (стр. 332) II. Поршневая группа (стр. 333) Поршень (стр. 333) Конструкция (стр. 333) Расчет на прочность и удельное давление (стр. 351) Литература (стр. 352) Поршневые кольца (стр. 352) Общие сведения (стр. 352) Замки поршневых колец (стр. 356) Число колец (стр. 359) Форма кольца (стр. 359) Кольцо равномерного давления (стр. 362) Расчет на прочность (стр. 365) Конструкция (стр. 369) Изготовление (стр. 370) Литература (стр. 373) Поршневой палец (стр. 373) Исполненные конструкции (стр. 379) III. Клапаны (стр. 385) Общие сведения (стр. 385) Теплоотвод от клапанов (стр. 396) Охлаждение клапанов (стр. 399) Замки, тарелки и наконечники клапанов (стр. 403) Особенности клапанов с непосредственным приводом (стр. 406) Седла клапанов (стр. 407) Направляющие клапанов — (стр. 411) Пружины (стр. 413) Литература (стр. 415) IV. Механизм распределения (стр. 416) Механизм распределения рядных двигателей жидкостного охлаждения (стр. 416) Привод клапанов (стр. 416) Траверсы, рычаги, коромысла (стр. 416) Регулировка зазоров (стр. 421) Ударники (стр. 423) Исполненные конструкции (стр. 425) Кулачковый валик (стр. 428) Привод распределения (стр. 430) Установка распределения (стр. 436) Исполненные конструкции (стр. 439) Привод распределения мотора АМ-34 (стр. 444) Механизм распределения звездообразных двигателей (стр. 448) Установка распределения (стр. 453) Толкатели (стр. 458) Тяги (стр. 460) Кожухи тяг (стр. 460) Коромысла (стр. 461) Крышки клапанных коробок (стр. 467) Пружинные затворы (стр. 467) Изменение зазоров в клапанном механизме двигателя воздушного охлаждения (стр. 468) Компенсация зазоров (стр. 475) Расчет клапанного механизма на прочность (стр. 485) Клапанный механизм с приводом клапана посредством траверс (стр. 486) Клапанный механизм с непосредственным приводом клапана (стр. 490) Клапанный механизм с приводом клапана посредством коромысла с роликом (стр. 491) Кулачковый валик (стр. 495) Промежуточная передача (стр. 497) Клапанный механизм звездообразного двигателя (стр. 497) V. Шатуны (стр. 502) Шатуны V-образных двигателей (стр. 502) Шатуны W-образных двигателей (стр. 516) Шатуны звездообразных двигателей (стр. 516) Неразъемные шатуны (стр. 518) Разъемные шатуны (стр. 526) Изготовление (стр. 528) Расчет шатуна на прочность (стр. 529) Литература (стр. 532) VI. Коленчатые валы (стр. 533) Коленчатые валы рядных двигателей (стр. 533) Подшипники коленчатого вала (стр. 544) Механизм жидкостной смазки (стр. 544) Расчет подшипника (стр. 553) Приближенные способы оценки нагруженности подшипников (стр. 558) Подвод масла в подшипники (стр. 559) Условия работы, подшипников коленчатого вала (стр. 564) Диаграмма износа (стр. 566) Конструкция вкладышей (стр. 567) Антифрикционные материалы (стр. 570) Подшипники качения (стр. 571) Исполненные конструкции (стр. 572) Коленчатые валы звездообразных двигателей (стр. 576) Коленчатые валы однорядных звездообразных двигателей (стр. 577) Коленчатые валы двухрядных звездообразных двигателей (стр. 584) Изготовление (стр. 587) Расчет коленчатого вала на прочность (стр. 588) Шатунные шейки (стр. 590) Щеки (стр. 591) Коренные шейки (стр. 593) Расчет носка вала на жироскопический момент (стр. 594) Литература (стр. 596) VII. Втулки винтов фиксированного шага (стр. 597) VIII. Картеры (стр. 609) Картеры рядных двигателей (стр. 609) Изготовление (стр. 620) Исполненные конструкции (стр. 625) Картеры звездообразных двигателей (стр. 624) Картеры однорядных звездообразных двигателей (стр. 627) Исполненные конструкции (стр. 630) Картеры двухрядных звездообразных двигателей (стр. 632) Стальные картеры (стр. 634) Литература (стр. 635) Приложения (стр. 637) Общие виды двигателей (стр. 639) Расчет подшипников поршневого пальца (стр. 643) Дополнения (стр. 651) Предметный указатель (стр. 660) ОТ АВТОРА Предлагаемый вниманию читателя труд представляет собой вторую часть курса «Динамика, конструкция и расчет на прочность авиационных двигателей» для авиационных втузов. Первая часть этого курса, принадлежащая перу И. Ш. Неймана и появляющаяся в свет одновременно с настоящей книгой, излагает динамику авиационных двигателей. Настоящая книга посвящена конструкции и расчету на прочность авиационных двигателей. Автор стремился избежать шаблона, начавшего складываться в литературе о конструкции авиационных двигателей. Изложение предмета в построенных по такому шаблону книгах очень часто сводится к простому перечислению конструктивных особенностей различных двигателей и их деталей. Автор стремился к тому, чтобы читателя ни разу не покидало ощущение исторической перспективы, чтобы читатель ясно понимал взаимодействие технологических, эксплоатационных и других факторов, обусловливающих возникновение одних конструктивных форм и отмирание других. Курс открывается историческим обзором и очерком современного состояния и перспектив развития авиационных двигателей. Описывая конструктивные формы деталей авиационного двигателя, автор указывает их сравнительные достоинства и недостатки, по крайней мере во всех случаях, когда налицо достаточный материал для окончательных выводов. Авиационный двигатель наших дней нельзя рассматривать изолированно от самолета. Характеристики двигателя в огромной степени влияют на показатели самолета. Самолет в свою очередь предъявляет ряд требований к мотору, его охлаждающей установке, к его весу, габариту и мощностным характеристикам. Все эти требования в настоящее время невозможно охватить элементарным перечнем, открывающимся по традиции рубрикой: «...мотор должен иметь малый удельный вес...» и по традиции же заканчивающийся указанием на желательность малого расхода горючего и масла. Конструктор авиационного двигателя в наши дни должен иметь совершенно отчетливое представление о том, как влияют характеристики двигателя на показатели самолета, каковы специфические требования, предъявляемые самолетами различного назначения к моторам, каковы тенденции развития самолетостроения и чего ожидают самолетостроители от авиационного двигателя завтрашнего дня. По этим причинам автор счел необходимым ввести в курс раздел «Самолет и мотор», в котором читатель мог бы найти ответы на все эти вопросы. Стремясь удовлетворить запросы работников авиационной промышленности, автор расширил объем труда, сознательно выйдя за пределы программы курса, читаемого в авиационных втузах. В книге изложена теория подобия авиационных двигателей, имеющая первостепенное значение для проектирования авиационных двигателей, приведена методика выбора размерности авиационного двигателя, включен ряд справочных данных, в частности сведения о материалах, применяемых в авиационном моторостроении. Столь широкий замысел поневоле заставил разделить труд на две отдельные книги. Первая, предлагаемая вниманию читателя книга содержит исторический обзор, указания по проектированию авиационных двигателей, сведения о материалах авиамоторостроения и описание конструкции основных деталей авиационного двигателя: цилиндров, поршней, шатунов, коленчатых валов и картеров. Во вторую, подготавливаемую к печати книгу вошли преимущественно разделы, посвященные агрегатам авиационного двигателя: нагнетателям, редукторам, винтам изменяемого шага, системе смазки и охлаждения, зажигания и карбюрации. В нее вошли также разделы «Самолет и мотор», «Винтомоторная установка», «Двигатели гильзового распределения», «Рядные двигатели воздушного охлаждения», «Нормали (крепежные детали и сочленения)», «Допуски и посадки», «Стандарты и справочные данные». Материал книги расположен по предметному признаку. Книга расчленена на ряд разделов, соответствующих основным деталям авиационного двигателя. Общие для разных разделов вопросы изложены в тех разделах, к которым они имеют наибольшее касательство. Так, например, расчет стяжных шпилек изложен в главе о блоках, хотя с ним приходится сталкиваться почти во всех разделах, вопрос о фрикционной коррозии и наклепе освещен в главе о втулках винтов, у которых фрикционная коррозия и наклеп встречаются чаще всего и причиняют наибольшие затруднения, расчет зубьев шестерен отнесен в раздел редукторов, расчет подшипников скольжения изложен применительно к наиболее напряженным подшипникам авиационного двигателя — к коренным и шатунным подшипникам коленчатого вала. От такого расположения может быть пострадала систематичность изложения, но несомненно выиграла наглядность и облегчилось усвоение материала. Методика расчета деталей авиационного двигателя изложена в основных чертах в таком виде, как она разработана руководимой И. Ш. Нейманом расчетно-исследовательской группой ЦИАМ'а. Раздел «Расчет коленчатых валов на прочность» написан И. Ш. Нейманом. «Исторический обзор» написан по материалам Н. Фаусека. Автор выражает признательность Д. Н. Рудину, с которым автор неизменно советовался по всем трудным вопросам, возникавшим в процессе написания курса, и который многим помог созданию курса. Автор выражает также благодарность рецензенту книги В. А. Добрынину за ценные указания, сделанные при просмотре рукописи. Автор видит, что труд его неполон и не вполне завершен. Оправданием автору служит ограниченность времени, находившегося в его распоряжении, а также то обстоятельство, что труд подобного объема появляется впервые. Дефекты первого издания автор надеется исправить во втором и просит читателей и рецензентов помочь ему в этом. Замечания и отзывы просьба направлять в авиационную редакцию Оборонгиза на имя автора. =============================================================================== ДИНАМИКА, КОНСТРУКЦИЯ И РАСЧЕТ НА ПРОЧНОСТЬ АВИАЦИОННЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ КНИГА ВТОРАЯ П. И. ОРЛОВ КОНСТРУКЦИЯ И РАСЧЕТ ДЕТАЛЕЙ АВИАЦИОННЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ Часть I Утверждено ГУУЗом НКАП в качестве учебника для авиационных втузов ГОСУДАРСТВЕННОЕ ИЗДАТЕЛЬСТВО ОБОРОННОЙ ПРОМЫШЛЕННОСТИ МОСКВА 1940 Цена 20 руб. Рецензент В. А. Добрынин Настоящий труд является второй книгой обширного курса "Динамики, конструкции и расчета на прочность авиационных двигателей". Первая книга - Нейман И. Ш. "Динамика авиационных двигателей" вышла в свет в 1940 г., третья книга - Орлов и др. "Агрегаты авиационных двигателей" подготовлена к печати. Книга Орлова утверждена Гуузом НКАП в качестве учебника для авиационных втузов, глубина проработки поставленных задач позволяет рекомендовать настоящий труд для инженеров-конструкторов и производственников. Книга начинается с обзора истории авиационного моторостроения, затем разбираются перспективы развития, материалы, применяемые в моторостроении, вопросы конструкции и расчета на прочность деталей двигателей. Наиболее важные теоретические выкладки сопровождаются конкретными расчетными примерами. В книге приведены подробные библиографические материалы. ОТ АВТОРА Предлагаемый вниманию читателя труд представляет собой вторую часть курса "Динамика, конструкция и расчет на прочность авиационных двигателей" для авиационных втузов. Первая часть этого курса, принадлежащая перу И. Ш. Неймана и появляющаяся в свет одновременно с настоящей книгой, излагает динамику авиационных двигателей. Настоящая книга посвящена конструкции и расчету на прочность авиационных двигателей. Автор стремился избежать шаблона, начавшего складываться в литературе о конструкции авиационных двигателей. Изложение предмета в построенных по такому шаблону книгах очень часто сводится к простому перечислению конструктивных особенностей различных двигателей и их деталей. Автор стремился к тому, чтобы читателя ни разу не покидало ощущение исторической перспективы, чтобы читатель ясно понимал взаимодействие технологических, эксплоатационных и других факторов, обусловливающих возникновение одних конструктивных форм и отмирание других. Курс открывается историческим обзором и очерком современного состояния и перспектив развития авиационных двигателей. Описывая конструктивные формы деталей авиационного двигателя, автор указывает их сравнительные достоинства и недостатки, по крайней мере во всех случаях, когда налицо достаточный материал для окончательных выводов. Авиационный двигатель наших дней нельзя рассматривать изолированно от самолета. Характеристики двигателя в огромной степени влияют на показатели самолета. Самолет в свою очередь предъявляет ряд требований к мотору, его охлаждающей установке, к его весу, габариту и мощностным характеристикам. Все эти требования в настоящее время невозможно охватить элементарным перечнем, открывающимся по традиции рубрикой: "...мотор должен иметь малый удельный вес..." и по традиции же заканчивающийся указанием на желательность малого расхода горючего и масла. Конструктор авиационного двигателя в наши дни должен иметь совершенно отчетливое представление о том, как влияют характеристики двигателя на показатели самолета, каковы специфические требования, предъявляемые самолетами различного назначения к моторам, каковы тенденции развития самолетостроения и чего ожидают самолетостроители от авиационного двигателя завтрашнего дня. По этим причинам автор счел необходимым ввести в курс раздел "Самолет и мотор", в котором читатель мог бы найти ответы на все эти вопросы. Стремясь удовлетворить запросы работников авиационной промышленности, автор расширил объем труда, сознательно выйдя за пределы программы курса, читаемого в авиационных втузах. В книге изложена теория подобия авиационных двигателей, имеющая первостепенное значение для проектирования авиационных двигателей, приведена методика выбора размерности авиационного двигателя, включен ряд справочных данных, в частности сведения о материалах, применяемых в авиационном моторостроении. Столь широкий замысел поневоле заставил разделить труд на две отдельные книги. Первая, предлагаемая вниманию читателя книга содержит исторический обзор, указания по проектированию авиационных двигателей, сведения о материалах авиамоторостроения и описание конструкции основных деталей авиационного двигателя: цилиндров, поршней, шатунов, коленчатых валов и кар- 3 теров. Во вторую, подготавливаемую к печати книгу вошли преимущественно разделы, посвященные агрегатам авиационного двигателя: нагнетателям, редукторам, винтам изменяемого шага, системе смазки и охлаждения, зажигания и карбюрации. В нее вошли также разделы "Самолет и мотор", "Винтомоторная установка", "Двигатели гильзового распределения", "Рядные двигатели воздушного охлаждения", "Нормали (крепежные детали и сочленения)", "Допуски и посадки", "Стандарты и справочные данные". Материал книги расположен по предметному признаку. Книга расчленена на ряд разделов, соответствующих основным деталям авиационного двигателя. Общие для разных разделов вопросы изложены в тех разделах, к которым они имеют наибольшее касательство. Так, например, расчет стяжных шпилек изложен в главе о блоках, хотя с ним приходится сталкиваться почти во всех разделах, вопрос о фрикционной коррозии и наклепе освещен в главе о втулках винтов, у которых фрикционная коррозия и наклеп встречаются чаще всего и причиняют наибольшие затруднения, расчет зубьев шестерен отнесен в раздел редукторов, расчет подшипников скольжения изложен применительно к наиболее напряженным подшипникам авиационного двигателя - к коренным и шатунным подшипникам коленчатого вала. От такого расположения может быть пострадала систематичность изложения, но несомненно выиграла наглядность и облегчилось усвоение материала. Методика расчета деталей авиационного двигателя изложена в основных чертах в таком виде, как она разработана руководимой И. Ш. Нейманом расчетно-исследовательской группой ЦИАМ'а. Раздел "Расчет коленчатых валов на прочность" написан И. Ш. Нейманом. "Исторический обзор" написан по материалам Н. Фаусека. Автор выражает признательность Д. Н. Рудину, с которым автор неизменно советовался по всем трудным вопросам, возникавшим в процессе написания курса, и который многим помог созданию курса. Автор выражает также благодарность рецензенту книги В. А. Добрынину за ценные указания, сделанные при просмотре рукописи. Автор видит, что труд его неполон и не вполне завершен. Оправданием автору служит ограниченность времени, находившегося в его распоряжении, а также то обстоятельство, что труд подобного объема появляется впервые. Дефекты первого издания автор надеется исправить во втором и просит читателей и рецензентов помочь ему в этом. Замечания и отзывы просьба направлять в авиационную редакцию Оборонгиза на имя автора. Обозначения Общие обозначения D - диаметр цилиндра, мм или дм S - ход поршня, мм или дм = /S/D - отношение хода поршня к диаметру цильндра - " * -• Uh = - д -- рабочий ооъем цилиндра, л i - число цилиндров двигателя КЛ - рабочий объем двигателя, л ис - объем камеры сгорания, л ? - степень сжатия DaaQ - [габаритный диаметр двигателя (звездообразного), мм] d - диаметр деталей (например диаметр головки клапана), мм Д - зазор (натяг), мм д " 4> == -т - относительный зазор (натяг) п - число оборотов двигателя в минуту Sn . ип = -^ -- средняя скорссть поршня, м/сек Pr- -m> JU иг - средняя скорссть газов в горловине клапана, м/сек Ne - эффективная мощность, л. с. N - номинальная аффективная мощность, л. с. CHOM N0 - эксплоатапконная аффективная мощность, л. с. еэпс Ne - максимальная эффективная мощность, л. с. Nc - мощность, затрачиваемая на привод нагнетателя, л. с. - Ne+ NC - Еффективная мощность, с учетом мощности, затрачиваемой на на- гнетатель, л. с. ре - ^среднее эффективное давление, кг/см2 рс - доля среднего эффективного давления, затрачиваемая на привод нагнетателя, кг/ел*2 р'е = Ре + Рс - среднее эффективное давление с учетом его доли, затрачиваемой на привод нагнетателя, кг/см2 pk - давление во всасывающем трубопроводе, кг/см2 Примечание. Индекс тт (у обозначений, обведенных фигурной скобкой) указывает, что соответствую-н щее обозначение относится к высоте Я- Н - высота, м Н сч - расчетная высота, м Nh - литровая мощность, л. с. /л Np - удельная мощность, л. с. /8м2 илоб - лобовая мощность, л. с. /дм2 G - вес Двигателя (сухой), кз /-ч g = -- -- удельный вес двигателя, ка/л. с. gh= -у--литровый вес двигателя, кг}л С1 gk=----5Г/--конструкционный вес двигателя, ке!дм~ i \D о) Физико-механические свойства материалов, расчет на прочность зь - временное сопротивление, кг/мм2 с?р- предел пропорциональности, кз/мм2 as - предел текучести; кг/мм2 сте - предел упругости, кг/мм* о - предел усталости, кг/мм* аш - предел усталости при коэфициенте амплитуды напряжений г,'ке/мм2 afc- крипостойкость, ке/мм2 ak ~ УДёфная вязкость, кгм/см2 8 - относительное удлинение, °/0 <р - относительное сжатие, % Е -модуль упругости первого рода, кг/см2 или кг/мм2 G - модуль упругости второго рода, кг/см2 или кг/мм2 Нв-число твердости по Бринеллю, кг/мм2 HR -число твердости по Роквеллу, шкала С с HR - число твердости по Роквеллу, шкала В HV - число твердости по Виккерсу •; - удельный вес, кг/дм? а - коэфициент линейного расширения X - теплопроводность, кал/м2час °С о- - напряжение, кг/см2 ац - напряжение изгиба, кг/см2 ас - напряжение сжатия, кг/см2 a -напряжение растяжения, кг/см2 TC - напряжение среза, кг/см2 Tfc - напряжение кручения, кг/см2 /с -напряжение смятия, удельное давление, ке/см2 Во избежание недоразумений обращаем внимание читателя на то, что сокращение дм обозначает (по ОСТ) дециметры (а не дюймы). Цифры в квадратных скобках в тексте обозначают номер литературного источника в библиографическом списке (помещенном в конце каждой главы). Римскими цифрами обозначены фигуры, которые по техническим условиям пришлось поместить в конце книги. I. ИСТОРИЧЕСКИЙ ОБЗОР Необходимость легкого и мощного двигателя для осуществления управляемого полета впервые стала очевидной в конце XVII в., когда вызванное потребностями быстро развивавшейся промышленности применение механических двигателей привело к научному исследованию законов движения и связи между силой, скоростью и работой. Если Леонардо-да-Винчи еще совершенно не задумывался о потребных для полета силах, то уже в 1655 г. Роберт Гук, а несколько позднее Борелли доказали, что сила мускулов человеческого тела недостаточна для летания, а Гук даже замышлял изобретение "искусственных мускулов". Первый действительно летавший механический прибор - модель геликоптера Лонуа и Бьенвеню, демонстрированная ими в 1784 г. в Парижской Академии наук,-приводился в движение пружиной из китового уса. В 1809-1815 гг. английский физик Кейли, первый исследователь теории полета, проектировал установку паровой машины на летательные аппараты. Паровые машины были в то время очень тяжелыми. Жиффар для своего первого дирижабля (1855 г.) смог осуществить паровую машину в 3 л. с. весом 159 кг. После внедрения паровых машин в военное судостроение и появления трубчатых котлов с быстрым подъемом пара в последней четверти XIX в. стала возможной постройка легкой паровой машины. Хираму-Максиму (1892 г.) удалось построить авиационную паросиловую установку мощностью в 300 л. с. весом около 800 кг. Развитие паровой машины как авиационного двигателя на этом и закончилось; лишь в самые последние годы возобновились попытки создать авиационный паровой двигатель. Начиная с 80-х годов, внимание воздухоплавательных кругов было приковано к двигателю внутреннего сгорания. В 1877 г. Отто осуществил четырехтактный цикл, предложенный в 1861 г. Во де-Роша, построив четырехтактный газовый двигатель с предварительным сжатием горючей смеси. Это изобретение открыло широкие перспективы повышения экономичности, увеличения мощности и снижения веса двигателя внутреннего сгорания и сделало его серьезнейшим конкурентом парового двигателя. Для того чтобы громоздкий и тяжелый газовый двигатель превратить в транспортный мотор, нужно было прежде всего заменить газ каким-либо транспортабельным топливом и, во-вторых, значительно увеличить литровую мощность двигателя, т. е. повысить его быстроходность. Эти задачи были решены Готлибом Даймлером, построившим в 1885 г. бензиновый автомобильный двигатель с зажиганием от калильной трубки. Благодаря рассчитанной на большое число оборотов конструкции и хорошему наполнению цилиндра (для чего был применен своего рода наддув из кривошипной камеры) число оборотов этого двигателя было доведено до 800-1000 об/мин. Появление автомобиля с бензиновым двигателем, оказавшегося более совершенным, чем паровые и электрические автомобили, вызвало бурное развитие автомобильной промышленности и усовершенствование бензиновых двигателей. В истории бензиновых двигателей большую роль сыграли работы французского конструктора Фернанда Фореста, впервые применившего оребрение цилиндров и воздушное охлаждение (1881 г.), создавшего двигатель с противоположным движением поршней (1886 г.), многоцилиндровые двигатели с рядным расположением цилиндров (1888 г.) и предложившего блочную конструкцию моторов (1889 г.). Он же еще в 1889 г. детально разработал проект авиационного двигателя воздушного охлаждения со звездообразным расположением цилиндров, с клепаным стальным картером и с шатунным механизмом из главного и прицепных шатунов такого вида, который применяется до наших дней на всех звездообразных моторах. Расчетный вес этого двигателя составлял всего 1,5 кг на 1 л. с. Двигатель, к сожалению, не был построен. У^первых двигателей внутреннего сгорания зажигание осуществлялось при помощи калильных трубок. Изобретенное еще в 1801 г. Филиппом Лебоном и примененное еще в 1864 г. Ленуаром зажигание^от электрической искры долгое время оставалось недостаточно надежным.[Лишь в конце 80-х годов Роберт Бош создал вполне работоспособную систему зажигания при помощи тока высокого напряжения от магнето. Эта система быстро вытеснила калильные трубки и сделала бензиновый двигатель достаточно безопасным в пожарном отношении. Фиг. 1. Пятицн-линдровый веерообразный двигатель воздушного охлаждения REP конструкции Р. Э. Пельтри (продольный разрез). 1905 г. Несмотря на эти успехи, ни братьям Вильбуру и Орвилю Райту в США, ни Крессу в Германии (1900-1902 гг.) не удалось найти ни одного завода, который взялся бы построить авиационный двигатель с весом даже в 7-8 яг на 1л. с. Строителям первых самолетов пришлось самим создавать нужный им двигатель. Свой первый полет на моторном самолете 17 декабря 1903 г. Орвиль Райт совершил с .четырехцилнндровым двигателем автомобильного типа водяного охлаждения с горизонтальными цилиндрами приводившим цепями Галя два пропеллера. Диаметр цилиндров и ход двигателя Райт были равны 102 мм, мощность составляла 12-14 л. с при весе 80 кг. Двигатель не имел кар.бюра-тора; топливо впрыскивалось во всасывающий патрубок при помощи шестеренчатого насоса. Зажигание было от магнето высокого напряжения. Цилиндры и поршни были отлиты из чугуна, коленчатый вал изготовлен из инструментальной стали, картер отлит из алюминиевого сплава, шатун сделан из стальной трубы с навинченной бронзовой кривошипной головкой, головки клапанов - из чугуна, штоки - из стали. В 1904 г. братья Райт построили усовершен- Фиг. 1. Пятицилиндровый веерообразный двигатель воздушного охлаждения REP конструкции Р. Э. Пельтри (поперечный разрез). 1905 г. отвованный двигатель аналогичного типа, но с вертикальными цилиндрами, мощностью 25-30 л. с. при весе 90 кг, с которым они совершили все свои исторические полеты 1908 г. В 1902 г. инж. Мэнли в США построил для самолета Лэнгли пятицилиндровый звездообразный мотор водяного охлаждения мощностью 50 л. с. и весом около 57 кг. Из-за неудачи, постигшей самолет Лэнгли, двигатель Мэнли не оказал заметного влияния на развитие авиационных двигателей. Строителей первых авиационных двигателей, естественно, привлекала возможность использовать мощный встречный поток воздуха для непосредственного охлаждения двигателя. Для таких двигателей само собой напрашивалось звездообразное расположение цилиндров. Французский инженер и пионер Фиг. 2. Семицилиндровый веерообразный двигатель воздушного охлаждения REP (190 г.). авиации Роберт Эно Пельтри обстоятельно разработал теорию звездообразного мотора, проанализировав условия уравновешенности, работу подшипников, порядок зажигания, распределение кулачковой шайбой и т. д. Расчетные формулы Пельтри до наших дней применяются при проектировании звездообразных моторов. Опасаясь, однако, заливания маслом нижних цилиндров, Пельтри построил не звездообразный мотор, а двухрядный веерообразный мотор, повернув нижние цилиндры пятицилиндровой звезды на 180°, заставив их работать на второй кривошип коленчатого вала (фиг. 1). Несмотря на большие надежды, возлагавшиеся на мотор REP, как был назван двигатель Пельтри (по инициалам его автора), охлаждение его было недостаточным, и двигатель быстро перегревался. Другим недостатком двигателя было исключительно сложное устройство двойного клапана. Впоследствии Пельтри спроектировал семицилиндровый веерообразный мотор (фиг. 2). Этот двигатель оказался еще менее удачным, чем первый. Преимущества звездообразного двигателя - легкость конструкции, обусловленная хорошим использованием картера и коленчатого вала, вызвали попытки применения звездообразной схемы к двигателям жидкостного охлаждения. На фиг. 3 изображен семицилиндровый двигатель Клерже водяного .10 Фиг. 3. Звездообразный семицилиндровый двигатель водяного охлаледения Клердае (1907 г.). охлаждения мощностью 50 л. с., построенный заводом Клеман Баяр и установленный на самолете Виктора Татэна. Он отличается горизонтальным расположением цилиндров. Вращение передается воздушному винту через пару конических шестерен с передачей 0,66. Цилиндры этого двигателя стальные, сварные, с приваренной рубашкой из листовой меди. Клапаны управляются одним коромыслом и тягой а (фиг. 3), на которую непосредственно действует кулачок распределительной шайбы б. Закрытие клапанов обеспечивается листовой рессорой в. Выхлопной клапан г открывается прямым действием кулачка и тяги; всасывающий клапан д открывается действием возвратной пружины е, преодолевающей силу рессоры в. Разъемный коленчатый вал снабжен двумя маховиками с противовесами. Питание горючим из карбюратора. Фиг. 4. Двигатель водяного охлаждения "Антуанет" (1905 г.). В связи с развитием автомобилизма быстро шло усовершенствование автомобильных моторов и снижение их веса. Так, удельный вес автомобильного двигателя в 1900 г. составлял 33 кг/л, с., в 1903 г. эта цифра понизилась до 16 кг/л, с., в 1904 г. - до 8 кг/л, с., а в 1905 г. до 4 кг/л. с. В 1905 г. Левавассер во Франции построил V-образный двигатель водяного охлаждения "Антуанет" для гоночных лодок, удельный вес которого был доведен до 2 кг /л. с. Этот двигатель немедленно был применен на самолетах и дал сильнейший толчок развитию авиации. Двигатель "Антуанет" изображен на фиг. 4. Цилиндры отлиты из чугуна с рубашками из листовой латуни. Цилиндры одного ряда смещены по отношению к цилиндрам другого ряда с той целью, чтобы расположить кривошипные головки парных шатунов на одной шейке рядом друг с другом. Головки цилиндров, отлитые из алюминиевого сплава, притянуты к цилиндрам болтами. Камера сгорания имеет полусферическую форму; в центре камеры расположена свеча. Клапаны вынесены в сторону и расположены в особой коробке. Впускные клапаны автоматические, выхлопные управляются принуди- 12 Фиг/ б. W-образный трехцилиндровый двигатель водяного охлаждения Анзани (1908 г.). тельно. Поршни чугунные с вогнутым днищем, с тремя газовыми кольцами каждый. Питание двигателя осуществляется непосредственным впрыском бензина в цилиндры; количество впрыскиваемого бензина регулируется изменением хода поршня нагнетательного насоса. В последующих модификациях мотора наряду с некоторыми конструктивными изменениями, например изготовлением цилиндра из кованой стали, было применено испарительное охлаждение с конденсацией пара в особом холодильнике и возвратом конденсата в охлаждающую систему мотора специальной помпой. Двигатели "Антуанет" мощностью 25-60 л. с. были установлены почти на всех первых французских самолетах: Фербера (1906 г.), Вуазена (1907 г.), Блерио (1907 г.) и др. Мотор "Антуанет" оставался одним из самых популярных авиационных моторов вплоть до 1910 г., несмотря на то, что отсутствие карбюратора делало его исключительно капризным (особенно при запуске) и надежность его заставляла желать многого лучшего. Фиг. 6. W-образный шестицилиндровый двигатель водяного охлаждения Анзани (1911 г.). В 1908 г. во Франции Анзани выпустил гоночный мотоцикл с трехцилиндровым карбюраторным мотором воздушного охлаждения мощностью 25 л. с. в весом 65 кг (фиг. 5). С этим мотором Блерио в 1909 г. совершил свой исторический перелет через Ламанш. Двигатель Анзани имел три цилиндра, расположенных под углом 60° друг к другу, составной коленчатый вал с маховиками и противовесами. Кривошипные головки шатунов работают по шейке коленчатого вала порознь. Головки шатунов вильчатые. Впускные клапаны автоматические, выхлопные управляются при помощи трех отдельных кулачковых валиков. Зажигание от аккумуляторов. Мотор Анзани послужил прототипом целой серии веерообразных и звездообразных авиационных моторов воздушного охлаждения, пользовавшихся широким распространением вплоть до мировой войны. На фиг. 6 изображен шестицилиндровый W-образный двигатель Анзани водяного охлаждения позднейшей постройки. Преимущества моторов воздушного охлаждения - малый вес моторной установки, простота обслуживания и др. - были ясны с первых шагов авиации. Но малая скорость первых самолетов делала воздушное охлаждение ненадежным. Курьезный, но показательный факт: Блерио смог закончить свой перелет через Ламанш только потому, что его в пути застиг дождь, помогший охлаждению перегревшихся цилиндров мотора. В десятых годах внимание конструкторов сосредоточилось на задаче осуществления вполне надежного воздушного охлаждения. Пробовали решить U уту задачу применением вентиляторного обдува. Вентиляторный обдув, впервые примененный в 1907г. заводом Рено для восьмицилиндрового V-образного мотора воздушного охлаждения в 50 и 75 л. с. (фиг. 7), обеспечил [вполне удовлетворительное охлаждение, но мотор получился едва ли не более тяжелым, чем двигатели с водяным охлаждением. Вентиляторный обдув был применен также на двигателях Фарко (фиг. 8), Фиат (Италия), Пип (Бельгия) и других с результатами, столь же малоутешительными. Радикальное решение было найдено в так называемых ротативных двигателях, сделавших эпоху в истории авиации. В этих двигателях звездообразно расположенные цилиндры вместе с картером и воздушным винтом вращаются вокруг неподвижного коленчатого вала, подвергаясь интенсивному обдуву. Идея ротативного двигателя заставила решить ряд сложных и новых для моторостроения задач - питание горючим через коленчатый вал и картер, расположение клапана в поршне, усиление конструкции картера, нагруженного большими центробежными силами, достижение полной уравновешенности; цилиндров и т. д. Первым и наиболее удачным из ротативных двигателей был мотор "Гном" Сегэна и Люке, впервые появившийся на выставке в Париже в конце 1908 г. Выполнив картер и цилиндры своего двигателя из хромоникелевой стали, тщательно обработав детали мотора со всех сторон, Сегэн и Люке получили мотор весом всего в 76 кг при мощности 50 л. с., с очень надежным охлаждением и с исключительно плавным ходом благодаря большой вращающейся массе. Двигатель "Гном" быстро завоевал первенствующее положение в авиации, В течение 1909-1913 гг. все авиационные рекорды (кроме рекорда на продолжительность) были установлены на самолетах с двигателями "Гном". Эти моторы строились в виде однорядных звезд с 7 цилиндрами (фиг. 9) и в виде двухрядных звезд с 14 цилиндрами, с мощностью, последовательно возраставшей от 50 до 160 л. с. Надежность двигателей "Гном" оставляла все же желать лучшего. Особенно-часты были поломки впускных клапанов в поршнях, вызывавшие опасные в пожарном отношении вспышки горючей смеси, заполнявшей картер. Двигатель быстро изнашивался и был очень неэкономичен. Двигатель мог работать только на нерастворимом в топливе касторовом масле, которое пожирал Ё огромном количестве - до 100 г/э. с. ч. и больше. Период 1903-1910 гг. характеризуется исключительным разнообразием конструктивных схем двигателя и его деталей. Постройка авиационного двигателя при тогдашнем низком уровне технологических требований была под силу даже одиночкам, не говоря уже о мастерских и заводах. Предприниматели, почуявшие богатые возможности новой отрасли промышленности, охотно ссужали средства изобретателям и конструкторам. В этот период были испробованы едва ли не все возможные конструктивные схемы двигателя, среди них самые замысловатые. Многие из них, основательно забытые, появятся десятки лет спустя и будут разрекламированы как последний крик моды, являя собой лишнее доказательство той истины, что техника прибегает к сложным решениям не ранее, чем исчерпает наиболее простые и экономные средства, и лишь в том случае, если применение этих решений продиктовано прямой необходимостью. В это время появляются многоцилиндровые двигатели (32-цилиндроьыс двигатели "Антуанет"), многовальные двигатели (Бретон), сдвоенные двигатели (Пежо, фиг. 10), разнообразные способы охлаждения (смешанное охлаждение, испарительное охлаждение, вентиляторный обдув и т. д.), двигатели с оппо-зитным движением поршней (Гоброн Брийе), Х-образные двигатели, двигатели со ступенчатыми поршнями (Бодро Верде), двигатели двойного действия (Дюфо), коловратные двигатели (Бек и др.), двигатели с косыми шайбами, двигатели с удлиненными валами, редукторные двигатели (Клерже), двигатели с золотниковым распределением, не говоря уже о двухтактных двигателях, с их поистине неисчерпаемыми комбинационными возможностями. В этот же период впервые появляется и винт изменяемого шага. , * 15 Фиг. 7. V-образный 8-цилиндровый двигатель Рено 75 л. с. с вентиляторным обдувом (1907 г.). Фиг. 8. Веерообразный двигатель Фарко с вентиляторным обдувом (1909 г.). Фиг. 9. Ротативный двигатель "Гном" (1908-1912 гг.) Фиг. 10. Сдвоенный 16-дилиндровый двигатель Пежо 16-АТ 450 л. с. (1912 г.)- Тот же дух настойчивого искания ощущается и в конструктивном оформлении деталей двигателя. Опираясь на скудный инвентарь технологический приемов того времени, конструкторы постепенно нащупывают наиболее правильные пути. В ранних двигателях были перепробованы всевозможные способы изготовления цилиндров. Цилиндры отливались из чугуна вместе с рубашками, изготовлялись из стали с наварными или припаянными медными или стальными рубашками, с литыми рубашками из алюминиевых сплавов. Головка изготовлялась заодно с цилиндром или крепилась к нему болтами. В этот период впервые появились двигатели со стальными цилиндрами и головками из алюминиевых сплавов (двигатель "Антуанет"). Конструкция клапанов и способ их привода установились не сразу. В первых двигателях клапаны располагались в особых коробках, вынесенных в сторону от камеры сгорания по типу автомобильных двигателей. Позднее клапаны стали устанавливать в головках штоками вверх и приводить их толкателями и коромыслами (подвесные клапаны). Одно время было широко распространено расположение клапанов в отъемных гнездах из бронзового литья, содержавших в себе распределительные каналы, направляющую втулку и седла клапанов. Эта конструкция, облегчавшая монтаж, осмотр и ремонт клапанов, была, однако, оставлена с повышением термической напряженности моторов, вследствие затруднительности охлаждения клапанов и распределительных патрубков. Вначале часто применялись автоматические впускные клапаны, т. е. клапаны, прижимаемые к седлу слабой пружиной и открывающиеся при ходе всасывания вследствие разрежения в цилиндре. Герметичность этих клапанов, была неудовлетворительной. Проникновение горячих газов во всасывающий трубопровод часто вызывало пожары. Выхлопные клапаны приводились принудительно. Клапаны изготовлялись с плоскими и коническими седлами; делались попытки применения двойных концентричных клапанов (см. например, фиг. 8) гильз, золотников и т. д., имевших подчас замысловатые формы. Из всех этих разновидностей удержались только принудительно управляемые подвесные клапаны с конической фаской, расположенные непосредственно в камере сгорания. Только в сравнительно недавнее время возродилось гильзовое распределение, имеющее в новых условиях определенные преимущества перед клапанным распределением. Между тем первоначальный этап развития авиации заканчивался. Перспективы ее коммерческого и военного применения обрисовались с полной очевидностью. В 1911-1912 гг. главные государства приступили к формированию военно-авиационных частей. Требования к надежности и экономичности авиационных двигателей сильно возросли; дальнейшее снижение веса без увеличения надежности и уменьшения расхода топлива становилось нецелесообразным. На этом этапе конструкторская мысль снова обращается к водяному охлаждению. В двигателе фирмы Сальмсон конструкции Кантон-Юннэ при звездообразном расположении цилиндров было применено водяное охлаждение. С целью увеличения продолжительности службы все основные детали были сделаны более массивными. В двигателе был применен особый шатунный механизм без главного шатуна, с шатунной втулкой, сцепленной системой шестерен с неподвижной шестерней на картере таким образом, что во всех цилиндрах получался в точности равный ход поршня и одинаковые степени сжатия. В системе смазки был предусмотрен отсос избытка масла из картера, чем предупреждалось заливание маслом нижних цилиндров. Все это значительно повысило надежность мотора, но вызвало некоторое увеличение веса и только при относительно больших мощностях (свыше 130 л. с.) двигатели фирмы Сальмсон могли конкурировать с более легкими ротативными моторами. В Германии авиационное моторостроение начало развиваться позже, чем во Франции, приблизительно с 1912г., под непосредственным влиянием военного ведомства, которое уделяло особое внимание надежности и экономичности моторов. По условиям конкурса авиационных двигателей в 1913 г., в Германии 20 Фиг. 11. Шестицилиндровый двигатель водяного охлаждения "Мерседес" (1912 г.). зачетный вес двигателя определялся с 7-часовым запасом горючего. Это одно делало для прожорливых ротативных двигателей участие в конкурсе почти безнадежным. Привлеченные к производству авиационных двигателей автомобильные заводы Германии использовали свой богатый опыт постройки гоночных автомобильных моторов и внесли много нового в авиационное моторостроение. Значительное внимание стали уделять форме камеры сгорания, появились шатровые и полусферические головки с разваленными клапанами (мотор Мерседес), с верхним распределительным валиком. Для увеличения надежности стали применять двойное зажигание. Все эти меры позволили, даже при умеренном числе оборотов (1200-1400 об/мин), получить литровую мощность порядка 10-12 л. с./л. Сохранив для авиационных моторов типичную автомобильную схему рядного 4-6-цилиндрового мотора водяного охлаждения, германские заводы сумели получить достаточно мощные и надежные авиамоторы со вполне приемлемым, благодаря высокой литровой мощности, удельным весом. Среди этих моторов наиболее известен шестицилнндровый двигатель завода Мерседес мощностью 160 л. с., с литыми стальными цилиндрами, с наварными рубашками из листовой стали, с полусферическими головками, с верхним распределением и двойной системой зажигания (фиг. 11). Удельный вес этого мотора составлял 1,7 кг/л, с. По надежности и выносливости двигатель Мерседес превзошел все построенные до того авиамоторы. С этим двигателем в течение 1913-1914 гг. германские летчики отвоевали у Франции почти все рекорды (кроме рекорда скорости), в том числе рекорд продолжительности полета (Бем) - 24 часа 10 мин. - и рекорд высоты (Элерих) - 8 125 м. Успехи стационарных двигателей водяного охлаждения заставили подтянуться конструкторов ротативных двигателей. Завод Гном, правда, ограничился постепенным повышением мощности своих двигателей, увеличивая размеры цилиндров и не внося каких-либо конструктивных изменений. Усовершенствование ротативных двигателей было сделано заводом Клерже и, главным образом инженером Верде на заводе Рон. В двигателях "Рон" (фиг. 12) Верде перенес впускной клапан из поршня в головку двигателя, подведя смесь по особому патрубку из картера, улучшил распределительный механизм и ввел запрессовку в стальной цилиндр чугунной гильзы, что дало возможность применить стальные поршневые кольца. Эти меры позволили значительно снизить расход смазочного. Двигатель получился хотя и не сколько более тяжелым, чем "Гном", но значительно более надежным. С этим мотором летчик Пулэ в 1914 г. установил французский рекорд продолжительности полета-16 час. 28 мин., бывший одно время мировым рекордом. Мировая война застала авиационное моторостроение в разгаре интенсивной работы над повышением надежности двигателей и освоением новых, значительно усовершенствованных конструкций. Боевые действия потребовали резкого увеличения мощности авиадвигателей. Значение запаса мощности на самолетах было очевидно как летчикам, так и конструкторам, но высокая стоимость мощных моторов и возрастание посадочной скорости у самолетов с более мощными моторами сильно тормозили процесс увеличения мощности авиамоторов. К началу войны, в 1913 г., средняя мощность авиационных моторов составляла 70-120л. с., а к концу войны в 1918 г. эта цифра возросла до 300- 450 л. с., т. е. приблизительно в 4 раза. В условиях военной спешки и недостатка конструкторских кадров увеличение мощности моторов достигалось главным образом увеличением литража двигателей. Так например, у двигателей Мерседес за годы войны диаметр цилиндра последовательно увеличивался с 120 мм до 125, 140 и 160 мм, у двигателей Сальмсон с 122 до 140 мм. У ротативных двигателей наибольший диаметр цилиндра возрос с 124 мм ("Гном" 80 л. с.) до 140 мм (В. R. 220 л. с.}. (Подготовлялись к выпуску моторы с диаметром цилиндров до 170 мм (Фиат). Такой путь увеличения мощности моторов привел к почти полному отказу от стационарных моторов воздушного охлаждения. Обеспечить надежное охлаждение чугунных цилиндров диаметром свыше 100 мм оказалось невозможным. Для Фиг. 12. Ротативный двигатель "Рон" конструкции Верде (1912 г.). •с* того, чтобы температура цилиндров не превосходила допустимого уровня., приходилось настолько обогащать смесь, что расход горючего у этих двигателей значительно превышал 300 г\э. с. ч. Достигнув к 1916 г. мощности в 130- 150л. с. (Рено, R. А. и др.)? стационарные моторы воздушного охлаждения совершенно вышли из употребления. Несколько лучше обстояло дело с ротативны-ми двигателями, цилиндры которых не перегревались даже при диаметре 140 мм, но быстрое возрастание вентиляционных потерь, доходивших у 200-сильных моторов до 20% эффективной мощности и невозможность повысить мощность увеличением числа оборотов, положили предел их развитию. До конца войны и даже в первые годы после войны ротативные двигатели мощностью до 200 л. с. применялись довольно широко, в особенности на истребителях, но уже в 1919- 1920 гг. производство их было прекращено. Таким образом за годы войны моторы водяного охлаждения не только догнали моторы воздушного охлаждения, но во многих случаях превзошли их по мощности и по легкости. В начале войны особенный успех выпал на долю германских шестицилиндровых рядных моторов водяного охлаждения (Мерседес. Бенц, Аргус, Майбах, Опель и др.), оказавшихся наиболее надежными и легкими из всех моторов того времени. Этот успех, однако, оказался роковым для германской авиации. Вследствие общей слабости германской моторной промышленности и недостатка конструкторских кадров, германские заводы до конца войны придерживались шестицилиндровой схемы, лишь увеличивая из года в год размеры цилиндров. Это завело германское моторостроение втупик. С увеличением диаметра цилиндров выше 160 мм удельный вес шестицилиндрового двигателя начал возрастать, надежность мотора падала. Создать двигатель с 6 цилиндрами мощностью более ,300 л. с. оказалось невозможным. Предпринятые в 1918 г. попытки перейти на 12-цилиндровые V-образные моторы запоздали, и ни один из этих моторов не увидел света. Между тем промышленность союзников, пользуясь трофейными образцами и опираясь на свой опыт, быстро переняла все положительные особенности германских моторов. Освоив мерседесовскую конструкцию цилиндра с наварными рубашками, наклонными клапанами и верхним распределением, французские, английские, а вслед за ними и американские заводы (после вступления США в войну, в 1916 г.), располагавшие значительно более широкими производственными возможностями, применили ее к V-образным двигателям, доведя число цилиндров до 12, и легко получили таким путем двигатели мощностью до 400 л. с. и больше, значительно более легкие, чем германские однорядные машины. Заимствование из автомобильной практики вильчатых шатунов устранило* главный недостаток первых V-образных моторов - большую длину, обязанную применению самостоятельных шатунов для каждого цилиндра, требовавшему шахматного расположения цилиндров. К концу войны V-образные 12-цилиндровые моторы водяного охлаждения с отдельными цилиндрами заняли господствующее положение. Из них наибольшим успехом в годы войны пользовались: французский мотор фирмы Рено 300 л. с. (1916-1918 гг., самолеты Брегэ XIV), английской фирмы Роллс-Ройс "Игл" 300л. с. (фиг. 13) и ВНР ("Пума") 210 л. с. (1917-1918 г., самолеты DH-4 и др.) и, в особенности, самый совершенный из них - американский мотор "Либерти" 400 л. с. (фиг. 14) - первый двигатель с удельным, весом менее 1 кг/л. с. (1916-1918 г., самолеты DH 9-а и др.). Представляет интерес история создания этого двигателя. Немедленно после вступления США в мировую войну были мобилизованы все "живые силы" авиационного и автомобильного моторостроения и создана мощная конструкторская группа из лучших специалистов моторного дела. Проектирование двигателя было закончено в три месяца, а еще через четыре месяца первые экземпляры нового двигателя устанавливались на опытные самолеты. В виде дани патриотическим настроениям американцев, смотревших на войну с Германией, как на войну в защиту американской "свободы", двигатель был назван "Либерти" (что в переводе означает "свобода"). Производившаяся аналогичным образом постройка грузового автомобиля "Либерти" была закончена в еще более короткие 24 Фиг. 13. Двигатель водяного охлаждения Роллс-Ройс "Игл" 300 л. с. (1916 г.). ^роки: с начала проектирования до начала массового прризводства грузовиков прошло всего четыре месяца. Подобные темпы заставляют'предположить, что созданию этих, сыгравших большую роль в войне объектов, все же предшествовала интенсивная подготовительная работа, которая наряду с общеизвестными размахом и организационными способностями американцев и обеспечила успех предприятия. Многие заводы подготовляли выпуск еще более мощных V-образ-ных 12-цилиндровых моторов ("Рено" 450 л. с., фирмы Роллс-Ройс "Кондор" *600 л. с., Фиат 700 л. с.), но до конца войны эти моторы не успели получить распространения. Огромные средства, вложенные в годы войны в авиационную промышленность, дали возможность развернуть обширную исследовательскую и экспериментальную работу по авиамоторостроению. Ряд крупных специалистов по двигателям внутреннего сгорания,-Рикардо в Англии, Фару и Девийе во Франции, Госслау и Рид-лер в Германии и многие другие, - были привлечены к работе над авиационными моторами. На авиационные заводы перешли лучшие конструкторы автомобильных моторов: Барбару (завод Лоррэн-Дит-рих) и Биркигт (завод Испано-Сюиза) йо Франции, Генри Ройс (завод Роллс-Ройс), Хольфорд (завод Бирдмор), Сиддли (завод Армстронг) в Англии, Холл и Винсент (завод Паккард) в США и ряд других. Работа этих специалистов подготовила к концу войны глубокие сдвиги в авиационном моторостроении. Первым нововведением явился переход на поршни из алюминиевых сплавов. Опыты применения алюминиевых сплавов для поршней и даже головок цилиндров воздушного охлаждения делались и до мировой войны, но неизменно терпели неудачу из-за недостаточной жаростойкости применявшихся для этой цели алюминиево-цинковых сплавов. С освоением в годы войны сплавов Al-Cu алюминиевые поршни быстро получили повсеместное применение. К концу войны были выработаны новые, еще более жаростойкие алюминиево-медно-никелевые сплавы (сплав Y и др.). В начале 1915 г. Биркигт в своих 8-цилиндровых V-образных моторах "Испано-Сюиза" водяного охлаждения применил блочную конструкцию двигателя, выполнив блок цилиндров из алюминиевого •сплава с ввернутыми стальными гильзами. Эта конструкция оказалась весьма .•36 Фиг. 14. .12-цилиндровый двигатель водяного охлаждения "Либерти" (поперечный разрез). 1917 г. <Тиг. 14. 12-цилиндровый двигатель водяного охлаждения "Либерти" (продольный разрез). 1917 г. удачной. Моторы фирмы Испано-Сюиза мощностью 150, 180, 220 и 300 л. с" (фиг. 15) стали лучшими моторами для истребительной авиации. Английские конструкторы Бирдмор, Хольфорд и Пулинджер в конце 1916 г.. ввели новое усовершенствование в блочную конструкцию. В своем 6-цилиндровом рядном моторе ВНР (названном так по инициалам конструкторов и получившем позднее марку Сиддли "Пума") они применили головки из алюминиевого сплава и конструкцию так называемых "мокрых" цилиндров (фиг. 16). При этой конструкции цилиндры, ввернутые в алюминиевый блок, непосредственно омываются охлаждающей водой, благодаря чему улучшается охлаждение цилиндра и поршней. Фиг. 15. 8-цилиндровый двигатель водяного охлаждения Ненано-Сюиза 300 л. с. (поперечный разрез). 1916г. Блестящие результаты применения алюминиевых головок у моторов водяного охлаждения побудили испробовать алюминиевые сплавы для изготовления головок цилиндров воздушного охлаждения. Опыты над цилиндрами воздушного охлаждения (Госслау и др.) показали огромное значение числа и расположения ребер для правильного охлаждения цилиндра. Сильно возросшая к тому времени скорость полета увеличила располагаемый для охлаждения воздушный напор. Все это создало предпосылки для возрождения стационарных двигателей воздушного охлаждения. Заслуга создания двигателя воздушного охлаждения в таком виде, как он строится до сих пор, принадлежит английскому конструктору Рой Феддену .и американским Лоуренсу и Герону. 28 Фиг. 15. 8-цилиндровый двигатель водяного охлаждения Испано-Скиза 300 л. с. (продольный разрез). 1916 г. В 1917 г. завод "Космос" (Англия) под руководством Феддена построил 1^-цилиндровый двухрядный звездообразный мотор воздушного охлаждения "Meркур" мощностью 315 л. с. Почти одновременно с ним был заложен 18-цилиндровый двухрядный двигатель воздушного охлаждения "Геркулес" с огромной для того времени мощностью 1000 л. с. Охлаждение этих двигателей, особенно последнего, было неудовлетворительным. Однако опираясь на опыт эксплоатации этих двигателей, Федден несколько позднее построил уже удачный двигатель "Юпитер" мощностью около 400 л. с. К концу 1918 г. были созданы стационарные звездообразные моторы воздушного" охлаждения; в Англии-девятицилиндровые моторы "Драгонфлай" 310 л. с. (завод ABC), "Юпитер" 400 л. с. (завод Космос - впоследствии завод Бристоль), в США - мотор Лоуренса мощностью 200 л. с. (приобретенный позднее фирмой "Райт"). Эти моторы в течение 1918 г. прошли испытания; некоторые из них были переданы в серийное производство ("Драгонфлай"). Война же поставила перед авиационным моторостроением задачу сохранения мощности моторов на высоте. Опыт боевых действий самым убедительным образом показал значение резерва мощности на высоте и преимущества высокого рабочего потолка самолета. Испытания, проведенные на специальных высокогорных испытательных станциях во Франции (в Лоттарэ в 1915-1916 г.) и в Германии (заводом Майбах), позволили установить зависимость потери мощности мотора от высоты и влияние на высотную мощность мотора различных факторов. Наиболее простой способ увеличения высотной мощности мотора заключался в увеличении литража, а следовательно, исходной, земной мощности мотора. Однако такой мотор часто оказывался слишком тяжелым для самолета определенной категории. Выход из положения иногда находили в том, что преднамеренно облегчали конструкцию мотора, снижая его надежность; во избежание поломки на земле такой мотор дросселировали. По мере ^ поднятия на высоту дроссель приоткрывали и на некоторой высоте мотор переводили на полный дроссель,, причем мотор развивал мощность, примерно равную земной мощности. Такие моторы назывались переразмеренными. 30 Фиг. 1G. 6-цилиндровый двигатель водяного охлаждения Сиддли "Пума" 2Юл. с.,1916 г. Высотные испытания моторов показали желательность повышения степени: сжатия. Но увеличение степени сжатия свыше 5-5,5 приводило к незнакомому да тех пор явлению детонации. Строители моторов встретились с необходимостью, во избежание детонации, дросселировать у земли двигатель с повышенной степенью сжатия. По мере подъема на высоту дроссель приоткрывался, и на некоторой высоте двигатель приобретал возможность работать на полном дросселе без детонации. Высокая степень сжатия (6,5-7,5) позволяла получить на высоте некоторый излишек мощности, по сравнению с мотором такого же литража, но с нормальной степенью сжатия. Моторы подобного рода назывались моторами с пере с жат и ем и являлись вместе с пере размеренными двигателями главным типом высотных двигателей того времени. Эти двигатели сохраняли земную мощность до высоты порядка 500-1500 л, что вполне покрывало потребность тогдашних боевых самолетов. Для оценки высотности было введено понятие эквивалента мощности (Лер). Этим термином обозначали мощность, которую мог бы развить мотор на земле, работая при полном открытии дросселя. Сопоставление величин эквивалентной и номинальной мощностей позволяло оценивать высотность, мотора. Впоследствии понятие эквивалента мощности вышло из употребления, уступив место прямым показателям (высотность или расчетная высота). Для изучения средств поддержания постоянства мощности на высоте были поставлены опыты по наддуву авиадвигателей. Рато во Франции предложил для этого турбокомпрессор, в Германии ряд заводов (Вроун-Бовери, Шваде и др.) разработали системы приводных центробежных нагнетателей. Некоторые из строившихся в конце войны германских! многомоторных самолетов-гигантов были оборудованы установками централизованного наддува с компрессором, приводившимся в действие отдельным вспомогательным мотором и питавшим все моторы самолета. Эти самолеты не успели принять участие в боевых действиях и по требованию союзников после заключения Версальского мира были уничтожены. В годы войны наддув не получил распространения, потому что в пределах высот, на каких совершались боевые полеты, оказывались вполне достаточными более простые переразмеренные моторы и моторы с пересжатием. Моторы с пересжатием появились прежде всего в Германии (зааод Май-бах, BMW1 и Сименс) и на некоторое время обеспечили германским самолетам перевес по скороподъемности и маневренности на больших высотах над союзническими самолетами, неемотря на то, что последние были, как правило, снабжены более мощными моторами, чем германские. В особенности высокими для того времени качествами отличался истребитель "Фоккер" D-*VI1 с мотором BMW мощностью 185 л. с., а в последних модификациях до 240 л. с. (фиг. 17). Но появление у союзников легких и надежных моторов в 300- 400 л. с. дало возможность им к концу 1918 г. в свою очередь создать самолеты, во всех отношениях превосходившие германские, и это задержало применение союзниками моторов с пересжатием и, тем более, с наддувом. В годы же войны был найден способ борьбы с детонацией при высоких степенях сжатия путем присадки к бензину бензола или толуола. Интересно, что открытие это было сделано почти случайно в связи с топливным голодом, который испытывала блокированная Германия. Вынужденная искать заменителей для авиационного бензина Германия применила для этого бензол, причем было обнаружено, что на бензоле можно работать со значительно большими степенями сжатия и что даже примесь бензола к бензину повышает антидетонационные качества последнего. Топливный же голод побудил германских конструкторов начать работы по осуществлению авиационных двигателей тяжелого топлива с воспламенением от сжатия. Начатый фирмой "Юнкерс" постройкой в. 1915-1916 гг. двухтактный авиационный дизель остался неоконченным и после версальского мира по требованию союзников был уничтожен. Не дали удовлетворительных результатов и опыты с авиационными дизелями английского завода Бирдмор. Таким образом наряду со значительным действительным 1 Bayerische Motorenwerke- прогрессом в авиационном моторостроении мировая война оставила огромное наследие незавершенных опытов и новых, ждавших реализации проблем,- наследие, в значительной мере предопределившее развитие моторостроения на долгие годы. При возрастании мощности моторов за годы войны в 3-4 раза и при снижении удельного веса моторов почти в 2 раза, литровая мощность и среднее эффективное давление авиационных двигателей увеличились очень незначительно. Едва ли заметные улучшения были достигнутый в отношении надежности двигателей, и только самые последние модели английских моторов (фирма Роллс-Ройс "Игл") и американских ("Либерти") показали значительное увеличение надежности. Срок работы без переборки у этих моторов достигал 100 часов. С окончанием войны авиационное моторостроение вступило в новую фазу. Авиационная промышленность после войны подверглась резкому свертыванию. "Серийное производство авиамоторов на время было почти прекращено. Заложенные еще в годы войны новые мощные (до 1000 л. с.) моторы были все же, хотя и с некоторым запозданием, закончены, но применения не нашли. Мощность моторов для боевых самолетов стабилизировалась на достигнутых в 1918 г. цифрах и на протяжении 1919-1924 гг. увеличивалась очень медленно. Результаты испытаний моторов, являвшихся "последним словом" моторостроения в годы войны, оказались довольно неожиданными. Попытки дальнейшего увеличения мощности путем увеличения диаметра цилиндров до 170 мм (мотор Фиат А-14 700 л. с.) потерпели неудачу. Такие моторы получились не только более тяжелыми, но и недостаточно надежными. Даже моторы с цилиндрами диаметром в 155-165 мм, как например 600-сильный мотор фирмы Роллс-Ройс "Кондор", оказались во всех' отношениях хуже прежних моделей этого завода. Достигнутый к концу войны диаметр цилиндров в 160 мм установился таким образом как предельный. Позже почти не наблюдалось попыток превысить этот предел. Для увеличения мощности авиамоторов приходилось искать новых путей. Пионером в этой области явился английский завод "Нэпир", еще в конце 1918 г. выпустивший W-образный 12-цилиндровый мотор "Лайон" 425 л. с. конструкции Роуледжа (фиг. 18) с весьма высоким для того времени числом оборотов - 2000 об/мин. Для увеличения жесткости была применена оригинальная полублочная конструкция: отдельные цилиндры со стальными наваренными рубашками были связаны общей алюминиевой головкой. Ввиду высокого числа оборотов мотор был снабжен редуктором; коленчатый вал мотора был монтирован на роликовых подшипниках. В первые годы после войны этот мотор был одним из самых мощных и самым легким среди серийных авиационных моторов. В последних сериях мощность мотора была доведена до 550 л. с. при одновременном увеличении срока службы. Мотор "Лайон" вызвал многочисленные подражания. Применив W-образное расположение для блоков с 6 цилиндрами и доведя таким путем число цилиндров до 18, ряд заводов в начале 20-х годов увеличил мощность моторов на 30- 50%, получив 750-800 л. с. в одном агрегате. 18-цилиндровые W-образные моторы строились в большом числе заводами Рено и Лоррэн-Дитрих во Франции и Изотта-Фраскини в Италии вплоть до начала 30-х годов, когда повышение литровой мощности позволило получить необходимые мощности от более простых и обладающих меньшим лбом V-образных двигателей, которые с этого времени снова становятся господствующим типом двигателя. Успех W-образ-ных моторов вызвал попытки доведения числа цилиндров до 24 (Лор-рэн-Дитрих) и создания 4-рядных Х-образных моторов (Нэпир "Кэб") мощностью около 1000 л. с. Эти моторы, выпущенные в 1922-1923 гг., однако, не имели успеха, так как оказались слишком тяжелыми. Сразу же после окончания мировой войны значительный успех выпал на долю стационарных звездообразных моторов воздушного охлаждения. Построенный Федденом на заводе "Космос" 9-цилиндровый мотор "Юпитер" в 1919 г. был приобретен заводом "Бристоль", в сентябре 1921 г. под маркой Фиг. 17.36-цилиндровый двигатель водяного охлаждения BMW} мощностью 200-240 л. с. (1916-1917 гг.). •Орлов-1071-3 33 "Бристоль-Юпитер" прошел государственные испытания и был принят на вооружение воздушных сил Англии. В 1922 г. этот мотор был значительно усовершенствован и его мощность доведена до 445 л. с. при 1770 об/мин, (фиг. 19). Двигатель "Юпитер" сыграл большую роль в развитии двигателей воздушного охлаждения. Долгие годы он был самым мощным среди моторов воздушного охлаждения и одним из наиболее распространенных авиационных двигателей Фиг. 18. Двигатель Нэпир "Лайон" 425 л. с. (1918-191Пгг.). во всем мире. В последних сериях ("Юпитер" VI) мощность мотора была доведена до 535 л. с. и сохранялась благодаря пересжатию до высоты 1200 м. Вес двигателя был доведен до 435 кг. Этот мотор по лицензиям строился во Франции (завод Гном-Рон с 1923 г.), в СССР, в Германии (завод Сименс), Чехословакии, Польше, Японии и в других странах. Особенностью конструкции "Юпитер" были цилиндры со стальным днищем, к которому крепилась алюминиевая головка с оребрением и газовыми каналами. Вследствие небольшой литровой мощности, не превышавшей в первых моделях "Юпитера" 15 л. с./л, охлаждение двигателя было вполне достаточным, даже при этой не особенно удачной конструкции. Другой особенностью было наличие компенсатора - приспособления, сохранявшего зазор в клапанном механизме неизменным как при холодных, так и при горячих цилиндрах. 34 На основе мотора "Юпитер", используя конструкцию его цилиндров и некоторых других деталей, фирма "Бристоль" выпустила семейство звездообразных двигателей воздушного охлаждения: 5-цилиндровый "Титан" мощностью 200-250 л. с., 7-цилиндровый "Нептун" мощностью 300-350л. с., далеко не пользовавшиеся, впрочем, такой популярностью, как мотор "Юпитер". Не получил распространения и 3-цилиндровый двигатель фирмы Фиг. 19. 9-цилиндровый двигатель воздушного охлаждения Бристоль "Юпитер" (1921 г.). Бристоль "Черуб" с камерой сгорания в форме тетраэдра, с клапанами, расположенными перпендикулярно оси цилиндра (см. фиг. 173) и с оригинальным приводом клапанов при помощи коленчатого рычага, ось которого, представляющая собой полый стержень, была расположена вдоль цилиндра. В это же время (1922 г.) был принят на вооружение в Англии и другой мотор воздушного охлаждения - 14-цилиндровый двухрядный двигатель "Ягуар" 320 л. с. завода Армстронг, явившийся дальнейшим развитием созданного еще в годы войны мотора "Драгонфлай" завода ABC. В Америке фирма Райт, приобретя патенты Лоуренса, ставшего главным конструктором этого завода, форсировала его 9-цилиндровый звездо- 35 образный мотор воздушного охлаждения до " мощности 230 л. с. и под маркой "Уэрлвинд" J-I начала выпускать с 1921 г. в сериях, постепенно увеличивая мощность и повышая надежность. Параллельно с выпуском сериями "Уэрлвиндов" фирма Райт с 1921 г. стала работать над мощным двигателем воздушного охлаждения и во второй половине 20-х годов выпустила мотор "Циклон" R-1750 мощностью 525 л. с., явившийся прототипом известного мотора "Циклон" R-1820, строющегося до наших дней. Тяжелое экономическое состояние послевоенной Европы снизило интенсивность конструкторских работ в области авиационного моторостроения. Помимо доводки начатых еще в годы войны моторов, в течение 1919-1922 гг. появилось очень немного новых конструкций. Большинство авиамоторных заводов Европы до 1924-1925 гг. довольствовалось введением мелких усовершенствований и модификациями исполненных моделей. Возникновение гражданской коммерческой авиации потребовало увеличения сроков службы авиамоторов и уменьшения расхода горючего. В центре внимания заводов стали вопросы технологии производства моторов и мелкие их усовершенствования, которые обеспечивали более долгие сроки работы - подбор материалов, разработка системы зазоров, улучшение смазки и т. д. Результаты этой работы не замедлили сказаться. В 1925 г. во Франции на специальном конкурсе на выносливость мотор водяного охладжения "Рено" 420 л. с. проработал без переборки 2iO час., тогда как в годы войны средний срок работы между двумя переборками тех же моторов Рено не превышал 40 часов. Эта же мелкая и кропотливая работа дала возможность, не меняя размеров мотора, постепенно увеличить мощность. Это достигалось повышением степени сжатия, которую в некоторых случаях стали доводить до 6,5-7, и увеличением чисел оборотов, которые к середине 20-х годов достигли в среднем 1700-1800, а в отдельных случаях 2000 об/мин. Для сохранения высокого к,, п. д. винта при таком числе оборотов возникла потребность в редукторе. Почти все авиационные заводы еще в начале 20-х годов перешли к выпуску, наряду с безредукторными моторами, моторов с редукторами. К выработанным еще в годы войны конструкциям редукторов с цилиндрическими планетарными шестернями (завод Роллс-Ройс, позднее - Лоррэн-Дитрих и др.) и простому редуктору с двумя цилиндрическими шестернями ("Нэпир") прибавилась третья система - завода Фарман с коническими планетарными шестернями. Все эти три типа редукторов с некоторыми видоизменениями применяются и поныне. Наибольшие успехи в первые годы после войны авиационное моторостроение делало в США, где благоприятная общая экономическая конъюнктура способствовала значительно более интенсивной конструкторской работе авиамоторных заводов. Производство моторов "Либерти" в США было прекращено вскоре по окончании войны, и этот мотор послужил лишь прототипом целой серии выпущенных на протяжении 1920-1930 гг. заводом Паккард моторов мощностью до 800 л. с. Последние моторы этой серии отличались интересной особенностью - перевернутым расположением цилиндров (висячие цилиндры), обеспечивавшим летчику удобный обзор и облегчавшим общую компановку самолета. Несмотря на остроумие, проявленное при конструктивной разработке узлов этого мотора (отсос масла из висячих цилиндров, охлаждаемые маслом клапаны, конструкция картера и подвесок подшипников и т. д.), моторы эти не оказали значительного влияния на развитие авиационного моторостроения. Неудачен был и построенный на основе этих двигателей Х-образный 24-цилиндровый двигатель мощностью 1200 л. с. Расположив цилиндры этого мотора в интересах уменьшения лба под углом 60° (вместо 90°, требуемых условием равномерного чередования вспышек), фирма вынуждена была для достижения равномерности крутящего момента сместить колена одной половины коленчатого вала на 30° по отношению к соответствующим коленам другой половины, отчего сильно пострадала уравновешенность мотора. Другой недостаток двигателя состоял в неудачной конструкции коренных опор коленчатого вала. 36 Стремясь удлинить шатунные шейки и тем понизить величину среднего удельного давления, повышенную из-за совмещения четырех шатунов на одной шейке, конструкторы придали коренным шейкам коленчатого вала форму массивного диска, внешний диаметр которого несколько превышал крайние точки шатунных шеек. Последние непосредственно, без щек, присоединялись к этому диску. Коренные подшипники мотора из-за малого отношения длины к диаметру работали неудовлетворительно; цилиндры двигателя заливались маслом, в изобилии вытекавшим с торцов подшипников. Развитие американских моторов водяного охлаждения пошло по пути блочной конструкции. Завод Райт, еще в 1916 г. приобретший лицензию на моторы Испано-Сюиза, в 1919 г. выпустил вполне оригинальные V-образные 12-цилиндровые двигатели "Тайфун" блочного типа с цилиндрами размером 146 X 158,5 мм и мощностью 650 л. с. В течение 1920-1925 гг. это были самые мощные из серийных авиамоторов. Еще успешнее были работы завода Кертис, также избравшего блочную конструкцию, но совершенно изменившего систему крепления блоков. В моторах Испано-Сюиза и Райт усилия вспышки воспринимались стальной гильзой, а в моторе Кертис - рубашкой из алюминиевого сплава. Выпустив в 1920 г. мотор D-12 мощностью 375-400 л. с., завод Кертис, постепенно форсируя этот мотор, довел число оборотов до 2200 в 1921 г. и до 2300 в 1928 г., получив литровую мощность 24,4 л. с. и подняв мощность мотора до 460 д. с. Этот мотор, послуживший прототипом для позднейших моторов Кертис "Конкверор" (фиг. 20), в середине 20-х годов далеко превзошел все современные ему моторы по легкости; удельный вес его был менее 0,8 кг/л. с. Мотор Кертис D-12 дал возможность гоночным самолетам фирмы Кертис в течение 1923-1925 гг. установить ряд мировых рекордов скорости; даже Англия для постройки быстроходных самолетов нового типа фирмы Фэйри в 1925 г. приобрела в США моторы фирмы Кертис D-12. Начиная с 25-х годов американские конструкторы, однако, решительно переходят к двигателям воздушного охлаждения, которые в последующее десятилетие достигли исключительного конструктивного совершенства и почти полностью вытеснили в США двигатели водяного охлаждения. Основное, что предопределило успех двигателей воздушного охлаждения-- кропотливая работа над охлаждением головок цилиндров и клапанов. Значительно улучшив и увеличив оребрение, применив полусферическую камеру сгорания, наклонное расположение клапанов (развал клапанов), обеспечившее хороший теплоотвод от клапанных седел и головок, введя селитряное (а впоследствии натриевое) охлаждение выхлопных клапанов, закрыв клапанные механизмы в специальных приливах головки, - американские конструкторы добились настолько хорошего охлаждения цилиндров и надежной работы клапанного механизма, что даже при высокой литровой мощности эти двигатели по надежности не уступали лучшим моторам водяного охлаждения. Выдающаяся роль на этом этапе развития двигателей воздушного охлаждения принадлежала фирме Райт и ее конструктору Герону. Высокая надежность моторов Райт была продемонстрирована рядом выдающихся перелетов 1926-1927 гг., в особенности первым перелетом через Атлантический океан с мотором Райт "Уэрлвинд" J-5 220 л. с. Этот перелет создал небывалую популярность мотору Райт, которая повлекла за собой огромный спрос на двигатель этой марки. Фирма Райт оказалась вынужденной временно прекратить производство всех других типов двигателей, кроме Райт "Уэрлвинд" и Райт "Циклон" R-1750. Увеличив вдвое производительность своих заводов, фирма все же не смогла удовлетворить спроса. Лишь закладка нового авиамоторного завода, в пять раз превышающего по мощности прежние заводы фирмы, явилась выходом из создавшегося положения. Ведя массовое изготовление двигателей Райт "Уэрлвинд" J-5, фирма не прекращала исследовательских работ с целью создания двигателей воздушного охлаждения для самолетов самых различных назначений. Так, в период 1927- 1928 гг. был построен V-образный 12-цилиндровый двигатель воздушного охлаж- 37 дения с висячими цилиндрами. Этот двигатель развивал 500 л. с, при 2000 об/мин, и весил 410 кг. Широкого распространения этот двигатель не получил и лишь в небольшом числе экземпляров был применен в морской авиации США. В 1928 г. появилась новая серия моторов Райт "Уэрлвинд" J-6 мощностью 225-300 л. с. Кроме того, был значительно усовершенствован двигатель Райт Фиг. 20. 12-цилиндровый двигатель водяного охлаждения Кертис "Конкверор" (поперечный разрез). 1927 г. "Циклон" R-1750, мощность которого была доведена до 525 л. с. Охватив этими двигателями потребности почти всех типов самолетов, фирма в 1929 г. пополнила серию своих моторов мотором, предназначенным для учебных и спортивных самолетов, выпустив однорядный двигатель воздушного охлаждения 38 "Джипси" 80 л. с. по лицензии английской фирмы Де-Хевиленд. Вскоре фирма Райт выпустила мощный двигатель воздушного охлаждения "Циклон" R-1820 (фиг. 21) мощностью в первых сериях 650-700 л. с., завоевавший широкую популярность. Конструкция этого двигателя оказалась настолько удачной, что он выпускался фирмой в течение всех последующих лет с различными усовершенствованиями и модификациями. Проделав все этапы технической эволюции авиадвигателей, двигатель этот, взлетная мощность которого в последних выпусках доведена до 1300л. с., остается до наших дней одним из лучших авиационных двигателей мира. Фиг. 21. 9-цилиндровый двигатель воздушного охлаждения Райт "Циклон" R-1820F. 6 1925 г. у фирмы Райт 'появился серьезный конкурент - завод Прат Уитни, выпустивший под руководством главного конструктора Годфри звездообразные 9-цилиндровые двигатели совершенно одинаковой конструкции (кроме размерности) -"Хорнет" 400 л. с. и "Уосп" 500 л. с. воздушного охлаждения с головками того же типа, как и у Райт, но большей, чем "Уэрлвинд", мощности. В короткий срок двигатели воздушного охлаждения в США совершенно вытеснили двигатели водяного охлаждения. Весь военно-воздушный флот, не говоря уже о коммерческом, был переведен на двигатели воздушного охла- 39 ждения, если не считать нескольких эскадрилий, снабженных для опытных целей двигателем "Сыопер Конкверор" (см. фиг. 208), представлявшим собой модернизированный двигатель "Конкверор". Строительство моторов водяного охлаждения в Америке замерло вплоть до самых последних лет. Лишь 1939 год является свидетелем возрождения двигателей жидкостного охлаждения. Улучшение общей экономической конъюнктуры в 1923-1924 гг. и начатое везде полное перевооружение воздушных сил вызвало , начиная с 1924г., постепенное оживление и в европейской авиационной промышленности. С возобновлением серийных заказов на новые авиационные моторы заводы приобрели средства на опытные работы. В течение 1925-1930 гг. число новых конструкций моторов значительно возросло и большинство заводов перешло на производство моторов новых моделей. Завод Испано-Сюиза, строивший 8-цилиндровые V-образные моторы, перешел на V-образные 12-цилиндровые двигатели (по 6 цилиндров в ряд), завод Роллс-Ройс прекратил производство двигателей "Кондор" со сварными цилиндрами и выпустил в 1928 г. блочный двигатель "Кестрель" мощностью в первых сериях 480-525 л. с., а вслед за ним двигатель "Буззард", отличавшийся от "Кестреля" лишь большей размерностью и мощностью (800 л. с.}. Вскоре после этого заводы Лоррэн-Дитрих (Франция) также перешли на моторы блочной конструкции, и этот тип мотора с водяным охлаждением, обеспечивающий более жесткую конструкцию, почти полностью вытеснил моторы с отдельными сварными цилиндрами. Не менее значительные сдвиги произошли и в строительстве моторов воздушного охлаждения. Под впечатлением успехов американских двигателей воздушного охлаждения почти все крупные европейские авиамоторные заводы (за исключением завода Роллс-Ройс, неуклонно придерживавшегося принципа жидкостного охлаждения) стали строить наряду с моторами водяного охлаждения и моторы с воздушным охлаждением собственной конструкции или по лицензиям американских заводов Райт (Испано-Сюиза, Фарман, BMW и др.)-Фирма Бристоль, ранее других начавшая строительство двигателей воздушного охлаждения, создала свою конструктивную школу. Двигатели воздушного охлаждения Бристоль отличаются от американских некоторыми особенностями. У них четыре клапана на цилиндр, а не два, как у американских двигателей. Развал клапанов меньше, чем у американских двигателей. Как правило, английские двигатели снабжаются компенсаторами, т. е. приспособлениями, обеспечивающими постоянный зазор в клапанном механизме. В последнее время завод Бристоль изготавливает головки цилиндров путем фрезеровки из поковок, что дает возможность не только усилить головки, но и увеличить оребре-иие. В последних моторах Бристоль высота ребер доведена до 40-50 мм при толщине 1-1,5 мм и шаге 5 мм. В 1928 г. фирма Бристоль создала мотор "Юпитер" серии F мощностью 530л. с. при 2200 о б/мин., послуживший прототипом современных моторов фирмы Бристоль -"Пегас" и "Меркур". В этих моторах была применена камера сгорания со стенками из алюминиевого сплава, система компенсации была сохранена, хотя конструкция компенсатора радикально изменилась. Наиболее значительное нововведение в авиационном моторостроении за этот период состоит в широком применении наддува не только как средства поддержания мощности мотора на высоте, но и как способа повышения литровой мощности двигателя. Опыты с наддувом, как указывалось выше, были начаты еще в годы войны. Отдельные опытные образцы моторов с компрессорами различного типа время от времени строились и после войны, в особенности для специальных высотных рекордных самолетов. В 1926 г. завод Бристоль в Англии первым перешел на серийный выпуск мотора, у которого приводной центробежный компрессор составлял одно конструктивное целое с мотором ("Юпитер" VII). Применение наддува сразу же значительно увеличило высотность мотора. Если мотор "Юпитер" Vic пересжатием сохранял приблизительно постоянную мощность до высоты 1200 л", то мотор "Юпитер" VII с наддувом развивал земную мощность' на высоте 3700 м. 40 Повышение высотности моторов немедленно сказалось резким скачком летных показателей самолетов, в особенности ростом скороподъемности и максимальной скорости на высоте. С этого момента увеличение высотности моторов становится в центре внимания моторостроителей. Примеру завода Бристоль последовали другие заводы и прежде всего заводы, строившие моторы с воздушным охлаждением, у которых благодаря звездообразному расположению цилиндров компрессор особенно просто и компактно укладывается в конструкцию мотора. Начиная с 1928-1929 г. ввели наддув в своих моторах заводы Райт, Пратт Уитни, Гном-Рон и др. В американских моторах воздушного охлаждения рабочему колесу (крыльчатке) нагнетателя первоначально придавали небольшой диаметр; установкой нагнетателя преследовали цель не столько увеличения высотности мотора, сколько улучшения смесеобразования и увеличения равномерности наполнения цилиндров х. Лишь позднее, когда выяснились огромные возможности наддува, американцы, вместо таких "мешалок", стали применять крыльчатки большого диаметра и ввели сильный наддув. Среди двигателей водяного охлаждения наддув впервые был применен на моторе Роллс-Ройс "Кестрель". К тридцатым годам все мощные моторы для боевых самолетов были оборудованы нагнетателями; высотность моторов была увеличена до 3500-4500 м', моторы без нагнетателя потеряли право называться современными. Установка на мотор нагнетателя открыла широкие возможности форсировки мощности мотора повышением давления на всасывании, ограниченные лишь антидетонационными качествами горючего и способностью поршней и клапанов двигателя работать при повышенной отдаче мощности и следовательно при повышенной температуре. Это обстоятельство на многие годы предопределило развитие авиационных двигателей. Прежде всего наддув был использован для кратковременного повышения мощности мотора на взлете путем увеличения давления на всасывании до 1,3-1,5 кг/см2, т. е. на 30-50% по сравнению с нормальной величиной давления во всасывающем трубопроводе у моторов со всасыванием из атмосферы. Это дало возможность повысить полезную нагрузку самолета, сократить продолжительность разбега и увеличить скороподъемность. Вслед за этим стали повышать давление на всасывании и на режиме номинальной мощности, доводя наддув до 1,1-1,3 кг/см2 и увеличивая этим номинальную мощность на 10-30%. Наддув позволил устранить резкое ухудшение наполнения цилиндра с ростом оборотов и таким образом устранил один из факторов, лимитировавших повышение числа оборотов двигателя. Применение повышенного наддува поставило со всей остротой задачу предотвращения детонации. Начатая еще в годы войны работа над повышением антидетонационных качеств топлив вступила в новую, весьма плодотворную фазу, после того как были найдены вещества, которые, будучи присажены к топливу в самых незначительных количествах, резко понижают склонность к детонации. Применение антидетонаторов, а в особенности самого сильного из них -тетр а этилового свинца, найденного Мидглеем в 1922 г., открыло широкие возможности форсировки авиационных двигателей повышением степени сжатия и наддувом. В середине двадцатых годов сложилась методика оценки антидетонационных качеств путем сравнения топлива с набором эталонных топлив на стандартном одноцилиндровом двигателе. В 1927 г. Эдгар применил в качестве эталонных топлив смеси изооктана и гептана в различной пропорции и предложил оценивать антидетонационные качества топлива октановым числом, представляющим собой процентное содержание (по объему) изооктана в эталонной смеси, эквивалентной по антидетонационным качествам исследуемому топливу. 1 Для обеспечения равномерного газораспределения по цилиндрам Феддену пришлось в моторе "Юпитер" поместить в кольцевом распределителе смеси особую трехвитко-вую "улитку" [см. фиг. 19). 41 С этого времени октановое число становится одной из главных, если не главнейшей из характеристик авиационного топлива. Неуклонное повышение октанового числа топлив, достигаемое, с одной стороны, подбором сырья и способов переработки авиационных топлив, а с другой - применением антидетонаторов, позволило повысить степень сжатия с употребительных до 1920-1925 гг. величин порядка 4,5-5,5 до 6,5-8,5. Все эти три способа форсировки - наддув, повышение числа оборотов и увеличение степени сжатия- позволили увеличить литровую мощность у двигателей с нагнетателями с 12-14 л. с.1л до 16-35 л. с./л, а на взлетном режиме-до 25-45л. с./л. Улучшение качества топлив сыграло огромную роль в прогрессе авиационных двигателей. Конец двадцатых годов ознаменовался первыми успехами авиационных дви-' гателей тяже лого топлива. В 1929-1930гг. после долгих опытов заводы Паккард в США и Юнкерс в Германии довели свои авиационные дизели до летных испытаний, прошедших настолько успешно, что дизель "Паккард" (звездообразный 9-цилиндровый четырехтактный двигатель воздушного охлаждения мощностью 200 л. с. и весом около 1,2 кг/л, с.) был передан в серийное производство и широко разрекламирован. Несмотря на то, что с этим двигателем в 1932 г. был установлен до сих пор непревзойденный рекорд продолжительности полета (82 часа) и несмотря на то, что конструктор мотора талантливый инженер Вульсон (погибший при авиационной катастрофе в 1933 г.) удачно решил многие специфические для авиационного дизеля проблемы (упругий привод винта, пружинное крепление противовесов, разгрузка картера из магниевого сплава от усилий вспышки при помощи стальных обручей и т. д.), - машина оказалась непригодной для регулярной эксплоатации. На полной мощности у "Паккарда" быстро прогорали поршни и устранить этот дефект никак не удавалось. Производство дизелей "Паккард" вскоре было прекращено, и завод Паккард вовсе прекратил авиационное моторостроение. Юнкерс был осторожнее, него 6-цилиндровый, оригинальной конструкции, двухтактный дизель водяного Фиг. 22. 12-цилиндровый двухтактный охлаждения, являющийся прямым разви- Юнкерс ' тием стационарных и автомобильных дизелей "Юнкерса", только в 1932 г. под мар- двигатель тяжелого топлива Юмо-4 (поперечный разрез). кой Юмо-4 (фиг. 22) был передан в опытную эксплоатацию. Опираясь на 42 эксплоатационный опыт, завод в 1935-1936 гг. выпустил серийные дизели Юмо-205 и Юмо-206, которые до нашего времени являются единственными работоспособными авиационными двигателями тяжелого топлива. 1930-1932 гг. ознаменовались поголовным увлечением идеей авиадизеля. В дизеле усматривали авиационный двигатель будущего, дешевый, экономичный, безопасный в пожарном отношении и застрахованный (в силу отсутствия приборов зажигания) от остановки с земли путем воздействия радиолучами. В течение 1930-1932 гг. почти на каждом авиамоторном заводе были построены опытные авиадизели. Эти опыты, однако, не увенчались успехом. Создание авиационных дизелей оказалось значительно более сложным и трудным делом, чем казалось сначала. Основные затруднения оказались связанными с процессом сгорания. В карбюраторном двигателе топливо, поступающее в цилиндр в парообразном состоянии, сгорает полностью или почти полностью при ко-эфициенте избытка воздуха, близком к единице. В двигателе с воспламенением от сжатия топливо поступает в цилиндр в жидком состоянии. Сколь ни тонко распиливают топливо современные форсунки, все же полное сгорание топлива в цилиндре двигателя с воспламенением от сжатия требуют весьма значительного избытка воздуха. Были испробованы всевозможные формы камер сгорания. С целью улучшения смесеобразования пробовали завихривать топливо-воздушную смесь, изменять форму струи, увеличивать тонкость распыла и т. д. Эти меры дали определенные положительные результаты, позволив повысить число оборотов двигателей тяжелого топлива с обычных для стационарных двигателей цифр 800-1000 об/мин, до приемлемых для авиационных двигателей цифр около 1800-2400^0 б/мин. Тем не менее коэфициент избытка воздуха не удалось значительно снизить. Попытки работать при коэфициенте избытка воздуха ниже 1,2-1,3 неизменно приводили к появлению черного дыма на выхлопе (признак неполного сгорания). Высокое значение коэфициента избытка воздуха представляет существенный недостаток, так как заставляет при прочих равных условиях делать рабочий объем двигателя с воспламенением от сжатия на 20-30% больше, чем бензинового двигателя. Примерно в такой же пропорции возрастает удельный вес двигателя. Высокие давления вспышки, обязанные высоким степеням сжатия и достигающие у двигателей тяжелого .топлива 65-70 кг /еж2 по сравнению с обычными для бензиновых двигателей цифрами 40-55 кг/еж2, заставляют увеличивать прочность деталей кривошипа шатунного механизма, что в свою очередь способствует повышению удельного веса двигателей тяжелого топлива. По всем этим причинам удельный вес исполненных авиационных двигателей тяжелого топлива не опускался ниже 0,8-0,9 кг/см2. Правда, эти двигатели не прошли обычного для авиационных двигателей процесса длительной доводки в эксплоатации, в результате которого удельный вес удается постепенно снизить. В итоге работ над двигателями тяжелого топлива стало все же несомненным, что удельный вес этих двигателей по необходимости будет больше, чем у бензиновых двигателей, пока не удастся устранить основные недостатки их рабочего процесса -повышенное значение ко эфициента избытка воздуха и высокие давления вспышки. Выяснилось, что авиационные дизели, обладающие большим, чем бензиновые двигатели, удельным весом, смогут конкурировать с последними лишь при полетах большой длительности (начиная с продолжительности полета 6-8 час.). В случае меньшей продолжительности полета, когда превалирует значение веса конструкции, а вес запаса топлива отходит на второй план, полетный вес установки с бензиновым двигателем оказывается меньше, чем установки с авиационным дизелем. Это обстоятельство, а также меньшая, чем у бензинового двигателя с нагнетателем, гибкость и способность к кратковременной форси- . ровке сделали совершенно безнадежными перспективы применения авиационных дизелей на истребителях. Области выгодного применения авиационных дизелей определились с полной отчетливостью -это коммерческие самолеты, эксплоа-тируемые на длинных линиях с редкими топливными базами (трансокеанское сообщение), а также тяжелые бомбардировщики с большим радиусом действия. 43 Развернувшиеся к концу этого периода работы по повышению октанового числа авиационных топлив и изысканию новых топлив с повышенными антидетонационными качествами (технический изооктан, диизопропиловый эфир, сложные спирты - кетоны и т. д.) обусловили новое повышение степени сжатия авиационных двигателей, благодаря чему разница в удельном расходе горючего у двигателей легкого и тяжелого топлива стала менее ощутимой. Удельный расход топлива у двигателей легкого топлива, работающих на топ-ливах с октановым числом больше 100, доходит до 160-175 г/э. с. ч. и таким образом вплотную приближается к цифрам расхода топлива у дизелей. В последнее время появились безопасные в пожарном отношении высокооктановые (04 ^ 95) топлива, которые не выделяют воспламеняющихся паров до температуры 35-60° (и которые впрыскиваются вначале хода сжатия в цилиндр). Появление этих топлив отнимает у дизелей и преимущество пожарной безопасности. Опыты с авиационными дизелями на большинстве заводов были свернуты, в том числе и на заводе Бристоль, добившемся со своим дизелем "Феникс" относительно больших успехов. В Германии авиационные дизели Юнкерса были сняты с вооружения и остались лишь; на самолетах коммерческого воздушного флота. Работа над акиацион-ными дизелями вступила в новую фазу- фазу длительного кропотливого исследования всех особенностей рабочего процесса, характеристик и конструкции авиационного дизеля и его агрегатов. Этот этап эксперимента является необходимой предпосылкой создания вполне работоспособного и надежного авиационного дизеля. Большую роль в развитии авиационного моторостроения сыграл возродившийся после войны авиационный спорт. Для любительского спорта понадобились относительно дешевые небольшие самолеты и специальные маломощные моторы в 25-100 л. с. с цилиндрами столь малых размеров, что при наличии алюминиевых головок надежное охлаждение воздухом возможно было при любом расположении цилиндров. Это позволило строить маломощные моторы воздушного охлаждения не только в виде звезд с 3-7 цилиндрами (заводы Бристоль, Сальмсон, Армстронг, Сименс, Вальтер и др.), но и в виде рядных двигателей с 4-6 цилиндрами в ряду. Первый такой мотор в 60 л. с. под маркой "Циррус" был построен в 1923 г. в Англии по проекту Хольфорда на заводе ADG. Благодаря компактности и малому габариту, обеспечивающему хороший обзор летчику, эти моторы быстро получили широкое распространение и вызвали многочисленные подражания, в особенности после того, как в 1928 г. германский завод "Аргус" применил к таким моторам перевернутое располо-жениэ цилиндров (висячие цилиндры), ставшее с тех пор почти общепринятым для рядных моторов воздушного охлаждения. Несмотря на то, что надежды на широкий сбыт спортивных самолетов совершенно не оправдались, маломощное авиамоторостроение, встретив государственную поддержку, успешно развивалось. Малый диаметр цилиндров этих двигателей открывал широкие возможности форсировки мощности оборотами и наддувом. Эти возможности были впоследствии эффектно продемонстрированы мотором фирмы Рено "Бенгали", который позволил в 1936 г. летчику Арно 44 Фиг. 23. Гоночный двигатель Рено "Бенгали" (поперечный разрез). J] кж тРти ФИР. 23. Гоночный двигателе Рено "Бенгали" (продольный разрез). на самолете "Кодрон" выиграть с огромным перевесом скоростные гонки на кубок Дэтч де-ла-Мэрт со средней скоростью на 100-километровом штреке 400,4 км/час. Двигатель "Бенгали" представляет собой рядный шестицилиндровый перевернутый двигатель воздушного охлаждения (фиг. 23) с литражем 7,95 л (по уставу к этим состязаниям допускаются самолеты с моторами литражем не более 8 л). Готовясь к состязаниям, фирма Рено сумела при помощи наддува и увеличения числа оборотов довести мощность мотора до 360 л. с., сняв с литра около 45 л. с-. Рядные двигатели воздушного охлаждения развиваются в отдельную группу авиационных моторов. Увеличением числа цилиндров, сочетанием их по V-образной; Х-образной или Н-образной схеме - мощность их увеличивают вплоть до 1000 л. с. Все эти моторы сохраняют свои первоначальные отличительные свойства - малый диаметр цилиндров, малый лоб и высокое число оборотов. Не меньшее значение имело возобновление скоростных гонок на самолетах, в особенности гонок гидросамолетов на кубок Шнейдера и уже упоминавшихся состязаний спортивных самолетов на кубок Дэтч де-ла-Мэрт. В первых после войны состязаниях на кубок Шнейдера в 1920-1925 гг. участвовали самолеты с нормальными серийными моторами. Рекламное значение рекордов скорости вызвало появление специальных гоночных моторов, с резко увеличенной за счет сроков службы мощностью и пониженным весом. Первый такой мотор выпустил завод Фиат. Применив специальное горючее, конструкторы повысили степень сжатия серийного мотора до 8, форсировали число оборотов и подняли мощность с 450 до 800"я. с. С этим мотором Италия выиграла кубок Шнейдера в 1926 г. Еще дальше по этому пути пошли английские заводы. Завод Нэпир в 1927 г. довел степень сжатия своего мотора "Лайон Рэсинг" (фиг. 24) до 10, одновременно увеличив число оборотов до 3200 и повысив мощность мотора с 550 до 875 л. с., при расходе горючего менее 200 г/э. с. ч. Годом позднее мощность гоночного мотора Нэпир была доведена до 1200л. с.г удельный вес - до 0,5 кг /л. с. Завод Роллс-Ройс избрал иной способ форсирования- мотора. Сохранив нормальную степень сжатия, завод применил к своему гоночному мотору сильный наддув, получив таким путем в 1929г. мощность свыше 2000 л. с. при 2800 об/мин, а в 1930 г. до 2600 л. с. при 3200 об/мин, сняв более 70 л. с. с литра рабочего объема. В 1932 г. завод Фиат создал сдвоенный 24-цилиндровый двигатель AS-6 мощностью 3200 л. с. и с удельным весом около 0,3 кг\л. с. - самый мощный и легкий из всех построенных доныне авиационных двигателей. С этим двигателем летчик Аджелло на гидросамолете "Макки-Кастольди" в 1934 г. установил продержавшийся 5 лет и побитый лишь в 1939 г. абсолютный мировой рекорд скорости 709 км /час. Особенностью двигателя AS-6 было применение особого редуктора с двумя концентрическими валами и двух противоположно вращающихся винтов. v Сроки службы гоночных моторов измерялись несколькими часами, что делало их непригодными для практической эксплоатации. Однако опыты с ними, показавшие до каких пределов можно форсировать литровую мощность авиационных моторов, сильно повлияли на дальнейшее развитие авиамоторостроения. Тридцатые годы - годы коренного изменения политической ситуации в Европе - ознаменовались новым ростом вооружений и новым скачком авиамоторной техники. Резко обострилась борьба за военные заказы и конкуренция между заводами моторов водяного и воздушного охлаждения. Это привело к быстрому возрастанию мощности моторов с воздушным охлаждением. Последние не только полностью догнали моторы водяного охлаждения, но практически и перегнали их, достигнув уже к 1934 г. мощности свыше 1000 л. с. Помимо резкого форсирования мощности своих моторов главным образом при помощи наддува (заводы Райт, Бристоль), ряд заводов перешел на двухрядные звезды, доведя число цилиндров до 14 и даже до 18 (Армстронг- 46 Фиг. 24. Гоночный двигатель Нэпир "Лайон Росинг". Сиддли, Гном-Рон, а несколько позднее - Райт и Пратт Уитни). Введение наддува, применение этиловых топлив с октановым числом 87 и выше, давшее возможность резко форсировать литровую мощность моторов, потребовали глубоких изменений в технологии моторостроения - применения кованых поршней, азотизации цилиндровых гильз, наварки фасок клапанов стеллитом, перехода на заливку вкладышей подшипников свинцовой бронзой и т. д. Успехи технологии в свою очередь открыли перед авиационным моторостроением возможности дальнейшего увеличения литровой мощности. Широкое развитие коммерческого воздушного транспорта и рост военной авиации сделали снижение расхода горючего одной из главных проблем моторостроения. Прогресс авиационных двигателей иллюстрируют фиг. 25-28, изображающие изменение основных показателей авиационных двигателей за годы их выпуска. Резко возросшая, перешедшая за 400 и даже 500 км/час, скорость самолетов поставила перед авиационным моторостроением совершенно новые проблемы. Наряду с весом лобовое сопротивление моторной установки стало одним из главных критериев оценки мотора. Конструкторы звездообразных моторов воздушного охлаждения реагировали на новые требования уменьшением габаритов двигателей, переходом на двухрядные звезды, введением рационального капотирования и дефлектиро-вания цилиндров. Опыты над капотированием двигателей велись давно, но только появление в конце двадцатых годов кольцевых капотов, вроде кольца Тауненда, и наиболее совершенны?: из них -• капотов, разработанных крупнейшим научно-исследовательским учреждением США - Национальным совещательным комитетом авиации (National Advisory Committee for Aeronautics, сокращенно NACA) - позволило добиться решительных успехов на пути уменьшения сопротивления двигателей воздушного охлаждения. В основу конструкции кольцевых капотов положен известный закон, по которому затрата мощности на охлаждение пропорциональна квадрату скорости воздушного потока и первой степени величины охлаждающей поверхности, тогда как теплоотдача пропорциональна скорости воздушного потока в степени 0,7-0,8 и прямо пропорциональна площади охлаждающей поверхности. Сопоставление этих законов прямо приводит к выводу о целесообразности уменьшения скорости охлаждающего потока и увеличения площади охлаждающей поверхности. Заключив двигатель воздушного охлаждения в кольцевой капот с отверстием, направленным навстречу воздушному потоку, американские конструкторы уменьшили циркуляцию воздуха через охлаждающую систему двигателя, компенсировав увеличением оребрения цилиндров падение теплоотдачи, вызванное уменьшением скорости воздуха и повышением его средней температуры при проходе через охлаждающую систему двигателя. Эта мера одновременно резко сократила паразитические, в полном смысле слова, сопротивления, обязанные завихрениям воздушного потока вокруг цилиндров, составлявшие очень значительную часть потерь у некапотированных двигателей. Дальнейшие усовершенствования системы капотирования представляют собой логическое развитие основного принципа. Первым усовершенствованием явилось применение дефлекторов - щитков, профилированных соответственно контуру цилиндра и его головки, примыкающих к кончикам ребер и заставляющих воздух обтекать всю поверхность оребрения цилиндра. Эта мера уничтожила бесполезную циркуляцию воздуха в капоте и позволила свести расход воздуха через капот к минимуму, строго необходимому для охлаждения мотора. Очень важное значение для уменьшения непроизводительной затраты мощности на охлаждение имело появление капотов с регулируемой выходной щелью ("юбкой"). При фиксированной щели скорость циркуляции воздуха через капот всегда приблизительно пропорциональна скорости полета. Так как сечение щели рассчитывается на наиболее тяжелые условия - режим 1906 13Ю Фиг. 25. Эффективная номинальная мощность (Ne л. с.)1, удельный расход горючего (Се г/э. с. ч.), продолжительность службы между переборками (t часов) и число оборотов (п об/мин) авиационных двигателей за 30 лет. 1 Верхняя кривая - наибольшая мощность, нижняя - средняя мощность серийных двигателей. Орлов-1071- 4 Фиг. 26. Литровая мощность (Дтл л. с./л), удельный вес (>, 1937, № 11-12. 55 42- II. СОВРЕМЕННОЕ СОСТОЯНИЕ И ТЕНДЕНЦИИ РАЗВИТИЯ АВИАЦИОННОГО МОТОРОСТРОЕНИЯ АВИАЦИОННОЕ МОТОРОСТРОЕНИЕ В ЕВРОПЕ И США Современное состояние авиационного моторостроения характеризуется стабилизацией основных типов авиационных моторов. Отчетливо проступает тенденция свести к минимуму число различных типов двигателей и обслужить при помощи одного типа возможно большее число гражданских и военных самолетов разнообразного назначения. Для удовлетворения специфических требований различных областей авиации основной тип двигателя выпускается в разных модификациях - с разной мощностью, с разным числом оборотов винта, с различной высотностью, иногда даже с различной системой охлаждения (например, некоторые двигатели выпускаются с водяным и .гликоле вым охлаждением или с водяным и испарительным охлаждением). Повышение мощности двигателя достигается увеличением числа оборотов или наддува (обычно ценою сокращения продолжительности службы двигателя). Число оборотов винта меняется изменением степени редукции в редукторе. Изменением передаточного числа в нагнетателе и изменением конструкции нагнетателя двигателю придают различную высотность и различные высотные характеристики. Повышением степени сжатия, применением топливе повышенными антидетонационными качествами и, наконец, установкой на двигателе приборов, контролирующих состав смеси или автоматически поддерживающих наиболее экономичный состав смеси, повышают экономичность двигателей, предназначенных для дальнего беспосадочного сообщения. Такой путь продиктован прежде всего экономическими соображениями. Производство одного агрегата в большой серии обходится значительно дешевлег чем производство нескольких агрегатов в малых сериях. Трудности, неизбежно-сопряженные с доводкой каждого нового агрегата до состояния, вполне пригодного к нормальной эксплоатации, также заставляют "авиамоторостроителей придерживаться один раз построенного и проверенного агрегата. Интересы развертывания массового производства во время войны, необходимость заблаговременной подготовки инструмента, приспособлений, операционных карт еще в мирное время, организация ремонта износившихся моторов и обеспечение их запасными частями - все это в свою очередь требует сокращения числа прототипов до наивозможного минимума. * Из соображений экономии охотно пользуются деталями исполненных двигателей для создания новых модификаций моторов различной мощности. Картер и коленчатый вал изготовляются заново, другие же детали, например, цилиндры, поршни и т. д., берутся со склада готовых изделий. Группу моторов различной мощности и с различной конструктивной схемой, но имеющих одинаковые цилиндры, часто называют семейством моторов. Для облегчения обслуживания и монтажа на самолете моторную установку в последнее время стандартизуют. Органы обслуживания мотора (охлаждающую, смазочную, пусковую системы и т. д.) моторную раму, капоты ж противопожарную перегородку объединяют в компактный агрегат, который выпускается с моторостроительного завода во гполне законченном виде. 56 Монтажерам остается только укрепить его в специальных крепежных узлах, предусмотренных на самолете, соединить топливо- и маслопроводы и присоединить тяги управления мотором к рычагам управления в кабинке летчика. Монтаж (и демонтаж) стандартизованной установки весьма упрощаются; моторную установку без всяких переделок и переоборудования можно в короткий срок (практически 20-30 мин.) установить на самолете любого типа, имеющем стандартные крепежные точки. Это имеет громадное значение для поддержания материальной части в военное время в состоянии готовности. Моторы воздушного охлаждения совершенно вытеснили двигатели жидкостного охлаждения в области малых и средних мощностей и успешно конкурируют с ними в области наиболее высоких мощностей вплоть до 1500 л. с. и более. Двигатели жидкостного охлаждения строятся мощностью не меньше 750-800 л. с. главным образом в виде V-образных 12-цилиндровых .двигателей. Лишь в самое последнее время, в связи с ростом требований и мощности авиационных двигателей, появились мощные 24-цилиндровые двигатели жидкостного охлаждения, построенные по Н-образной схеме (двигатель Испано-Сюиза Н-82, фиг. 50), или по схеме двойного V (двигатель Аллисон ХВ-3420, см. стр. 73). В категории воздушного охлаждения преобладают однорядные 9-цилиндровые и двухрядные 14-цилиндровые звезды, а в последнее время: начинают распространяться 18-цилиндровые двухрядные звезды. 'Авиационное моторостроение сосредоточено в руках сравнительно немногочисленных фирм. В Англии ведущими авиамоторостроительными фирмами являются фирмы Роллс-Ройс и Бристоль. Фирма Роллс-Ройс (главный конструктор Роуледж) выпускает только двигатели жидкостного охлаждения. До недавнего времени продукция фирмы состояла из двигателя водяного1 охлаждения "Кестрель" мощностью 500-535 л. с. В настоящее время фирма выпускает тысячесильный двигатель "Мерлин" жидкостного охлаждения (фиг. 30) и двигатель "Перегрин" 860 л. с., представляющий собой сильно форсированный двигатель "Кестрель". Продукция фирмы Роллс-Ройс характеризуется высоким качеством материалов и отделки, обеспечивающим моторам фирмы мировую известность. Детали мотора, однако, отличаются конструктивной сложностью, не приспособлены к массовому производству и могут производиться с достаточной точностью лишь благодаря весьма высокой квалификации основных производственных кадров фирмы, подбиравшихся фирмой с большой заботливостью в течение многих лет. Попытки производства моторов Роллс-Ройс по лицензиям на других заводах почти неизменно терпели неудачу. Фирма Бристоль, главным конструктором которой является Рой Федден, специализировалась на двигателях воздушного охлаждения. В настоящее время фирма выпускает двигатели "Пегас" мощностью 800-835 л. с. и "Меркур" мощностью 790-820 л. с. Фирма много лет работает над бесклапанными двигателями. Выпустив в 1932 г. 9-цилиндровый звездообразный двигатель гильзового распределения "Персей" со взлетной мощностью 745 л. с., в 1934 г. - 9-цилиндровый двигатель "Аквила" мощностью 500 л. с. ив 1935- 1936 гг. - 14-цилиндровый "Геркулес" мощностью 1100 - 1375 л. с., фирма в настоящее время строит эти моторы сериями. "Фирма Нэпир, потеряв в 1928 г. своего главного конструктора Роуледжа, создателя мотора водяного охлаждения "Лайон", перешедшего на службу к фирме Роллс-Ройс, утратила ведущее положение и в течение нескольких лет переживала кризис. С приходом на службу в фирму конструктора Холфорда, фирма рвет с традицией жидкостного охлаждения и выпускает серию рядных двигателей воздушного охлаждения, в том числе оригинальные рядные двигатели с двумя коленчатыми валами, приводящими через редуктор вала винта: 300-сильный 16-цилиндровый "Рэпир" и 24-цилиндровый "Дэггер" (фиг. 31) со взлетной мощностью в последних модификациях 925 л. с. Эти двигатели отличаются малым диаметром цилиндра ("Рэпир"-89,9 мм и "Дэггер"-97 мм), позволяющим им развивать высокое число оборотов (до 4200 об/мин). По литровой мощности (55 л. с./л на взлетной мощности) двигатель "Дэггер" не имеет себе равных среди серийных авиационных моторов. Недостатками этих двигателей является высокий их вес из-за двухвальной схемы и недостаточный обдув цилиндров из-за малой площади воздухозаборных отверстий. Последний недостаток ограничивает применение этих двигателей областью быстроходных самолетов. ; 4 уСреди других английских фирм упомянем старую авиамоторостроительную фирму Армстронг-Сиддли, выпускающую звездообразные двигатели воздушного охлаждения, среди которых в настоящее время наиболее известные 14-цилиндровые двигатели "Пантера" и "Тайгер" мощностью первый 700, а второй 840 л. с. Фирма Побджой строит малолитражные многооборотные двигатели "Катаракт" и "Ниагара" мощностью-первый 88 л. с., а второй - 125л. с. оригинальной конструкции, являющиеся единственными представителями звездообразных двигателей с несоосными редукторами. Фирмы Циррус, Ковентри, Де-Хевиленд выпускают рядные перевернутые двигатели воздушного охлаждения, среди которых наиболее мощным является 12-цилиндровый V-образный перевернутый мотор Де-Хевиленд "Джипси Твельв" мощностью 470 л. с. Фирма Ольвис строит по лицензии моторы воздушного охлаждения французской фирмы Гном-Рон под марками "Меонид" (725 л. с.), "Пелид" (1060 л. с.) и "Алкид" (1600 л. с.), слегка форсировав их оборотами и наддувом по сравнению с французскими прототипами. В последние годы, готовясь к войне, английское правительство спешно при-- 1 спосабливало авиационное •Фиг. 30. 12-цилиндровый двигатель гликолевого охла- моторостроение к.потребно-ждения Роллс-Ройс "Мерлин" (поперечный разрез). стям военного времени. План мобилизации моторной промышленности, известный под названием Shadow-scheme ("план смежников") *, "основан на производственном кооперировании авиамоторостроительных заводов в гигантский промышленный комбинат, отдельные части которого выполняют специализированные производственные операции: механическая обработка деталей сосредоточена в одной группе завода, заготовительные операции - тв другой, сборка готовых деталей - в третьей. Отдельные заводы занимаются изготовлением агрегатов мотора. Главным объектом производства заводов-смежников являются моторы Бристоль "Меркур" VIII и "Пегас". В порядке выполнения "плана смежников" участники комбината (Бристоль, автомобильная фирма Остин и т. д.) построили на средства, ассигнованные правительством, новые заводы с огромными производственными возможностями. Общая производственная мощность комбината достигает 20 000 моторов в год. В точном переводе "план сопутствования", т. е. производственного кооперирования. Фиг. 30. 12-цилиндровый дпигатель гликолевого охлаждения Роллс-Ройс "Мерлин"_9С5/1040 л. с. (продольный разрез). Руководящая роль во французском авиационном моторостроении принадлежит фирмам Гном-Рон и Испано-Сюиза. Фирма Гном-Рон специализировалась на производстве . двигателей воздушного охлаждения, среди которых наибольшей известностью пользуется 14-цилиндровый звездообразный двигатель (фиг. 648) "Мистраль-Мажор" (К-14). Последняя модификация этого двигателя под маркой 14N развивает 1000 л. с. 18-цилиндровый двигатель этой же фирмы 18-L имеет высотный номинал 1300 л. с. Фирма Испано-Сюиза, руководимая талантливым конструктором Вир-кигтом, выпускает двигатели воздушного и жидкостного охлаждения. К числу ^последних принаделжит обладающий мировой славой двигатель Испано-Сюиза Y-12 (12 Ydrs) с номинальной мощностью 920 л. с. (фиг. 645-646), отличающийся малым удельным весом, малым лбом и доведенной до виртуозности конструктивной отделкой деталей. Из двигателей Испано-Сюиза воздушного охлаждения наиболее известны двигатели 14-АВ и 14-АА (мощностью первый 725, второй - 1100 л. с.), на которых применен с очень хорошими результатами стальной картер, вразрез с общепринятой до последнего времени практикой изготовления картеров из литых или кованых легких сплавов. Фирма Лоррэн-Дитрих, строящая моторы жидкостного охлаждения "Пет ре ль" и "Стерна", фирма Фарман с ее перевернутым 12-цилиндровым W-образным мотором водяного охлаждения 12Crs играют во французском авиационном моторостроении второстепенную роль. Среди других французских фирм заслуживает упоминания старая моторостроительная фирма Рено, в последние годы добившаяся крупных успехов со своими рядными перевернутыми двигателями воздушного охлаждения. Малый вес и лоб этих двигателей, обусловливающие небольшую затрату мощности на несение самого двигателя и преодоление его воздушного сопротивления, обеспечивающие прекрасную в аэродинамическом отношении форму головной части фюзеляжа и хороший обзор, возможность установить подобные двигатели в крыле, - привлекли к ним пристальное внимание самолетостроителей. Если надежды использовать малолитражные форсированные двигатели для быстроходных боевых самолетов не вполне оправдались, то все же они дали мощный толчок конструкторской мысли. Малолитражные двигатели воздушного охлаждения послужили прототипом для целого ряда более, мощных 12-цилиндровых моторов с цилиндрами той же размерности, которые имеют определенное военное значение (например, мотор Рено 2R-01 мощностью 450 л. с., "Джипси Твельв" мощностью 470 л.- с. и др.). Развитие, авиационного моторостроения в Германии было на долгие годы задержано воспрещением военной авиации условиями Версальского мира. В послевоенные годы немцы создали лишь один двигатель, стоявший на уровне мировой техники того времени, - мотор водяного охлаждения BMW мощностью 500-600 л. с. с небольшой высотностью, достигнутой за счет пересжатия 60 Фиг. 31. Н-образный 24-цилиндровый двигатель воздушного охлаждения Нэпир "Доггер-> (поперечный разрез). Фиг. 31. Н-образный 24-цилиндровый двигатель воадуп ного охлаждения Нэпир <<Доггер" (продольный разрез). и переразмеренности. Интенсивное перевооружение, осуществлявшееся Германией в последние годы, отразилось и на состоянии авиамоторостроения. В настоящее время немцы располагают несколькими мощными бензиновыми моторами жидкостного охлаждения. Фирма Мерседес-Бенц выпускает двигатель жидкостного охлаждения Дай-млер-Бенц DB-600 с литражем 33,9 л, мощностью 920-950 л. с. на высоте 4000 м при 2400 об/мин (фиг. 32). Переведенный на непосредственный впрыск этот двигатель" под маркой DB-601-Aa развивает 1150 л. с. при 2400 об/мин. На этом двигателе, форсированном до 1800 л. с. при 3500 об/мин, в 1939 г. установлен новый мировой рекорд скорости 755,14 кмjчас (см. стр. 81). По проникшим в печать сведениям фирма Мерседес-Бенц приступила к. постройке Х-образного | двигателя мощностью 2000 л. с. из блоков двигателя DB-600. Фиг. 32. 12-цилиндровый мотор жидкостного охлаждения Даймлер-Бенц DB-600 (схематический чертеж). Фирма Юнкерс в 1937 г. выпустила А-образный 12-цилиндровый двигатель жидкостного охлаждения Юнкерс 210 с литражем 19.7 л, мощностью 640 л. с. на высоте 4500 м при 2700 об/мин. За этим двигателем последовал более мощный двигатель Юнкерс 211 с литражем 34,97 л, с высотным номиналом 975 л. с. на высоте 4000 м и взлетной мощностью 1200 л. с. (фиг. 33). В последнее время фирма перевела этот двигатель на непосредственный впрыск и выпускает его в двух модификациях под марками 211-В и 211-D. Кроме того, фирма Юнкерс строит двухтактный двигатель тяжелого топлива Юмо-205 мощностью в последних сериях 700 л. с. 62 N Двигатели Юнкерс-211 и Мереедес-Бенц DB-600-601 по типу очень похожи друг на друга; повидимому, они проектировались по единым техническим условиям. Эти двигатели А-образные, 12-цилиндровые, перевернутые, с редуктором и нагнетателем, приспособленные для установки автоматической пушки, стреляющей через полый вал винта. Хорошо представлены в Германии и двигатели воздушного охлаждения. Фирма BMW строит сильно модифицированный 9-цилиндровый звездообразный двигатель Пратт Уитни "Хорнет" под маркой BMW-132-Dc мощностью 1000 л. с. и 14-цилиндровый двигатель 801-А мощностью 1100-1500 л. с, В последнее время эти двигатели переведены на непосредственный впрыск. Фирма Бранденбургише Моторенверке (Брамо) выпускает 9-цилиндровый звездообразный двигатель воздушного охлаждения "Фафнир-323" с литражем 26.82 л, мощностью 670 л. с. на высоте 4000 м и взлетной мощностью 950 л. с. Моторостроительная техника в Италии стоит на довольно низком уровне, несмотря на громадные государственные субсидии опытному строительству. Наиболее крупными производителями авиационных моторов в Италии являются фирмы Фиат и Изотта-Фраскини. Фирма Фиат строит 14-цилиндровые-двигатели воздушного охлаждения A 74R38 мощностью 840 л. с. и 18-цилиндровые A 80RG41 мощностью 1100 л. с. Фирма Изотта-Фраскини строит 18-цилиндрОЕЫй М-образный перевернутый двигатель жидкостного охлаждения Ассо L 180ЖД45 мощностью 1600 л. с., 12-цилиндровые V-образные двигатели воздушного охлаждения "Дельта" мощностью 700 л. с. и "Гамма", мощностью 520 л. с., а также двухрядные звезды "Астро" мощностью 820л. с. и А-80 RG-20 мощностью около 1000 л. с. Фирма Пьяджо строит по лицензии двухрядные звездообразные моторы фирмы Гном-Рон под маркой PX/RC. Фирма Альфа Ромео выпускает лицензионные моторы Бристоль и маломощные двигатели воздушного охлаждения. Авиационное моторостроение в США отличается рядом особенностей, которые обусловлены широким развитием коммерческого воздушного транспорта и наличием любительской авиации. Доминирующее значение гражданского, воздушного флота сказалось в преобладании двигателей воздушного охлаждения, более удобных в эксплоатации и более выгодных по весу, чем двигатели жидкостного охлаждения. На протяжении последних 10-12 лет двигатели жидкостного охлаждения строились в ограниченных сериях исключительно для нужд военно-воздушного флота и то больше для опытных целей-Только в недавнее время американские конструкторы создали мощные двигатели жидкостного охлаждения. Широкое применение двигателей воздушного охлаждения вызвало исключительный их прогресс по конструктивным и эксплоатационным показателям. Огромное протяжение воздушных линий заставило усиленно работать над уменьшением расхода горючего, а обилие топливных ресурсов подсказало решение этой проблемы путем улучшения качеств горючего. В США впервые было поставлено промышленное изготовление топлив с повышенными антидетонационными качествами и стандартизован переход на топливо с октановым числом 87. В настоящее время в США производится в промышленном масштабе топливо с октановым числом 100, которое -утке довольно широко применяется в эксплоатации. Любительский спрос на маломощные моторы породил обширное производство этой категории двигателей, которые, не будучи связаны жесткими техническими нормами и условиями, развиваются по самым разнообразным направлениям и в самом разнообразном конструктивном оформлении, иногда с использованием двухтактного цикла. Наиболее мощной авиамоторостроительной организацией в США является концерн Кертис-Райт, образовавшийся в результате слияния фирм Кёртис и Райт. Концерн производит исключительно звездообразные двигатели воздушного охлаждения, из которых "Циклон" мощностью в последних модификациях до 1000 л. с. является в настоящее время едва ли не лучшим в мире звездообразным двигателем воздушного охлаждения по конструктиЁной отработанности, по надежности и долговечности. ' .," O-J- На фиг. 34 изображено изменение основных параметров двигателя Райт "Циклон" за время его выпуска. В последнее время фирма приступила к серийному изготовлению 14-цилиндровых звездообразных двигателей "Циклон" R-2600 мощностью 1200 л. с. и 18-цилиндровых двигателей "Дуплекс Циклон" R-3350 мощностью около 2000 л. с • С фирмой Кертис-Райт конкурирует фирма Пратт Уитни, выпускающая 9-цилиндровые звезды "Уосп" мощностью около 500 л. с. и "Хорнет" мощностью в последних модификациях 900 л', с., 14-цилиндровые звезды "Твин Уосп" мощностью 750 и 1000 л. с. и 18-цилиндровые звезды "Дабл Уосп" мощностью 1500 л. с. * Среди других американских фирм назовем фирму Аллисон, работающую над рядными двигателями воздушного и жидкостного охлаждения и выпустившую в.последнее время 12-цилиндровый V-oo-разный двигатель гли-колевого охлаждения V-1710 мощностью 1160 л. с. и 24-цилиндровый веерообразный двигатель XВ-3420 мощностью свыше 2000 л. с. Фирма Рейнджер строит рядные двигатели воздушного охлаждения, фирмы Лэмберт, Кон-тиненталь, Лайкоминг, Ленап, Фрэнклин, Ме-наско, Киннер, Уорнер, Джэкобс и другие строят , звездообразные и рядные двигатели воздушного охлаждения малой и средней мощности. Производство современных авиационных моторов характеризуется весьма высоким техническим уровнем. В авиационном моторостроении широко применяют новейшие технологические приемы - азотирование, хромирование, стеллитирова-ние, специальные виды антикоррозийной обработки и т. д. В целом ряде областей авиационное моторостроение выступает застрельщиком технологических нововведений. Такова, например, область применения ультралегких (магниевых и берил-лиевых) сплавов, область стеллитирования деталей, работающих при сильном трении в условиях высокой температуры, область специальных приемов ковки и штамповки (ковка пустотелых клапанов), область конструкционного использования пластиков и т. д. Современный авиационный мотор представляет собой весьма сложный агрегат, снабженный большим количеством вспомогательных приборов и механизмов, среди которых некоторые, например, нагнетатель с автоматом /?/;, винт изменяемого шага с автоматическим центробежным регулятором, - сами по себе являются шедеврами конструкторской мысли и технологии. Фиг. 33. 12-цилиндровый мотор жидкостного охлаждения Юнкерс 211 (поперечный разрез). Фиг. 33. 12-цилиндровый мотор жидкостного охлаждения Юнкерс 211 (продольный разрез). Направление развития авиационных двигателей определяется основными тенденциями воздушного транспорта и военно-воздушного флота, наметившимися с полной определенностью в последние годы: увеличением скорости полета, увеличением дальности полета и грузоподъемности и повышением рабочего потолка самолетов. Мощность серийных двигателей в настоящее время неуклонно приближается к 1500-1200 л. с. К таким двигателям принадлежит, например, 14-цилиндровый двигатель фирмы Бристоль "Геркулес" мощностью в последних модификациях 1400 л. с., 18-цилиндровые двигатели "Ассо" RC-145 мощностью около 1700 л. с., "Дуплекс-Циклон" мощностью около 2000 л. с. и др. 77 об/мин 2300 14 ре А г/см* 450 4BD 350 1929 Фиг. 34. Изменение основных показателей мотора "Циклон" за годы его выпуска. N взл - Взлетная мощность; п-число об/мин; ре-среднее эффективное давление; е G-вес; д-удельный вес; Се -удельный расход горючего. Судя по современным тенденциям самолетостроение потребует в ближайшие годы моторов с номинальной мощностью 2000-2500 л. с., при взлетной мощности 2500-3000 л. с. и выше, поддерживающих мощность до высоты 5-8 км, допускающих создание скоростных самолетов, малого размера с максимальной скоростью 750-800 км/час. Крупные воздушные корабли с грузоподъемностью 5-10 т, с крейсерской скоростью 450-550 км/час и с радиусом действия 4000-5000 км нуждаются в еще более мощных моторах - мощностью до 3000- 4000 л. с. в одном агрегате. Наряду с этим потребуются специальные моторы с очень большой высотностью, порядка 10-12 000 м для стратосферных самолетов, моторы с очень малым габаритом, пригодные для размещения в крыле самолета и другие специальные типы моторов. ТЕНДЕНЦИИ РАЗВИТИЯ АВИАЦИОННОГО МОТОРОСТРОЕНИЯ Основную линию развития авиационных двигателей можно охарактеризовать следующим образом: увеличение мощности в одном агрегате при одновременном уменьшении габарита и веса мотора и повышении экономичнос!и. Так как и мощность, и габарит, и вес двигателя пропорциональны рабочему объему, то эту тенденцию можно иначе охарактеризовать как улучшение литроиспользования или повышение литровой мощности. Эта тенденция, повидимому, будет господ- 66 ствующей в ближайшие годы. Существует два способа повышения литровой мощности (см. стр. 105): 1) увеличение количества тепла, превращаемого в полезную.работу в продолжение каждого цикла, и 2) повышение оборотности, т. е. увеличение числа циклов в единицу времени. Эффективная работа цикла пропорциональна 7]eQUUKA, где ^-эффективный к. п. д. двигателя, a Q4VMi - тепло, внесенное в цикл топливо-воздушной смесью. Величина т]е определяется преимущественно величиной индикаторного к. п. д. •/);, который при данном составе смеси в свою очередь зависит, главным образом, от степени сжатия е двигателя. Тепло QWKJi, внесенное топливо-воздушной смесью в цикл, пропорционально весовому заряду цилиндра. Отсюда можно заключить, что существуют два главных способа увеличения эффективной работы цикла: 1) повышение степени сжатия s и 2) увеличение плотности смеси на всасывании двигателя. Первый способ представляет ту выгоду, что повышение эффективной работы цикла осуществляется без дополнительной затраты горючего, простым улучшением теплоиспользования и, следовательно, сопровождается уменьшением удельного расхода горючего. Однако этот способ наталкивается на серьезные затруднения. Увеличение ? сопровождается повышением температуры и давления в конце хода сжатия, вызывающим у двигателей легкого топлива самовоспламенение смеси или детонацию, нарушающие нормальную работу двигателя. Главный способ предотвращения детонации состоит в применении топлив с повышенными антидетонационными качествами. Следовательно, этот путь требует специальных топлив. С другой стороны, повышение б сильно увеличивает давление вспышки (фиг. 35), что крайне неблагоприятно отражается на работе подшипников и на механической прочности двигателя. К тому же эффект увеличения мощности от повышения е Фиг. 35. Влияние способа форсировки двигателя увеличением степени сжатия (сплошные линии) и наддувом (пунктир) на давление вспышки рг и удельный расход горючего Се (в %) (по А. А. Добрынину). На оси абсцисс отложено увеличение эффективной мощности двигателя Ne в °/0. 'OG ПО /20 130 140 150 160 /70 /80 /93 не очень значителен и выражается цифрой порядка 15-20% в практически возможном диапазоне увеличения s. В довершение всего этот эффект ослабевает, по мере повышения s, и при степенях сжатия порядка 8-9 увеличение мощности настолько незначительно, что вряд ли компенсирует побочные нежелательные явления от повышения s. Таким образом повышение степени сжатия в общем дает скромные результаты. Второй способ заключается в увеличении плотности всасываемой смеси. У двигателей с атмосферным сжатием возможности реализации этого способа весьма ограничены и сводятся к улучшению наполнения цилиндра при помощи подбора рациональной формы смесепровода и маневрирования фазами распределения, а также к понижению температуры засасываемой смеси путем использования повышенной скрытой теплоты испарения некоторых топлив, вроде спирта. По этой причине среднее эффективное давление у старых двигателей с атмосферным всасыванием имеет довольно устойчивую величину и колеблется в пределах 7,5-9,5 кг/сл"2. 67 У двигателей с нагнетателем возможности повышения давления на всасывании весьма велики. Максимальные давления вспышки при наддуве возрастают гораздо менее резко, чем при увеличении степени сжатия. Экономичность двигателя, правда, падает, вследствие затраты мощности на привод нагнетателя (фиг. 35), но соображения экономичности часто отступают на второй план перед необходимостью повышения мощности. В скоростной авиации большое значение для экономики полета к тому же име,ет воздушное сопротивление моторной установки. С точки зрения экономичности полета здесь часто оказывается более выгодным сократить рабочий объем и габарит мотора применением повышенного наддува, поступившись удельным расходом топлива. Расход топлива на тонно-километр, являющийся единственным объективным критерием экономичности полета, при этом, как это ни кажется парадоксальным, может упасть благодаря уменьшению воздушного сопротивления моторной установки. Для ряда боевых самолетов, вроде скоростных истребителей, которые берут запас топлива не более, чем на 1х/2-2 часа полета, величина удельного расхода тойлива сравнительно мало влияет на полезную нагружа-емость самолета. Возможность повышения мощности мотора наддувом ограничивается, >как и в случае увеличения е, главным образом, детонацией. Возможность фор-сировки мотора наддувом, таким образом, упирается в антидетонационные качества топлива. Так как улучшение антидетонационных качеств топлива позволяет, кроме того, повысить степень сжатия двигателя и прямо ведет к уменьшению удельного расхода горючего, то проблема топлива сейчас занимает центральное место в авиационном моторостроении. С другой стороны, форсировка мотора наддувом ограничивается возможностью отвода увеличенного количества тепла через стенки цилиндра и камеры сгорания (в особенности у двигателей воздушного охлаждения) и охлаждения деталей, наиболее напряженных в тепловом отношении - поршня, свечей и особенно выхлопного клапана, перегрев которого вызывает детонацию и самовоспламенение смеси и может привести к обрыву клапана и аварии двигателя. Увеличение числа оборотов не меняет сколько-нибудь существенно параметров рабочего цикла, если не считать некоторого ухудшения наполнения вследствие возрастания гидравлических сопротивлений на всасывании. Отчасти благодаря последнему обстоятельству, отчасти вследствие положительного влияния повышения скорости газов на процесс смесеобразования и сгорания увеличение числа оборотов понижает склонность двигателя к детонации и делает его менее прихотливым к качеству горючего. Однако форсировка двигателя оборотами сопряжена с резким '(пропорциональным квадрату числа оборотов) возрастанием сил инерции вращающихся и поступательно движущихся частей двигателя, требует увеличения механической прочности двигателя и ухудшает условия работы подшипников. Увеличение числа оборотов повышает работу трения на единицу несущей поверхности подшипников и может вызвать перегрев и разжижение масла и нарушение правильной работы подшипников. С другой стороны, повышение числа оборотов, как и наддув, лимитируется условиями охлаждения головки цилиндра, поршня, клапанов и свечей, так как с возрастанием числа оборотов увеличивается теплоотвод от цилиндра, пропорциональный мощности двигателя. Особенно важно влияние этих факторов у звездообразных двигателей воздушного охлаждения с их термически напряженной головкой, с их тяжелым шатунно-поршневым механизмом, с громоздким механизмом привода клапанов, включающим много поступательно-возвратно движущихся деталей. У двигателей с атмосферным всасыванием число оборотов лимитируется, кроме того, скоростью топливо-воздушной смеси в клапанах, пропорциональной средней скорости поршня, с возрастанием которой гидравлические потери резко увеличиваются (приблизительно пропорционально квадрату скорости роршня), уменьшая наполнение и мощность двигателя. У двигателей с нагнетателями скорость смеси в клапанах лимитирует обороты в меньшей степени, так как повышением давления на всасывании можно повысить число оборотов 65 двигателя практически сколько угодно, правда, в ущерб механическому к. п . д" двигателя, который страдает из-за повышенных гидравлических потерь. Один из основных способов преодоления этих затруднений, особенно у двигателей воздушного охлаждения, состоит в уменьшении диаметра цилиндра. Малые цилиндры, как известно из теории теплопередачи, охлаждаются лучше, чем большие. Отношение охлаждающей поверхности к рабочему объему у них больше, чем у крупных цилиндров [см. стр. 125, формула (к)]. Уменьшение диаметра цилиндра, сокращая массу действующих на шатунную шейку поступательно движущихся и вращающихся частей (приблизительно пропорционально кубу диаметра цилиндра), облегчает условия работы подшипника. Наконец, уменьшение диаметра цилиндра понижает величину средней скорости поршня _Sn_ vp - 30 , определяющую скорость смеси в клапанах, динамическую нагрузку деталей и работу трения (см. об этом подробнее разд. IV). Сохраняя обычное значение vp, можно повысить число оборотов, а следовательно и мощность, без ущерба для наполнения двигателя, для прочности его деталей и для надежности подшипников. Наполнение двигателя с атмосферным всасыванием улучшают также применением четырех клапанов на цилиндр (двух всасывающих и двух выхлопных) вместо двух, и подбором фаз распределения. Применение наддува, уменьшение диаметра цилиндра, а также непрерывное конструктивное улучшение деталей двигателя, применение легких сплавов с повышенными механическими качествами и с улучшенной теплопроводностью, специальные способы охлаждения выхлопных клапанов и свечей и наконец усовершенствование смазочной техники позволили в последние годы увеличить число оборотов авиационных двигателей в среднем с 1800-2000 до _Щ)0- 3000 об/мин. Для двигателей с нагнетателями значение среднего эффективного давления ре (ср. фиг. 46) составляет 11,5 кг/еж2, а число оборотов в среднем равно 2700 об/мин. Среднее значение литровой мощности JV/, у них равно 30- 35 л. с./л (фиг. 47). У двигателей без нагнетателей в среднем ре = 8,5 кз/сж2, п = 2200 об/мин, Nh zz 20 - 22 л. с./л. Если повышение наддува является самым простым способом форсировки исполненных моторов и если оно сослужило большую службу в этой области, позволив сильно увеличить первоначальную мощность моторов, открыв огромное значение антидетонационных качеств горючих и заставив технологов-топливников проделать большую работу над улучшением горючих, то во вновь проектируемых конструкциях, наряду с умеренным наддувом, целесообразно добиваться повышения мощности мотора увеличением числа оборотов. При этом способе за наддувом остаются главным образом задачи поддержания мощности на высоте и кратковременной форсировки мощности на взлете, при маневренном полете и т. д. Задача уменьшения удельного веса мотора будет решаться наряду с увеличением литровой мощности усовершенствованием конструктивных форм двигателя, применением материалов с повышенными механическими качествами и т. д. Надежность и долговечность мотора непрерывно повышают путем улучшения качеств материалов и усовершенствования способов обработки, повышения износоустойчивости деталей, применения антикоррозийных покрытий и т. д. Повышению надежности мотора способствует развитие смазочной техники и техники охлаждения, усовершенствование агрегатов мотора - запальных свечей, магнето, карбюраторов и органов питания горючим. Задача понижения расхода горючего решается увеличением степени сжатия, предпосылкой которого является улучшение антидетонационных качеств горючего, усовершенствованием формы и охлаждения камеры сгорания (особенно у двигателей воздушного охлаждения) автоматическим контролем состава смеси и наконец улучшением равномерности газораспре деления по цилиндрам. Вероятен переход на непосредственный впрыск и не исключен переход на цикл 'С воспламенением от сжатия (при условии устранения теперешних недостатков двигателей тяжелого топлива, состоящих в увеличенном весе и габарите). Очень вероятно, что задача форсировки авиационного двигателя оборотами и наддувом потребует радикального изменения конструкции распределительных органов. Выхлопной клапан с его высокой температурой является сейчас самым слабым участком конструкции авиационного двигателя. Повышение температуры клапана с ростом числа оборотов и увеличением наддува лимитирует форсировку литровой мощности двигателя как в силу уменьшения механической прочности клапана и учащения случаев прогара клапанов, так и в силу повышения склонности двигателя к детонации. Переход на бесклапанное распределение, например на гильзовое распределение или распределение вращающимися золотниками, представляет в этом отношении определенные преимущества. Бесклапанное распределение Бесклапанное распределение имеет длительную историю. На многих ранних автомобильных и авиационных моторах были испробованы вращающиеся золотники, однако, без успеха. Смазку этих золотников обеспечить было затруднительно, они перегревались, коробились и пригорали, герметичность их быстро нарушалась. В 1905 г. американец Найт предложил осуществлять рафределе-ние при помощи двух концентричных гильз, перемещающихся поступательно-возвратно в цилиндре двигателя и снабженных окнами, совпадающими в определенные моменты с распределительными окнами в стенках цилиндра. Это распределение, за которым укрепилось название гильзового распределения, было применено на некоторых автомобильных моторах. В 1909 г. шотландский инженер Бэрт и канадский инженер Мак-Колэм ввели очень важное усовершенствование в гильзовое распределение: вместо двух гильз они применили одну. Для того чтобы осуществить необходимую последовательность фаз распределения, они придали гильзе наряду с поступательным также и вращательное движение. 'Двигатели с гильзовым распределением строились в ограниченном числе экземпляров главным образом для автомобилей и мотоциклов. Интерес к ним возрос после известных опытов Рикардо. Исследуя на одноцилиндровой установке в 1922 г. влияние формы камеры сгорания и системы распределения на процесс сгорания, Рикардо нашел, что бесклапанное распределение позволяет повысить степень сжатия и наддува двигателя и допускает применение низкосортного топлива без опасности детонации. Эти преимущества объясняются устранением из камеры сгорания перегретого выхлопного клапана, который способствует возникновению детонации. Реализовать на многоцилиндровом двигателе результаты, полученные на одноцилиндровой установке, создать вполне работоспособную конструкцию механизма привода гильзового распределения являлось сложной задачей. Честь решения этой задачи принадлежит английской фирме Бристоль и ее главному конструктору Феддену, который, заинтересовавшись опытами Рикардо, построил в 1926 г. двухцилиндровую экспериментальную установку одно-гильзового распределения. На основе опыта, полученного на этой установке, в 1932 г. был построен первый мощный авиационный двигатель гильзового распределения "Персей", представляющий собой 9-цилиндровую звезду воздушного охлаждения с размерностью цилиндра 146 X 165 мм, с литражем 24,91 л и номинальной мощностью 575 л. с. Номинальная мощность мотора в последних сериях доведена до 715-745 л. с. при 2400 об/мин, а максимальная-до 815 л. с. В 1933 г. был построен 9-цилиндровый двигатель гильзового распределения "Аквила" с несколько меньшей размерностью цилиндра (127 х 137 мм), с литражем 15,6 л и мощностью 500 л. с. В 1935 г. была начата разработка мощного двухрядного 14-цилиндрового двигателя воздушного охлаждения с бесклапанным распределением. Двигатель этот, получивший марку "Геркулес", прошел испытания в 1936 г. на номинальной мощности 1100 л. с. (при 2400 об/мин) 70 и максимальной мощности 1375 л. с. (при 2750 об/мин). При постройке этого двигателя были использованы цилиндры двигателя "Персей". Литраж двигателя равен 38,7 л. Двигатель "Аквила" в свою очередь был развернут в 14-цилиндровую звезду "Тавр" с литражем 25,26 л и мощностью 900 л. с. Все эти двигатели производятся в сериях. Таким образом фирма Бристоль своими двигателями с гильзовым распределением охватила диапазон мощностей 500-1400 л, с. и выпустила ряд вполне работоспособных моторов, могущих обслужить обширную категорию самолетов самого разнообразного назначения. Преимущества двигателей гильзового распределения заключаются в следующем. Отсутствие нагретых точек в цилиндре, улучшенная форма камеры сгорания и центральное расположение свечей позволяют повысить степень сжатия, увеличить наддув, повысить среднее эффективное давление, а следовательно, и литровую мощность при умеренном расходе топлива. Вместе с тем гильзовое распределение улучшает наполнение двигателя вследствие увеличения времени-течения органов распределения и позволяет повысить плотность заряда, а следовательно, и отдачу двигателя. Ввиду того что гильза движется принудительно (а не под действием пружины, как клапан при посадке на седло), гильзовое распределение приспособлено к высокому скоростному режиму и позволяет повысить числа оборотов в большей степени, чем клапанное распределение. Уже в настоящее время двигатели гильзового распределения, работая при степени сжатия 9 -10, развивают среднее эффективное давление 12-14 кг/см2 при средней скорости поршня до 15 м/сек и литровую мощность до 42 л. с./л при удельном расходе горючего 0,19-0,21 кг/э. с. ч. Механизм одногильзового распределения гораздо проще клапанного распределения. Механическая обработка цилиндровой группы двигателя дешевле. Проще и уход за двигателем. Отсутствие внешних распределительных деталей облегчает смазку. Фазы распределения в эксплоатации не меняются, как они меняются у двигателей клапанного распределения с износом деталей распределительного механизма, вследствие чего двигатели гильзового распределения в противоположность клапанным двигателям не нуждаются в периодической регулировке. Механизм гильзового распределения практически бесшумен. Двигатели гильзового распределения по конструкции распределительных органов гораздо лучше, чем клапанные двигатели (с их термически перенапряженными клапанами), приспособлены к установке турбокомпрессоров, при которой повышаются противодавление и температура выхлопа. Все эти преимущества заставляют многих усматривать в двигателе гильзового распределения преемника клапанного двигателя. Недостатком двигателей гильзового распределения является затруднительность охлаждения глубокого кармана головки, необходимого по условиям уплотнения верхних (наиболее удаленных от оси коленчатого вала) концов гильз. У двигателей жидкостного охлаждения эта задача усложнена затруднительностью спулка охлаждающей жидкости из мертвого мешка рубашки головки (при остановках двигателя на длительное время). У двигателей воздушного охлаждения головку охлаждают, направляя при помощи особого дефлектора струю воздуха в карманы и снабжая его наружную поверхность многочисленными ребрами. Заметим, впрочем, что перегрев головки (при условии, если температура головки не достигает значений, опасных для прочности материала) у двигателя гильзового распределения не столь опасен, как у двигателя клапанного распределения, у которого перегрев головки неизбежно сопровождается перегревом клапанов, короблением седел и головок клапанов, нарушением герметичности камеры сгорания и грозит выходом двигателя из строя. Помимо гильзового распределения делаются попытки применения бесклапанного распределения с золотниками другой формы - коническими (английская фирма Аспин), цилиндрическими (германская фирма Кросс) и т. д. 71 Заслуживает быть отмеченным бесклапанный двигатель оригинальной конструкции венгерского инженера Скленара, строющийся в небольших сериях французской фирмой Мовен. Этот двигатель биротативный; коленчатый вал и цилиндры вращатотсяв.разные стороны и с разным числом оборотов относительно Pie подвижного кольца, несущего в себе головки цилиндров, распределительные окна и свечи. Двигатели этого типа строятся мощностью 60-350 л. с* Непосредственный впрыск ^Непосредственный впрыск, как мы видели, применялся на первых авиационных двигателях, но вскоре был вытеснен системой карбюрации топлива, которая оказалась во всех отношениях более совершенной, чем впрыск, обеспечив более равномерную подачу топлива по цилиндрам, большую приемистость и экономичность двигателя. В новейшее время опыты по впрыску горючего были поставлены в 1931 г. в США в Массачусетском институте по поручению фирмы Райт. Топливо" впрыскивали во время хода всасывания во всасывающий патрубок или цилиндр или при ходе сжатия в цилиндр. При всех этих разновидностях впрыска были сохранены основные особенности, присущие двигателям легкого топлива, - электрический запал и применение легко испаряющегося топлива. Эти опыты рассматривали как подготовительный этап к введению двухтактного цикла, при котором впрыск горючего в цилиндр является единственным средством обойтись без продувки цилиндра топливо-воздушной смесью и устранить напрасную потерю горючего в атмосферу. Непосредственный впрыск представляет ряд преимуществ перед карбюрацией и в двигателях четырехтактного цикла. Коэфициент наполнения двигателя с непосредственным впрыском в цилиндр больше, чем двигателя с карбюрацией, из-за устранения необходимости подогрева топливо-воздушной смеси перед поступлением в цилиндры. Степень сжатия у многоцилиндрового карбюраторного двигателя лимитируется максимальной допустимой степенью сжатия в цилиндре, работающем на наиболее бедной смеси. Неодинаковость состава смеси в различных цилиндрах обусловливает недодачу мощности и недостаточно экономичную работу двигателя в целом. Непосредственный впрыск теоретически позволяет добиться правильного состава смеси во всех цилиндрах и тем самым повысить мощность и экономичность двигателя. Система непосредственного впрыска позволяет двигателю работать произвольно длительное время в любом положении относительно горизонта, тогда как решение этой задачи у карбюраторного двигателя затруднительно. Непосредственный впрыск устраняет одну из главных болезней карбюраторных двигателей, до сих пор не вполне устраненную, - обледенэние карбюратора,- и уменьшает пожарную опасность, так как горючая смесь образуется в рабочем пространстве цилиндра и возможность обратных вспышек исключается. Непосредственный впрыск облегчает запуск двигателя, так как устраняет необходимость заливки топлива в цилиндры перед пуском. Реализовать на многоцилиндровых двигателях все эти преимущества, подтвержденные опытом на одноцилиндровых установках, оказалось довольно затруднительным. Насосы современной конструкции позволяют дозировать с необходимой точностью подачу топлива в цилиндры на всех режимах двигателя, в том числе и на режиме малых оборотов, когда одиночная порция топлива, вводимая в цилиндр, уменьшается до 0,01-0,02 г. Трудным оказалось координировать подачу топлива и воздуха и обеспечить равномерную подачу воздуха и топлива в цилиндры в необходимой пропорции на всех режимах двигателя. У карбюраторного двигателя эта задача решается сразу для всех цилиндров; современные усовершенствования в конструкции карбюратора обеспечивают подачу в цилиндры на каждом режиме двигателя смеси наивыгоднейшего состава. У двигателей с непосредственным впрыском приходится вводить кинематическую связь между механизмом управления, впрыскивающим насосом и дроссельной заслонкой всасывающего трубопро- 72 вода; эта связь получается сложной, так как состав смеси должен быть различным на различных режимах двигателя. Натолкнувшись на эти затруднения, опыты над непосредственным впрыском задержались. Выход был найден только в недавнее время. Немецким инженерам удалось автоматизировать регулировку непосредственного впрыска. Командный орган (датчик) автомата, представляющий собой сильфон, располагается во всасывающем трубопроводе двигателя, реагирует на все изменения плотности поступающего в цилиндры воздуха изменением своей длины. Колебания длины сильфона передаются через усилитель (масляный серво-мо-тор) регулирующей тяге впрыскивающего топливного насоса. Таким образом устанавливается необходимая корреляция между количеством подаваемою в цилиндры воздуха и топлива. Эта система оказалась настолько успешной, что все германские мощные двигатели жидкостного и воздушного охлаждения были переведены на непосредственный впрыск. Опыт эксплоатации этих двигателей не подтвердил всех ожиданий, связывавшихся с введением непосредственного впрыска. Расход топлива у двигателей с непосредственным впрыском не удалось снизить по сравнению с карбюраторными двигателями. Реальными преимуществами непосредственного впрыска оказались: 1) устранение опасности обледенения, 2) безотказное питание двигателя горючим при любом положении самолета, 3) возможность применения несколько более тяжелых топлив. Первые два преимущества в полной мере обеспечиваются также беспоплавковыми (диафрагменными) карбюраторами, появившимися в недавнее время.. Остается третье преимущество, довольно веское для стран с ограниченными ресурсами легкого топлива. Сильным доводом в пользу непосредственного впрыска является также возможность утилизации высокооктановых безопасных топлив (см. стр. 44). Надо еще заметить, что непосредственный впрыск является наиболее рациональным способом топливопитания звездообразных двигателей большой высотности, у которых затруднительно расположить карбюраторы после нагнетателя, как это требуется условием охлаждения сжатого в нагнетателе воздуха. Двухвальные двигатели Все построенные до сих пор сверхмощные двигатели (мощностью больше 2000 л. с.} представляют собой двухвальные двигатели. К таким двигателям принадлежит экспонированный впервые на Парижской выставке 1938 г. Биркигтом (фирма Испано-Сюиза) Н-образный24-цилиндровый двигатель жидкостного охлаждения Н-82, собранный из блоков мотора Y-12 и развивающий около> 2000 л. с. (фиг. 50). К этой же категории двигателей относится построенный фирмой Алли-сонпо заданию военно-воздушного ведомства США двигатель мощностью около 2600 л. с., представляющий собойдва V-образных двигателя, сдвоенных в виде веера (фиг. 36). Двух-вальным же двигателем является гоночный мотор Фиат AS-6 мощностью 2600 л. с., с которым в свое время был установлен мировой рекорд скорости (см. стр. 46). Каждая пара блоков у этих двигателей работает Фиг. 36. Схема двухвального 24-ци-на собственный коленчатый вал, связанный линдро(tm)°оДлИ"ппеАЛЯ Аллисон ,- XB-o4kO 2UUU л. с. с коленчатым валом двух других блоков шестернями редуктора. Идея двухвального двигателя для агрегатов большой мощности была впервые высказана автором настоящей книги в 1930 г.; тогда же был спроектирован первый Н-образный двухвальный двигатель, по разным причинам, однако, не осуществленный. Год или два спустя в Англии был построен первый двухвальный двигатель Непир конструкции Хольфорда "Репир", за которым последовал двухвальный <<Деггер". Автор в то время обосновывал преимущества двухвальных двигателей следующим образом. При увеличении числа блоков, работающих на один коленчатый вал, например, при переходе с однорядного двигателя на V-образный, а с последнего - на W-образный или Х-образный двигатель возрастают нагрузки на коленчатый вал, главным образом, из-за увеличения поступательно движущихся и вращающихся масс, действующих на каждую шейку коленчатого вала. Если подшипники коленчатого вала прототипного двигателя работают (как это обычно и бывает) на пределе, то для обеспечения надежной работы подшипников приходится с прибавлением каждого нового блока соответственно снижать исходное число оборотов. Литровая мощность каждого нового сочетания при прочих равных условиях получается вследствие этого меньше литровой мощности исходного двигателя, отчего мощность каждого нового сочетания увеличивается не пропорционально увеличению числа цилиндров, а несколько слабее. Вместе с тем возрастают напряжения кручения в коленчатом валу, что заставляет, особенно при переходе на 24-цилиндровые двигатели, увеличивать диаметр коренных и шатунных шеек. Это вызывает необходимость полной смены инструментов и приспособлений, применяемых при обработке шеек коленчатого вала, коренных и шатунных подшипников. Сохранение коленчатых валов каждого из исходных двигателей устраняет эти затруднения и позволяет при сдваивании двигателей сохранить прежнее число оборотов и прежнюю литровую мощность, а следовательно, и использовать в полной мере увеличение рабочего объема двигателя при неизменных условиях работы подшипников коленчатого вала. Напряжения кручения в коленчатых валах сохраняются на прежнем уровне. Другое преимущество двухвальных двигателей заключается в большей ^свободе расположения блоков. Это обстоятельство имеет особенно большое значение для 24-цилиндровых двигателей с шестиколенным валом. У одно-вальных двигателей этого типа условие равномерного чередования вспышек требует расположения блоков под углами 30 и 120° или под углами 90° друг к другу. Первое расположение неосуществимо по габаритным условиям, второе приводит к неудобной для капотажа форме двигателя. У двухвальных 24-цилиндровых двигателей блоки, работающие на один коленчатый вал, должны быть расположены друг относительно друга так, как того требуют условия уравновешенности и равномерного чередования вспышек (для двигателей с шестиколеиными валами - под углами 60° или 180°). Но расположение друг относительно друга блоков, работающих на разные коленчатые валы, может быть совершенно произвольным вплоть до того, что они могут быть расположены отдельно друг от друга, как у гоночного двигателя Фиат AS-6 (схема, к которой практика, впрочем, вряд ли вернется из-за присущих ей недостатков). Это позволяет придать двухвальным 24-цилиндровым двигателям самые разнообразные формы; некоторые из них приведены на -фиг. 37. Существенным преимуществом двухвальных двигателей является возможность применения центрального сочленения шатунов, совершенно исключенная у 24-цилиндровых одновальных двигателей, у которых шатуны приходится делать с прицепным сочленением. Наличие двухколенчатых валов позволяет выполнить редуктор более .легким, благодаря уменьшению максимального усилия на зубьях ведущих шестерен. Двухвальная схема упрощает конструкцию привода через редуктор двух соосных винтов, вращающихся в противоположные стороны. Очень важным преимуществом двухвальных двигателей является широкая возможность использования готовых деталей прототипного двигателя. Не говоря уже о блоках с поршневой и клапанной группами, шатунно-кривошипный механизм, система зажигания, жидкостные и масляные помпы и т. д. - все это может быть взято со склада готовых изделий и без переделок или с минимальными переделками установлено на сдвоенный двигатель. Есть еще один сильный довод в пользу двухвальной схемы - это отсут---ствие-в двухвальном двигателе непроверенных узлов и "темных мест". В кон- •струкции двухвального двигателя широко используются готовые детали исходного двигателя. Все напряжения и нагрузки сохраняются на прежнем уровне. Приступая к созданию двухвального двигателя, конструктор в значительной мере застрахован от неприятных сюрпризов, которыми чревато всякое новое конструктивное предприятие, особенно такое грандиозное, как создание двигателя в 2000-3000 л. с., и которые так затягивают процесс доводки двигателя до работоспособного состояния. Если учесть огромную стоимость всякой новой конструкции, если знать, каким материальным и престижным ущербом грозит фирме затяжка выпуска двигателя, то легко понять, почему моторостроители на теперешнем этапе так охотно прибегают к сочетанию двух моторов в один, которое сулит в общем не больше неприятных неожиданностей, чем установка двух моторов на один самолет. Фиг. 37. Схемы двухвальных двигателей. Эта1 наиболее сильная сторона двухвальных двигателей обусловливает их наибольшую слабость. Двухвальная система является самым верным, дешевым и быстрым способом создания мощных двигателей. Но двухвальные двигатели, будучи результатом механического сложения исполненных двигателей, не в состоянии обеспечить превышения уже достигнутых показателей. Они имеют увеличенный по сравнению с одновальными двигателями габарит и повышенный (вследствие наличия лишнего коленчатого вала и больших размеров картера) вес. Последнее обстоятельство, впрочем, не мешает двухвальным двигателям обладать малым удельным весом (двухвальный двигатель "Алли-сон" имеет наименьший среди всех двигателей жидкостного охлаждения удельный вес - 0,55 кг'\л. с.), что объясняется отмеченной выше приспособленностью двухвальных двигателей к повышенным скоростным режимам. Двухвальные двигатели следует рассматривать скорее как переходный тип, а не как окончательную форму мощных двигателей. Непрерывное улучшение технологии смазочных веществ, усовершенствование антифрикционных материалов и, наконец, правильное понимание законов, управляющих смазкой цилиндрических подшипников, - все это лишает проблему подшипников коленчатого вала ее прежней остроты и устраняет столь долго тяготевшие над конструкторами двигателей лимиты повышения числа оборотов, в виде пресловутых величин k и lev. Вследствие этого утрачивает силу один из главных доводов в пользу двухвальных двигателей - меньшая при прочих равных условиях напряженность их подшипников. В будущем практика, несомненно, вернется к одновальным двигателям, более легким и менее громоздким, чем многовальные. Наиболее целесообразной формой многоцилиндрового двигателя, как показал в 1936г.1 автор, является многорядная звезда (с четырьмя или шестью звездами, расположенными "в затылок"). Эта форма, по всей вероятности, и является формой сверхмощного двигателя завтрашнего дня. 1 См. по этому поводу статью автора в "ТВФ", № 1. 1937 г. 75 Нагнетатели Резкое возрастание летных показателей самолетов, в частности максимальной скорости, в последнее десятилетие обязано не только усовершенствованию конструкции самолета, но,-может быть еще в большей степени,- усовершенствованию моторов, в особенности - повышению их высотности. Увеличение высотности мотора на каждые 1000м повышает скорость самолета круглым счетом на 5% без всякого изменения конструкции самолета только в результате повышения рабочего потолка самолета. Наряду с этим выигрывает и скороподъемность. Возможность кратковременной форсировки мощности повышением давления на всасывании улучшает маневренность и повышает грузоподъемность самолетов. Все это коренным образом улучшает тактические свойства самолетов и повышает боевую ценность авиации. Нет ничего мудреного в том, что задача увеличения высотности в настоящее время является одной из центральных задач моторостроения. Увеличение высотности двигателей с приводным центробежным нагнетателем сверх 3,5-4,5 км лимитируется увеличением мощности, затрачиваемой на привод нагнетателя, и возрастанием температуры на всасывании двигателя в результате сжатия смеси (или воздуха) в нагнетателе. Затрата мощности на нагнетатель наименее велика на расчетной высоте (и выше), так как температура внешнего воздуха, от которой прямо зависит величина работы сжатия, здесь низка, нагнетатель работает на расчетном режиме с наиболее высоким к. п. д. По этим же причинам здесь относительно невелико и повышение температуры воздуха в нагнетателе. Однако картина меняется с приближением к земле. Для сохранения постоянного давления на всасывании двигателя нагнетатель приходится дросселировать. Особенность центробежного нагнетателя заключается в том, что поглощаемая им мощность зависит лишь от окружной скорости крыльчатки и от расхода воздуха. Несмотря на то, что создаваемый нагнетателем перепад давления у земли не используется или используется в незначительной степени, затрата мощности на нагнетатель с приближением к земле при постоянном давлении в смесепроводе не только не уменьшается, но даже возрастает вследствие повышения температуры окружающего воздуха и вследствие отклонения режима нагнетателя от расчетного. Одновременно возрастает и температура поступающей в цилиндры двигателя смеси. В результате мощность двигателя у земли, в частности взлетная мощность, оказывающая столь большое влияние на показатели самолета, сильно страдает. Страдает и экономичность двигателя; удельный расход горючего возрастает из-за непроизводительной затраты мощности на нагнетатель. В этом состоит основной порок центробежных компрессоров, как авиационных нагнетателей. Повышение температуры смеси (у двигателей большой высотности и с сильным наддувом температура смеси на всасывании нередко достигает у земли 140-160°) увеличивает температуры цикла, вызывая общий перегрев двигателя и в сильнейшей степени повышая склонность двигателя к детонации. Поэтому почти одновременно с появлением приводных центробежных нагнетателей начались поиски способов избежать бесполезного сжатия воздуха в нагнетателе у земли. Наиболее простое решение заключалось бы в применении объемных нагнетателей, которые обладают огромным преимуществом перед центробежными нагнетателями - возможностью регулировать величину наддува и затрату мощности на сжатие такой простой мерой, как перепуск воздуха из полости нагнетания в полость всасывания. Среди многочисленных представителей этого класса нагнетателей наиболее приспособленным к требованиям авиации казался нагнетатель Рута,сравнительно простой по конструкции,непри-хотливый и могущий создавать значительные перепады давления.Многократные попытки применения нагнетателя Рута для наддува авиационных моторов, однако, не увенчались успехом. При умеренном числе оборотов нагнетатель работает вполне удовлетворительно, но габариты его получаются чрезмерно большими" При попытках повысить скоростной режим и добиться умеренных габаритов,, на сцену появляется незнакомое стационарным малооборотным нагнетателям 76 Рута явление - деформация роторов от действия центробежных сил. Во избежание "цепляния" роторов на высоких числах оборотов, особенно при разогреве роторов и увеличении их размеров, приходится расширять зазоры между роторами и стенками кожуха, отчего увеличивается перетекание сжатого воздуха из полости нагнетания в полость всасывания и коэфициент полезного действия нагнетателя резко падает. Справиться с этими затруднениями не удалось и авиационной технике пришлось вернуться к центробежным нагнетателям, неизмеримо лучше приспособленным к повышенным скоростным режимам, малогабаритным и (при умеренных перепадах давления) не знающим проблемы уплотнения полости нагнетания. Пробовали выключать привод центробежного нагнетателя у земли и на малых высотах. Этот способ, устраняя затрату мощности на нагнетатель у земли, вместе с тем, однако, отнимает ценнейшую возможность кратковременной форсировки двигателя у земли наддувом - возможность, широко использованную у двигателей с не выключающимся нагнетателем и в немалой степени способствовавшую улучшению взлетных характеристик самолетов. От выключающихся нагнетателей пришлось отказаться. Значительно лучшие результаты дали двухскоростные нагнетатели, у которых можно менять передаточное число в коробке привода. У земли и на малой высоте включают малую скорость: крыльчатка вращается с умеренным числом оборотов, создавая только такой перепад давления, который необходим для форсировки двигателя у земли, в незначительной степени повышая температуру смеси на всасывании. На некоторой высоте, где наддув, создаваемый крыльчаткой на первой скорости, иссякает, включается вторая скорость, и крыльчатка начинает работать на полных оборотах, поддерживая постоянное давление на всасывании, вплоть до расчетной высоты. Двухскоростные нагнетатели в настоящее время совершенно вытеснили невыключающиеся приводные нагнетатели на двигателях повышенной высотности. Идеалом является бесступенчатая регулировка числа оборотов, при которой крыльчатка нагнетателя на каждой данной высоте вращается с таким числом оборотов, какое требуется условием сохранения постоянного давления во всасывающем трубопроводе двигателя на этой высоте. Для этой цели в коробку передач нагнетателя вводят механизм плавного изменения скоростей (например, гидравлическая муфта нагнетателя DB-601). Такой же результат можно получить, приводя нагнетатель от отдельного вспомогательного мотора через шестеренчатый перебор. Манипулируя дросселем вспомогательного мотора, можно изменять число оборотов крыльчатки нагнетателя в самых широких пределах, затрачивая на привод нагнетателя на каждой данной высоте лишь строго необходимый минимум мощности. Моторы небольшой мощности, какая требуется для привода нагнетателя (нагнетатель 1000-силыюго двигателя с высотностью 4-5 км берет на себя 100-120 л. с.), отличаются высоким удельным весом. Это делает моторный привод нагнетателя одиночных двигателей нерентабельным. На многомоторных установках, где суммарная затрата на привод нагнетателей достигает многих сотен лошадиных сил, в качестве вспомогательного мотора может быть применен серийный мощный двигатель с малым удельным весом. Подобная система, заменяя несколько нагнетателей, каждый со -своим обслуживающим хозяйством (регуляторы давления, смазочная система и т. д.), одним мощным нагнетателем, обслуживающим одновременно все двигатели (в том числе л вспомогательный мотор), позволяет несколько сэкономить в весе наддува-ющей установки. Эксплоатационные преимущества системы централизованного наддува, особенно основное преимущество, заключающееся в возможности регулировать силу наддува независимо от числа оборотов двигателей, делают веротным применение этой системы на многомоторных самолетах. С дальнейшим увеличением высотности двигателей возникли новые проблемы. Перепад давления, создаваемый нагнетателем, определяется величиной 77 окружной скорости рабочего колеса. С повышением последней, однако, быстра возрастают напряжения в материале крыльчатки. С другой стороны, с приближением окружной скорости крыльчатки к скорости звука возрастают потери в диффузоре вследствие возникновения волнового сопротивления. Последнее затруднение не является непреодолимым: профили диффузоров, разработанные для сверхзвуковых скоростей, позволяют осуществить преобразование скорости в давление с потерями, не превышающими потерь в обыкновенном диффузоре. Однако конструкторы авиационных нагнетателей пока не рискнули вступить на этот путь и в нагнетателестроении утвердился предел окружной скорости около 350-380 ж/сек, соответствующий скорости звука в условиях, обычно встречающихся на выходе из нагнетателя, и обеспечивающий высотность порядка 6-7 км. Для больших перепадов давления начали по примеру стационарного компрессоростроения применять многоступенчатые нагнетатели, устанавливая две и большее число крыльчаток, последовательно сжимающих воздух перед входом в цилиндры двигателя. Для снижения затраты мощности на привод многоступенчатых нагнетателей у земли стали выключать у земли одну из крыльчаток или снижать число оборотов крыльчаток у земли при помощи двухскоростного привода. Появление многоступенчатых нагнетателей заставило вспомнить о турбокомпрессорах, основательно забытых к тому времени, несмотря на все их очевидные преимущества. К этим преимуществам принадлежит прежде всего то, что турбокомпрессоры используют бесполезно теряемую в обычных условиях внутреннюю энергию выхлопных газов и тем самым позволяют повысить отдачу мощности двигателя и снизить удельный расход горючего. Задача снижения затраты мощности на наддув на высотах, меныних^асчетной, решается у турбокомпрессоров с идеальной простотой -перепуском избыточных выхлопных газов в атмосферу. Однако попытки применения турбокомпрессоров в регулярной эксплоатации долгое время не удавались. Лопатки рабочего колеса турбины, работающие при высокой температуре, подвержены разнообразным дефектам, часто вызывающим аварии турбокомпрессоров. Необходимость охлаждения трубопроводов и кожуха турбины, громоздкость турбокомпрессорной установки - все это невыгодно отличает турбокомпрессор от приводного центробежного^ нагнетателя.^Привод турбокомпрессора по необходимости сопряжен с повышением противодавления на выхлопе двигателя. На больших высотах это обстоятельство на работе двигателя заметно не отзывается, так как давление на выхлопе даже при высоких степенях наддува обычно не превышает нормальной величины (1-1,1 кг/см*). При желании же повысить степень наддува у земли с целью форсировки взлетной мощности двигателя приходится значительно повышать противодавление на выхлопе, отчего сильно ухудшаются условия работы выхлопных клапанов, и надежность двигателя страдает. Эти дефекты долгое время препятствовали применению турбокомпрессоров. Положение изменилось лишь в самое последнее время, когда в связи с применением многоступенчатых нагнетателей напали на счастливую мысль применять в качестве первой ступени наддува приводной центробежный нагнетатель, а в качестве второй - турбокомпрессор. Такая схема устраняет главный недостаток турбокомпрессора - затруднительность форсировки двигателя наддувом у земли. Условия работы турбокомпрессора облегчаются в связи с тем, что турбокомпрессор работает лишь на больших высотах. При расширении продуктов сгорания до низкого давления или,-по терминологии теории турбин, - до глубокого вакуума на выходе из рабочего колеса турбины температура газов сильно падает, вследствие чего температура лопаток турбины уменьшается. Работая на больших высотах турбокомпрессор использует повышенную разность давлений продуктов сгорания и наружной атмосферы. Избавившись при помощи двухскоростных, многоступенчатых нагнетателей и турбокомпрессоров от чрезмерной затраты мощности на привод нагнетателя и чрезмерного повышения температуры смеси у земли, авиационное моторостроение с дальнейшим пов'ышением высотности вплотную подошло к следующему 78 барьеру •- возрастанию температуры поеле нагнетателя на расчетной высоте. Некоторого снижения температуры удалось добиться, располагая карбюратор после нагнетателя (а не до нагнетателя, как делалось у первых высотных двигателей). При таком расположении карбюратора тепло, затрачиваемое на испарение топлива, заимствуется из тепла, содержащегося в подогретом сжатом воздухе, в результате чего температура смеси понижается в среднем на 20-30°. Это преимущество, наряду с другими достоинствами (например, устранение возможности обледенения карбюратора и опасных для прочности нагнетателя обратных вспышек в нагнетатель и др.) обеспечили этой схеме широкое распространение на двигателях большой высотности. При высотности больше 7-8 км эта мера оказывается недостаточной, и возникает необходимость охлаждать воздух в особом радиаторе после нагнетателя (или между ступенями многоступенчатого нагнетателя). Эта мера представляет собой исключительное эффективное средство повышения мощности и высотности двигателя. Только боязнь введения новых аэродинамических сопротивлений на самолете заставляла конструкторов воздерживаться от применения этого способа до тех пор, пока он не стал прямой необходимостью. Разработка рациональных конструкций воздушных радиаторов с малыми внешними и внутренними потерями представляет собой очередную задачу авиационного моторостроения. Винты К 1934-1936гг. относится появление первых вполне работоспособных винтов изменяемого шага (ВИШ). Так называют винты с лопастями, угол установки которых может меняться в полете принудительно (по желанию летчика) или автоматически. Преимущества винтов изменяемого шага перед винтами с жестко зафиксированными лопастями были очевидны едва ли не с первых шагов авиации. Винт, лопасти которого устанавливаются под наиболее выгодным для каждого режима полета углом, обеспечивает увеличение эффективной отдачи мощности и улучшает летные характеристики самолета. В попытках создать такой винт недостатка не было. Однако успеха они не имели главным образом потому, что выигрыш от применения винтов изменяемого шага у невысотных моторов не окупает усложнения конструкции. Появление высотных моторов сделало винт изменяемого шага прямой необходимостью. В этом повинно явление раскрутки винта фиксированного шага, наблюдающееся у высотного мотора с подъемом на высоту. Это явление объясняется падением момента сопротивления на винте спадением плотности воздуха при постоянстве крутящего момента мотора. Винт фиксированного шага подбирают с таким расчетом, чтобы обороты на высоте не превышали предельного, допускаемого конструкцией мотора числа оборотов. На земле и на малых высотах такой винт оказывается перетяжеленным, обороты мотора садятся, и мотор недодает мощности, столь необходимой при отрыве и взлете. Задача повышения взлетной мощности при применении винтов фиксированного шага решалась применением кратковременного повышенного наддува на взлете, но лишь отчасти и ценой термической перегрузки двигателя. Наиболее радикальный выход (если не считать двухскоростного редуктора, бывшего явно нереальным при тогдашнем уровне производственных и конструкторских возможностей) состоял в применении винта изменяемого шага. Лопасти такого винта при взлете устанавливаются на малый угол, допускающий повышение числа оборотов мотора, а по мере набора высоты переводятся на большой угол. За конструирование винта изменяемого шага взялись наиболее крупные фирмы и лучшие конструктора. Решение задачи было облегчено успехами металлического винтостроения, позволившими создать легкие и прочные лопасти (из алюминиевых и магниевых сплавов). Испробовав огромное число схем привода лопастей, - от руки, при помощи серво-механизмов, заимствующих мощность от мотора, при помощи всевозможных .механических, гидравлических, электрических, пневматиче- 79 ских устройств, попытавшись использовать аэродинамические и центробежные силы лопастей для осуществления поворота последних, конструкторы остановились на двух наиболее реальных способах привода лопастей: электрическим мотором с редукционной передачей и гидравлическими устройствами с маслом в качестве рабочей жидкости. Усилие, необходимое для перестановки лопастей, было уменьшено рядом мер: снижением веса лопастей, разгрузкой момента центробежных сил противовесами, рациональным креплением лопастей на шариковых и роликовых подшипниках и т. д. Американские конструкторы (в частности Колдвелл, - главный конструктор фирмы Гамильтон Стандарт) на первых порах умышленно упростили задачу, поставив себе целью разработать винт только с двумя положениями лопастей: с малым углом атаки - для отрыва и взлета и с большим - для остальных режимов. Они первыми и выпустили вполне работоспособный винт изменяемого шага (Гамильтон Стандарт), который очень быстро'был введен в эксплоатацию и начал строиться крупными сериями в США и - по лицензиям - в других странах. В настоящее время задачу создания винта изменяемого шага можно считать полностью решенной. Вслед за винтами с двумя положениями лопастей были выпущены винты, лопасти которых можно устанавливать в любом, положении в широком диапазоне углов. Появились и винты, лопасти которых можно переводить во флюгерное положение (с целью уменьшения воздушного сопротивления винта в случае аварии мотора), полностью реверсировать (для торможения при пробеге после посадки, для уменьшения скорости пикирования пикирующих бомбардировщиков, для облегчения маневрирования гидросамолетов на воде). Появились, наконец, автоматические винты изменяемого шага, поддерживающие число оборотов мотора постоянным при любом режиме мотора и обеспечивающие наиболее полное использование его мощности. Однако увеличение мощности и высотности мотора вносит все новые и новые осложнения в работу винта. Среди них отметим затруднения, обязанные наличию больших винтов с огромным моментом инерции на самолетах незначительного размера. Крутящий момент мотора в полете с высокими скоростями легко уравновешивается триммерами или различной степенью закрутки крыльев самолета. Жироскопический же момент винта вызывает серьезные затруднения. Самолеты с тяжелыми винтами п*ри разбеге и отрыве имеют тенденцию сильно уклоняться от курса. В этом явлении отчасти повинно неодинаковое^ давление колес самолета на землю при pas6ere,v обязанное наличию крутящего момента мотора. Главная же причина состоит в следующем. В момент отрыва хвоста происходит поворот самолета вокруг его поперечной оси. Этот поворот вызывает жироскопический момент, поворачивающий самолет вокруг его нормальной оси. Уклонение самолета от курса наблюдается и при фигурных полетах каждый раз, как самолет поворачивается вокруг своей поперечной оси. Радикальный способ устранения этих трудностей заключается в установке на моторе двух концентричных винтов, вращающихся в разные стороны, как это было впервые сделано на гоночном моторе Фиат AS-6 (см. стр. 46). Такое устройство почти полностью ликвидирует влияние жироскопического момента винтов и дает добавочные преимущества: увеличение к. п. д. винтов и уменьшение ихдиаметра. Последнее облегчает компановку самолета и позволяет упростить и облегчить шасси, высота которого определяется условием сохранения достаточного расстояния между концами лопастей винта и землей при разбеге. Соосное расположение винтов весьма затрудняет расположение механизмов перемены шага, но преимущества соосных винтов настолько велики, что задача эта, повидимому, будет решена любой ценой. В последние годы внимание конструкторов привлекает еще одна особенность работы винта, которая может оказать существенное влияние на конструкцию мотора. При работе на месте, т. е., например, в начальных стадиях разбега самолета, к. п. д. винта, рассчитанного на поглощение большой мощности SO на значительной высоте, резко падает, вследствие чего винт использует лишь незначительную часть взлетной мощности мотора. Увеличение взлетной мощности мотора, допускаемое применением кратковременного повышенного наддува, таким образом оказывается в значительной мере бесполезным, по крайней мере на начальных стадиях разбега. Винт изменяемого шага лишь незначительно улучшает положение. Теория воздушных винтов указывает два радикальные решения: временное увеличение диаметра винта или увеличение числа его оборотов. Если создание винта переменного диаметра пока представляется совершенно неосуществимым, то создание двухскоростного редуктора вполне возможно. Переключая винт при взлете на повышенное число оборотов, можно, как показывает расчет, существенно сократить длину разбега, повысить скороподъемность и увеличить полезную грузоподъемность самолета, зависящую, как известно, прежде всего от условий взлета. Высокотемпературное охлаждение. Туннельные радиаторы Увеличение скорости, достигающей у современных истребителей 600-• 750 км/час и у скоростных бомбардировщиков 550-600 км/час и обещающей в ближайшие годы возрасти до 800-850 кж/час, поставило с небывалой до сего времени остротой задачу уменьшения воздушного сопротивления мотора и его охлаждающей установки. Сопротивление хорошо закапотированного двигателя жидкостного охлаждения невелико, зато сопротивление его радиатора составляет весьма значительную долю сопротивления современных, "зализанных" до последней степени скоростных самолетов. По подсчетам Л. Бреге и Р. Де-вийе1 радиатор двигателя водяного охлаждения со средней температурой воды 70°, расположенный в свободном воздушном потоке, при скорости полета 450 км/час поглощает не менее 40% эффективной мощности мотора; при скорости 560 км/час эта цифра возрастает до 60%, при скорости 650 км\час-до 80%2. Перспективы применения двигателей водяного охлаждения обычного типа на скоростных самолетах, как видно, абсолютно безнадежны. Наиболее простой выход из положения заключается в переходе на высокотемпературное охлаждение. Эта мера позволяет увеличить перепад температуры между радиатором и окружающим воздухом и сократить размеры радиатора. В настоящее время применяются две разновидности высокотемпературного охлаждения: 1) г л и к олевое охлаждение и 2) водяное охлаждение под давлением. При первом способе в качестве охлаждающей жидкости применяется этилен-гликоль [С2Н4(ОН)2], кипящий при 197° С, с примесью незначительных количеств воды. Температуру охлаждающей жидкости устанавливают в пределах 120-130° С во избежание перегрева цилиндров, которого тем более следует опасаться, что коэфициент теплоотдачи от стенок цилиндров гликолю невелик и теплопереход в охлаждающую жидкость по ниже нпо сравнению с водяным охлаждением. Последнее обстоятельство, кстати, также способствует некоторому уменьшению размеров радиатора. Другая разновидность высокотемпературного охлаждения - водяное охлаждение под давлением - заключается в том, что в циркуляционном контуре поддерживают давление 3-4 ата, при котором температура кипения воды повышается до 120-130° С. Это позволяет довести температуру охлаждающего агента до такой же величины как и при гликолевом охлаждении3, но без 1 L. Breguet etR. Devilliers, La technique des radiateurs carenes, "La Science Aeronautique", 1938. 2 О том, как велико значение воздушного сопротивления охлаждающей установки двигателя водяного охлаждения, ярко свидетельствуют обстоятельства установления 27 апреля 1939 г. нового абсолютного мирового рекорда скорости (летчик Вендель на самолете Мессершмитт BF ИЗ R с мотором Даймлер-Бенц DB-601 1800 л. с.}. Заполнив один из главных бензиновых баков водой, выключив на зачетном штреке радиатор (туннельный), предоставив воде в рубашках мотора свободно испаряться в атмосферу и ликвидировав, таким образом, почти полностью воздушное сопротивление охлаждающей установки, немцы добились скорости 755,14 км/час. Нет надобности добавлять, что такое решение совершенно неприемлемо для регулярной эксплоатации самолета. 3 В воду обычно добавляют до 30% гликоля в качестве антифриза; повышение температуры кипения от этой меры ничтожно (2-3°). Орлов-1071-6 81 эксплоатационных затруднений, присущих последнему. Охлаждение стенок цилиндров при этой системе равномернее и лучше, чем при гликолевом охлаждении, опасность коррозии металлических деталей охлаждающей системы меньше; необходимость транспортировки и создания на аэродромах больших запасов специальной охлаждающей жидкости отпадает. Система водяного охлаждения под давлением попутно решает еще одну задачу. Предупреждая падение температуры кипения с подъемом на высоту, она обеспечивает охлаждение мотора на любой высоте. Зато водяное охлаждение под давлением предъявляет повышенные требования к герметичности охлаждающей системы и требует упрочнения и утяжеления радиатора. При переходе на высокотемперахурное охлаждение со средней температурой охлаждающей жидкости 120° затрата мощности на сопротивление радиатора уменьшается примерно вдвое (а если учесть уменьшение теплоотдачи от двигателя в охлаждающую жидкость - еще больше), но все же остается непомерно высокой, достигая, например, при скорости полета 650 км/час ~ 40% эффективной мощности двигателя. Переход на высокотемпературное охлаждение, будучи совершенно обязательным условием применения двигателей жидкостного охлаждения на скоростных самолетах, как видно, сам по себе отнюдь еще не решает дела. Это только первая половина задачи. Вторая половина заключается в изменении конструкции и расположения радиатора на самолете с целью уменьшения затраты мощности на охлаждение до приемлемых величин. Идея поверхностных (крыльевых) радиаторов./ представлявшаяся столь заманчивой на первых порах и осуществленная на некоторых самолетах, не только гоночных (вроде рекордного гидросамолета "Макки-Кастольди" с двигателем Фиат AS-6), но и на серийных (например, на самолете "Ньюпор" R-10, 1933 г.), оказалась совершенно несостоятельной. Поверхностные радиаторы крайне утяжеляют самолет, усложняют его производство, обслуживание и ремонт, не поддаются регулировке и в довершение всего делают самолет абсолютно небоеспособным, так как малейшее повреждение водонаполненной обшивки очень быстро выводит самолет из строя. Большую часть этих затруднений надеялись устранить переводом двигателя на испарительное о хл а ж де ни е. Поверхностный конденсаторе циркулирующим в нем паром при давлении, равном давлению окружающей среды, и с небольшим количеством конденсата казался менее чувствительным к случайным повреждениям, чем поверхностный радиатор. Предполагалось, что поверхностный конденсатор обладает свойством саморегуляции-Повышение же температуры охлаждающего агента до 100° по сравнению с 75-80° при водяном охлаждении сулило заметное сокращение охлаждающей поверхности. Фирма Роллс-Ройс проделала большую работу над испарительным охлаждением, выпустив специальный двигатель испарительного охлаждения "Го-шоук" 650 л. с. (модификация двигателя водяного охлаждения "Кестрель"). Надежды, возлагавшиеся на испарительное охлаждение, однако, не оправдались. Требования к герметидности конденсатора оказались едва ли не столь же строгими, как у водяного радиатора, так как разность давлений, возникающая в полете на разных участках крыла (например, на нижней и верхней его поверхностях), вызывала быструю утечку пара при повреждении конденсатора (особенно при сквозном пробое крыла). Очень затруднительным оказалось обеспечить отсос конденсата при маневренном полете. Этот недостаток оказался тем более чувствительным, что количество воды, циркулирующей в системе испарительного охлаждения, сравнительно очень невелико, и перерыв питания рубашек мотора конденсатом грозит тяжелыми последствиями. Крыльевые конденсаторы оказались столь же мало застрахованными от замерзания воды, как и водяные радиаторы. Опыты над испарительным охлаждением были повсеместно свернуты и авиа-моторостроению пришлось искать иных способов уменьшения воздушного сопротивления охлаждающей установки. S2 Были испробованы выдвижные радиаторы. В основе их лежат следующие соображения. Поверхность зафиксированного (не выдвижного) радиатора выбирается по наихудшим, встречающимся на практике условиям - по режиму взлета в летнее время. На всех остальных режимах, например, на режиме максимальной скорости, поверхность радиатора оказывается избыточной, и вход в радиатор, во избежание переохлаждения мотора, приходится прикрывать. Затрата мощности на сопротивление радиатора при этом увеличивается, иногда в 7 - 8 раз по сравнению с затратой мощности на режиме взлета. Если сделать радиатор выдвижным и выставлять в воздушный поток большую или меньшую поверхность радиатора в зависимости от скорости и высоты полета, то можно свести затрату на охлаждзниэ к строго необходимому на каждом данном режиме минимуму и, таким образом, значительно сократить потери на охлаждение на режиме горизонтального полета. Выдвижные радиаторы, однако, не свободны от основного недостатка всех расположенных в свободном воздушном потоке радиаторов - чрезмерно высокого коэфициента лобового сопротивления. Выход был найден в туннельных радиаторах. Туннельные радиаторы основаны на том же принципе, который с таким успехом был значительно раньше применен для уменьшения сопротивления звездообразных двигателей воздушного охлаждения при помощи кольцевых капотов. При этом устройстве радиатор заключают в туннель, расположенный под моторной гондолой, за мотором, или скрытый в фюзеляже. Перед радиатором располагают расширяющийся насадок - диффузор, в котором скорость воздуха уменьшается в 5-10 раз по сравнению со скоростью полета: воздух омывает охлаждающие элементы радиатора с умеренной скоростью, вследствие чего потери на воздушное сопротивление, пропорциональные квадрату скорости, резко снижаются. Пройдя радиатор, воздух поступает в суживающийся насадок (конфузор), где расширяется, приобретая скорость, близкую к скорости полета. Падение теплоперехода вследствие уменьшения скорости воздуха в радиаторе в известной мере компенсируется увеличением плотности воздуха в результате сжатия в диффузоре. Несмотря на это, приходится значительно развивать охлаждающую поверхность радиатора. Увеличение поверхности радиатора, вызывающее прямо пропорциональное ему увеличение воздушных потерь, отчасти уничтожает выгоду от уменьшения скорости воздуха, но общий выигрыш получается все же очень значительным. Вес туннельного радиатора получается больше, чем вес обыкновенного радиатора. Однако это обстоятельство не имеет большого значения, так как затрата мощности на несение радиатора у современных скоростных самолетов с их высоким качеством очень невелика и во всяком случае во много раз меньше затрат на преодоление воздушного сопротивления радиатора. Неприятнее возрастание габаритов радиаторов, которое у туннельных радиаторов, частично расположенных в свободном воздушном потоке, сопровождается увеличением подвергающейся обдуву поверхности и возрастанием внешних потерь на трение. Эти потери при известных условиях могут скрасть выигрыш от уменьшения скорости воздуха внутри туннеля. Теория туннельных радиаторов, обстоятельно разработанная Мередитом в Англии, Бреге и Девийе во Франции и другими, позволяет найти оптимальные режимы и размерности туннельных радиаторов. Вместе с тем, интенсивно ведущиеся вЪ всех странах исследования потерь в каналах, в особенности потерь в диффузорах, составляющих главную часть потерь в туннельном радиаторе, позволили разработать рациональные формы туннеля и конструкции диффузоров, которые при малой длине и при углах раствора до 60° работают с к. п. д. до 0,85-0,9. Все это, вместе взятое, позволило добиться исключительных результатов. При рациональной конструкции туннельного радиатора затрата на охлаждение двигателя гликолевого охлаждения (включая затрату на несение радиатора) при скорости полета 600 км/час составляет только 2% эффективной мощности мотора. При известных условиях эта затрата может быть сведена к нулю. Более того, радиатор может стать источником полезной тяговой силы. 83 Использование тепла охлаждения и выхлопа Область использования радиатора для создания тяги смыкается с областью воздушно-реактивных двигателей. В 1913 г. Ренэ Лорэн на страницах журнала _--- --_ L'Aerophile опубликовал схему воздушно - реактивного двигателя непрерывного действия. -' В предложенном Лорэном аппарате (фиг. 37а) встречная воздушная струя поступает в диф- Фиг. 37а. Схема воздушно-реактивного двигателя Лорэна. фузор, форма которого зависит от скорости перемещения аппарата и при дозвуковых скоростях имеет вид расширяющегося насадка. В диффузоре воздух приобретает повышенное давление и поступает в камеру сгорания, куда непрерывно вводится горючее, сгорающее в атмосфере сжатого воздуха и повышающее его внутреннюю энергию. Продукты сгорания выходят наружу через суживающийся насадок (конфузор) со скоростью, превышающей скорость окружающего воздушного потока, и вследствие этого создают тягу, вызывающую перемещение аппарата в воздухе. Теория подобного воздушно-реактивного двигателя непрерывного действия, обстоятельно разработанная Стечкиным, Крокко, Руа и другими, показала, что к. п. д. цикла, происходящего в подобном аппарате (цикла Брайтона), зависит, главным образом, от осуществляемого в диффузоре эффективного перепада давления, который в свою очередь при заданном к. п. д. диффузора зависит от скорости перемещения аппарата, резко возрастая с возрастанием последнего. Идеи Лорэна получили в конструкции туннельных радиаторов частичное осуществление. Англичанин Мередит, работая над туннельными радиаторами, обратил внимание на то, что радиатор, расположенный в туннеле между диффузором и конфузором и отдающий тепло воздушному потоку, представляет собой в сущности не что иное, как реактивный двигатель. Прирост энергии воздуха в результате нагрева при прохождении через соты радиатора не только уменьшает потерю на трение в канале и сотах, но может при известных обстоятельствах полностью компенсировать эту потерю и даже создать тягу, превратив подобный радиатор в тело с "отрицательным аэродинамическим сопротивлением". Опыт показывает, что тепло, отдаваемое радиатором, эквивалентное б Фиг. 376. Схема реактивного выхлопа с охлаждением патрубков встречным воздухом. а-контур фюзеляжа, 6-выхлопной коллектор, в-охлаждающий кожух, г-вход воздуха в охлаждающий кожух, д~реактивные патрубки. 50-60% эффективной мощности двигателя, в обычных условиях все же не компенсирует сопротивления туннельной установки в целом. Если подвергнуть такому же циклу тепло выхлопа, эквивалентное 200-250% эффективной мощности двигателя, то даже при скоростях 500-550 км/час можно получить ощутимый выигрыш в тяге, сопровождающийся повышением скорости самолета на 30-50 км]час. Используя бесполезно теряющееся 84 в обычных условиях тепло выхлопа, а также способствуя достижению горючих компонентов продуктов сгорания, это устройство не только повышает эффективную тяговую мощность двигателя, но и улучшает теплоиспользование и снижает удельный расход горючего. В настоящее время применяют наиболее простое решение: выхлопные патрубки направляют в сторону, противоположную направлению полета, и придают им суживающуюся форму (фиг. 376), повышая скорость выхода продуктов сгорания до величины, обеспечивающей создание тяги (реактивный выхлоп). Система: "воздухозаборный патрубок - цилиндры двигателя - реактивные патрубки" вполне тождественна схеме воздушно-реактивного двигателя с тем отличием, что воздух перед сообщением тепла сжимается не только динамически, но и механически - поршнями двигателя - и что наиболее значительная доля тепла, вводимого с топливом в процесс, преобразуется в энергию тяги механической системой: "кривошипно-шатунный механизм - винт", и лишь незначительная доля - при помощи реакции газовой струи. Отношение обоих доль легко регулировать изменением скорости выхлопа; с увеличением скорости выхлопа реактивная тяга увеличивается, но одновременно уменьшается тяга винта в результате увеличения противодавления на выхлопе мотора. Для каждой скорости полета можно найти оптимальную скорость выхлопа [43], при которой сумма обеих доль полезно использованного тепла максимальна. Так как к. п. д. воздушно-реактивного аппарата пропорционален квадрату скорости полета, а к. п. д. винта обнаруживает тенденцию к понижению с возрастанием скорости полета, то по мере увеличения скорости полета становится все более выгодным усиливать реактивную тягу, поступаясь тягой винта и все более приближая систему к схеме чистого реактивного двигателя. Реактивные патрубки сейчас установлены на всех наиболее быстроходных самолетах. Скоростной наддув Повышением тяговой мощности двигателя не исчерпываются выгоды, которые можно извлечь из скоростного полета. Повышенный скоростной напор встречной воздушной струи может быть легко использован для увеличения давления перед карбюратором и для увеличения высотности двигателя. Скоростной наддув, как назвали этот способ повышения давления на всасывании, появился почти сам собой. Отверстия воздухозаборных патрубков всегда выводятся навстречу воздушному потоку. При испытании скоростных самолетов с нагнетательными моторами было обнаружено заметное повышение расчетной высоты по сравнению с тихоходными самолетами с теми же моторами. Оказалось, что часть скоростной энергии воздуха у входа в воздухозаборный патрубок превращалась в энергию давления, обеспечивающую дополнительный наддув. После этого оставалось только придать воздухозаборному патрубку рациональный профиль для того, чтобы свести к минимуму потери при преобразовании кинетической энергии. С увеличением скорости полета скоростной наддув начинает играть очень заметную роль. При скорости полета 650 км/час скоростной наддув увеличивает высотность мотора примерно на 1500 м. Охлаждение при высоких скоростях полета Открывая неизвестные до сих пор источники повышения мощности, экономичности и высотности мотора, скоростной полет вместе с тем несет с собой ряд затруднений. О главнейшем затруднении - возрастании воздушного сопротивления моторной установки с повышением скорости полета - мы уже говорили. Высокая скорость полета, кроме того, ухудшает охлаждение двигателей. Частицы воздуха, обтекающие твердую поверхность, в пограничном слое затормаживаются, почти полностью останавливаясь у поверхности; при этом кинетическая энергия частиц воздуха адиабатически превращается в тепло, повышающее температуру пограничного слоя. Пока кинетическая энергия частиц воздуха невелика, повышение температуры незначительно. 85 Однако, начиная уже со скоростей 500-550 км [час, температура адиабатического торможения, возрастающая пропорционально квадрату скорости, приобретает довольно значительную величину и заметно уменьшает эффективную разность температур между охлаждаемой поверхностью и воздухом. При скорости 550 км/час температура адиабатического торможения достигает примерно 10°, при скорости 720 км/час она возрастает до 20°. Если разность температур охлаждаемого тела и воздуха невелика, как например, при водяном охлаждении летом на уровне земли, то подобное повышение температуры значительно ухудшает охлаждение. При температуре радиатора 70° и средней температуре воздуха в сотах радиатора 30° температура адиабатического торможения снижает эффективный перепад с 70 - 30 =40° до 70 - (30 +20) = 20°, т. е. вдвое. Это требует увеличения на такую же величину поверхности радиатора. Устранить нагревание поверхности уменьшением скорости воздушного потока, например при помощи диффузора, разумеется, невозможно по той причине, что температура адиабатического торможения совершенно не зависит от того, где останавливается воздух - в диффузоре или в пограничном слое. На охлаждение двигателей воздушного охлаждения с их высоким температурным перепадом между стенками и воздухом адиабатическое торможение влияет мало. Воздушное и жидкостное охлаждение Применение туннельных радиаторов обеспечило резкое повышение скоростей полета и внесло весьма существенные изменения в тенденции моторостроения. До появления туннельных радиаторов двигатели воздушного охлаждения медленно, но неуклонно вытесняли двигатели жидкостного охлаждения во всех категориях мощностей, вплоть до самых больших, и на всех классах самолетов, вплоть до самых быстроходных. Не говоря уже о Соединенных штатах, где двигатели воздушного охлаждения заняли совершенно монопольное положение, они1 завоевали сильные позиции и в европейских странах. Достаточно указать на следующий характерный факт. При разработке в 1934 г. плана мобилизации английской авиамоторостроительной промышленности на случай войны -известного "плана смежников" (Shadow-scheme)- в качестве главного объекта производства по единодушному требованию самолетных конструкторов был избран двигатель воздушного охлаждения Бристоль "Меркур", а в дополнение к нему - двигатель Бристоль "Пегас", также воздушного охлаждения. Страна, первая отказавшаяся от двигателей жидкостного охлаждения, стала ареной их эффектного возрождения. Американская фирма Аллисон, в течение долгого времени исподволь работавшая над V-образным 12-цилиндровым двигателем гликолевого охлаждения, в 1938 г. довела его до вполне работоспособного состояния. Первые полеты на этом моторе с туннельными радиаторами показали исключительную эффективность схемы туннельного охлаждения. Под новый мотор была немедленно запроектирована целая группа скоростных самолетов, среди которых наиболее удачными оказались истребители Кертис Р-37 и Х-Р40, Белл "Эракуда", Локхид ХР-38 и ХР-39. Опубликование в первой половине 1939 г. данных этих самолетов произвело впечатление разорвавшейся бомбы. Максимальная скорость этих самолетов на высоте 5000-6000 м оказалась равной примерно 650 км/час, т. е.. на 100-150 км/час превышала максимальную скорость лучших европейских истребителей того времени. Самое же интересное, пожалуй, заключалось в следующем. Американские конструкторы в один голос заявили, что нечего и думать достичь таких высоких скоростей с современными двигателями воздушного охлаждения. Значит ли это, что старая, как само моторостроение, тяжба между двигателями жидкостного и воздушного охлаждения завершается окончательной победой первых? Выводить такое заключение было бы крайне близоруким. Последовательное применение принципа туннельного охлаждения к двигателям воздушного 86 охлаждения, включая и использование энергии выхлопа, дает эффект не меньший, а больший, чем у двигателей жидкостного охлаждения, по той причине, что температура оребрения цилиндров двигателей воздушного охлаждения значительно больше температуры радиаторов жидкостного охлаждения, вследствие чего при одинаковой скорости обдува теплорассеивающая поверхность а, следовательно, и затрата мощности на охлаждение у первых может быть значительно меньше, чем у вторых. Подсчет показывает, что двигатели воздушного охлаждения с этой стороны настолько же выгоднее двигателей гликоле-вого охлаждения, насколько последние выгоднее двигателей водяного охлаждения. Правда, этот путь требует увеличения поверхности охлаждающих *ребер,- - поверхности, которая по распространенному мнению близка к пределу возможного. Что это мнение не обосновано, показывают, например, недавние работы NACA над цилиндрами воздушного охлаждения. Отказавшись от обычных способов изготовления ребер отливкой или фрезерованием, работники NACA крепят к головке ребра из листового металла на расстоянии около 2 мм друг от друга (фиг. 262а, стр. 332). Поверхность оребрения таких цилиндров примерно в шесть раз больше, чем у цилиндров обычной конструкции. Это позволяет очень сильно уменьшить скорость обдува и сократить потери собственно на охлаждение. Остается устранить паразитные потери - на интерференцию, внешнее трение, удары на входе в капот и т. д. Эта задача будет решена применением удлиненных валов, многЪцилиндровых двигателей воздушного охлаждения, в виде многорядных (четырех- или шестирядных) звезд с габаритом, не превышающим габарита равномощных двигателей жидкостного охлаждения. Малые размеры этих двигателей позволяют придать фюзеляжу самолета наиболее выгодную с аэродинамической точки зрения сигарообразную форму и сократить до минимума потери на интерференцию и внешние потери. Уже сейчас в технике капотирования двигателей воздушного охлаждения наблюдаются решительные сдвиги. Двигатели полностью заключают в капоты. Воздух подводят к цилиндрам двигателя через выдвижной воздухозаборный патрубок, расположенный в нижней части капота, или через узкую кольцевую щель .вокруг обтекателя втулки винта. Аэродинамически такая моторная установка ничем не отличается от установки двигателей жидкостного охлаждения: тот же малый мидель, тот же заостренный носок. Скорость самолетов с такими моторами (например истребитель Вэлти "Вэнгард", двигатель "Дабл Уосп" с удлиненным носком) вплотную приближается к скорвьсти наилучших самолетов с двигателями жидкостного охлаждения. Если принять во внимание общеизвестные преимущества двигателей воздушного охлаждения: большую, чем у двигателей жидкостного охлаждения "живучесть" при пулевых попаданиях, малый вес моторной установки, про-'Стоту и надежность эксплоатации и т. д., то станет ясным, что двигатели воздушного охлаждения далеко еще не сказали последнего слова. Скорее всего двигатели жидкостного и воздушного охлаждения будут существовать параллельно друг другу. Каждый из этих типов найдет свою область применения. Двигатель жидкостного охлаждения при всех условиях сохранит свое преимущество, заключающееся в возможности его охлаждения на очень больших высотах. Двигатели жидкостного охлаждения будут применяться, главным образом, для средних и тяжелых скоростных самолетов и для субстратосферных полет.ов. Малогабаритные же двигатели воздушного охлаждения найдут широкое применение для наиболее легких и быстроходных истребительных самолетов. 87 Литература Nutt A., Europian Aviation Engines, "Jl SAE", 1937, y. 41, No. 1. Precoul M., Les moteurs d'aviation modernes, "Gen. Civ.", 1937, 24/VII, n° 4-5. Wilkinson P. H., Military Aircraft Engines in Germany, "Av". (N. Y.), 1938, v. 37, No. 5. 4. И H б e p П. М., Авиация и авиапромышленность капиталистических стран, "План. Хоз-во", 1938, № 4. 5. ВелижевА. А., Авиапромышленность США, Англии и Франции, ОНТИ, 1934. 6. В е л и ж е в А. А., Авиапромышленность Германии, Италии, Японии, Польши и других капиталистических стран, ОНТИ, 1937. 7. ВелижевА. А., Британское авиационное моторостроение, Оборонгиз, 1939. 8. В a n k s F. В., Some Problems of Modern High-Duty Aero-Engines and Their Fuels, "Jl. Inst. Petr. Techn.", 1937, v. 23, No. 160. 9. R о u g e r о n C., Quel sera le moteur d'avion de demain? "Sc. et la Vie.", 1938, IX. 10. G о s s 1 a u F., Flugmotoren, Stand u. kunftige Entwicklung, "Z. VDI", 1938, 19/111, Bd 82, Nr. 12- . 11. V о h r e r E., Der Weg zum Hochleistungflugmotoren, "Luftwiss.", 1938, X, Bd 5, Nr. 10. 12. Т а у 1 о г С., Next Five Jears in Spark-Ignition Aviation Engines, "Jl Aer. Sc", 1937, v. 4, No- 3. 13. Anastasi, Motori d'alta quota: meccanica e raffredamento, "L'Aerotecnica", 1935, v. XV, n. 9-10. 14. V e r d u r a n d, Etude du function, en tant que moteur a reaction, du capotage de deflecteurs d'un moteur, refroidi par Pair. "L'Aer.", 1938, V, n° 228. 15. S у 1 v e s t r e, Les recents perfectionnements de refroidissernent par liquide, "L'Air"r 1938, 20/IV, № n° 443. 16. Knott E., Multi-Stage Boost Controls, "Flight", 1937, 30/IX, v. XXXII. 17. Mead G., Aircraft Powerplant Trends, "Jl SAE", 1937, v. 41, No. 4. 18. Loist K., Probleme des Abgasturbinenbaues, "Luftfahrtforsch.", 1938, 10/X, Bd 15, Nr. 10-11. 19. О p л о в П. И., О моторных установках при высоких скоростях полета, "ТВФ", 1937, № 1. 20. Орлов П. И., Жидкостное охлаждение моторов на большой высоте, "ТВФ", 1936, № 12. 21. Орлов П. И., Моторы воздушного охлаждения в скоростной и высотной авиации, "ТВФ", 1937, № 7. 22. BreguetL. et DevilliersR., La technique des radiateurs carenes, "La Sc_ Aer.", 1938. 23. M e r e d i t h T. W., Cooling of Aircraft Engines, ARC R. M- No- 1683, 1935. 24. Woo d, Liquid-cooled Aero-Engine, "Jl SAE", 1936, No. 7. 25. S h e у a. R о 1 1 i n, The Effect of Increases of Carburetor Pressure on Engine Per- formance at Several Compession Ratios, Rep. NACA, No. 404, 1931. 26. Young, Air-cooled Radial Aircraft Engine Performance Possibilities^ Jl SAE", 1936, No-6. 27. H i v e s E. W. a. S m i t h F. L., High-Output Aircraft Engine, Pap., Pres. at the- SAE World Aut. Eng. Congr., 25/V, 1937. 28. Lehr G., Architecture et metallurgie du moteur d'aviation, "Journees Techn. Int. de 1'Aer.", 1936, 23-27/XI. 1936, Paris. 29. Taylor E. S., Design Limitations of Aircraft Engines, SAE Meet., June 17-22, 1934. 30. Т а у 1 о г E. S., Propeller Limitations on Aircraft Engine Design, "Jl Aer. Sc.", 1935,. v. 2, No. 4. 31. The Compression-Ignition Engine for Aircraft, "Oil Engine", 1937, v. 4, No. 47. 32. The Compression-Ignition Aero-Engines, "Eng-r", 1937, CLXIII, No. 4235. 33. T h i e m a n n A. E., Der gegenwartige Stand der Dieselflugmotoren, "ATZ", 1938,, 40/IX, Nr. 21- 34. Keuloyan L., Quelques Notes sur les resultats, obtenus a ce jour avec le moteur a huile lourde pour avions, "L'Aer.", 1938, VI, n° 229. 35. KeuloyanL., Sleeve-Valve Aero-Engine, "Mach-y" (L), 1939, 16/11, No. 375. 36. F e d d e n A. H. R., The Development of the Monosleeve-Valve for Aero-Engines^ "Jl Inst. Aut. Eng.", 1939, v. VII, No. 5. 37. В i e d e 1, Drehschiebergesteuerte Verbrennungkraftmaschinen, "ATZ", 1938, Bd.41, Nr. 13. 38. Ensor G., The Single-Sleeve Valve, "Aut. Eng-r", 1928, v. XVIII, No. 239-241. 39. Bristol Sleeve-Valve Engines, "Aircr. Eng-g," 1937, v. VIII-IX, No. 102- 40. Progress with Bristol Sleeve-Valve Engines, "Bristol Review*, 1935, No. 11. 41. П о л и к о в с к и и В. И., Фролов Ф. С., Королев П. П., Высотные характеристики авиационных моторов в условиях полета, Труды ЦАГИ, №347, 1938. 42. П о л и к о в с к и и В. И., Кочетков В. А., К н и п с А. Е., Исследование скоростного наддува авиационных моторов в полете, Труды ЦАГИ, № 376, 1939. 43. П о л и к о в с к и и В. И., Определение оптимальной скорости выхода выхлопных газов для скоростного самолета, Труды ЦАГИ, № 430, 1939. " 44. Hives E. W., Smith F. L., High-Output Aircraft Engines, "Jl SAE", March 1940, vol. 46, No. 3. III. АВИАЦИОННЫЕ ДВИГАТЕЛИ. ОСНОВНЫЕ ПОНЯТИЯ. ТЕРМИНОЛОГИЯ Авиационные двигатели представляют собой разновидность поршневых двигателей внутреннего сгорания. Источником энергии у двигателей этого рода является тепло, заключенное в топливе и освобождающееся при сгорании топлива. Топливо вводится вместе с необходимым для его сгорания воздухом в цилиндр двигателя, снабженный подвижным поршнем, который сочленен при помощи шатуна с кривошипом (мотылем) коленчатого вала (фиг. 38). Посредством шатунно-кривошипного механизма прямолинейное движение поршня в цилиндре преобразуется во вращательное движение коленчатого вала. Коленчатый вал, вращаясь, в свою очередь заставляет поршень передвигаться в цилиндре поступательно-возвратно между двумя крайними положениями, одно из которых, наиболее удаленное от оси коленчатого вала, называется верхней мертвой точкой (сокращенно ВМТ), а второе - наиболее близкое к коленчатому валу, называется нижней мертвой точкой (сокращенно НМТ) (фиг. 38). Расстояние, проходимое поршнем при движении между мертвыми точками, называется ходом поршня и обозначается знаком S. Ход поршня равен двойному радиусу кривошипа 8 - 2R. Ход совершается при повороте кривошипа на 180°. За один полный оборот кривошипа поршень делает два хода. Для наиболее эффективного использования тепла, заключенного в топливе, воздух перед сгоранием топлива должен быть сжат. Воздух сжимается ходом поршня от НМТ к ВМТ. Сгорание происходит около ВМТ. Тепло, выделяющееся при сгорании, повышает температуру и давление в цилиндре. Под действием повышенного давления поршень Фиг. 38. Схема кривошип-но-шатунного механизма. перемещается в цилиндре, вращая коленчатый вал и передавая ему работу расширения газообразных продуктов сгорания. Превращение тепла в механическую работу в цилиндре поршневого двигателя представляет собой периодический процесс, в противоположность, например турбинным двигателям, у которых тепло превращается в работу непрерывно. Топливо вводится в цилиндр отдельными порциями. После использования тепловой энергии одной порции двигатель совершает ряд вспомогательных операций, имеющих целью подготовить использование следующей порции топлива. Эти операции заключаются в очистке цилиндра от газообразных продуктов сгорания, отдавших свою энергию коленчатому валу двигателя, во введении в цилиндр свежего воздуха и новой порции топлива и в сжатии воздуха перед сгоранием этой порции топлива. Совокупность всех операций, представляющих собой замкнутый круговой процесс, по завершении которого начинается следующий процесс, аналогичный 89 предыдущему, называется рабочим циклом или рабочим процессом двигателя. Часть рабочего процесса, приходящаяся на один ход поршня, называется тактом. Двигатели, у которых полный рабочий процесс завершается в течение четырех ходов поршня или в течение двух оборотов коленчатого вала, называются четырехтактными. Двухтактными называются двигатели, у которых рабочий цикл завершается в течение двух ходов поршня или в течение одного оборота коленчатого вала. ДВИГАТЕЛИ ЛЕГКОГО И ТЯЖЕЛОГО ТОПЛИВА По характеру рабочего процесса двигатели внутреннего сгорания разделяются на две группы. У одних двигателей топливо поступает в цилиндр вместе со свежим воздухом в парообразном или тонко распыленном состоянии в виде топливо-воздушной смеси, приготовляемой обычно в особом приборе, называемом карбюратором. Топливо-воздушная смесь сжимается поршнем, около ВМТ поджигается при помощи электрической искры и сгорает в очень короткий промежуток времени. Двигатели этого типа работают на легко испаряющихся и образующих с воздухом горючую смесь легких погонах нефти, вроде бензина, или на иных летучих углеводородных топливах, и потому часто называются двигателями легкого топлива, или бензиновыми двигателями. По способу приготовления топливо-воздушной смеси их называют карбюраторными двигателями, по способу воспламенения топлива- двигателями <з электрическим запалом. Так как рабочий цикл этих двигателей благодаря быстрому сгоранию топлива ближе всего подходит к идеальному циклу Отто, в котором сообщение тепла происходит мгновенно, при неизменном объеме, то их иногда называют двигателями, работающими по циклу Отто, двигателями со сгоранием при постоянном объеме или, наконец, двигателями быстрого сгорания. У двигателей второй группы в цилиндр вводится не топливо-воздушная смесь, а чистый воздух, который сильно сжимается, приобретая вследствие сжатия высокую температуру. У ВМТ в цилиндр впрыскивается жидкое топливо, которое, попадая в среду нагретого сжатием воздуха, самовоспламеняется и сгорает. Благодаря более высокой температуре среды, в которой происходит сгорание, двигатели этого типа могут работать на значительно менее летучих топливах, чем первые, и часто называются поэтому двигателями тяжелого топлива. Название нефтяные двигатели, привившееся для стационарных двигателей этого типа, в авиации неприменимо, так как авиационные двигатели этого типа работают на сравнительно легких погонах нефти, вроде лигроинов и соляровых масел. По способу зажигания топлива эти двигатели называют двигателями с воспламенением от сжатия, по способу введения горючего - двигателями со впрыском топлива. У стационарных двигателей этого рода, являющихся родоначальниками авиационных двигателей, рабочий процесс близок к идеальному циклу Дизеля с постепенным сообщением тепла при постоянном давлении, что дает повод иногда называть авиационные двигатели этого типа авиационными дизелями, или двигателями со сгоранием при постоянном объеме, или, наконец, двигателями с медленным сгоранием. У авиационных двигателей с воспламенением от сжатия рабочий процесс приближается к смешанному циклу Саббатэ, в котором тепло сообщается отчасти при постоянном объеме, отчасти при постоянном давлении, а у наиболее быстроходных двигателей рабочий процесс напоминает идеальный цикл Отто. Наиболее рационально разделение двигателей по способу зажигания на двигатели с электрическим запалом и на двигатели с воспламенением от сжатия или по роду применяемого топлива - на двигатели легкого и тяжелого топлива. Первой классификацией охотно пользуются за границей, например, в Англии и США. У нас преимущественно пользуются второй классификацией, которая обладает тем достоинством, что выразительнее характеризует эксплоа-тационные особенности обоих типов двигателей. Эту классификацию мы и будем применять, называя карбюраторные двигатели с электрическим запалом 90 двигателями легкого топлива, а двигатели со впрыском горючего и с воспламенением от сжатия - двигателями тяжелого топлива. Подавляющее большинство находящихся в эксплоатации авиационных двигателей является четырехтактными двигателями легкого топлива. Этим двигателям и посвящена основная часть настоящего курса. КЛАССИФИКАЦИЯ ДВИГАТЕЛЕЙ ПО СПОСОБУ ОХЛАЖДЕНИЯ При сгорании топлива в цилиндре выделяется большое количество тепла, которое нагревает стенки цилиндра и поршня. Во избежание чрезмерного повышения температуры этих деталей двигатель охлаждают. По способу охлаждения двигатели разделяются на две основные категории - двигатели жидкостного ивоздушного охлаждения. В первом случае цилиндр двигателя окружается рубашкой, в которой циркулирует вода или иная охлаждающая жидкость, например, этилен-гликоль. Тепло, отнятое охлаждающей жидкостью от стенок цилиндра, отдается встречному воздушному потоку при помощи охладительного аппарата-радиатора. При воздушном охлаждении наружная поверхность цилиндра снабжается ребрами и подвергается обдуву встречным воздушным потоком. В противоположность жидкостному охлаждению, при котором передача тепла окружающему воздуху происходит через посредство промежуточной жидкости, воздушное охлаждение можно назвать непосредственным или прямым охлаждением. Иногда наиболее нагретую верхнюю часть цилиндра (головка) охлаждают жидкостью, а относительно более холодный стакан цилиндра - воздушным потоком. Эта система охлаждения называется смешанной. РАБОЧИЙ ОБЪЕМ. СТЕПЕНЬ СЖАТИЯ- СРЕДНЯЯ СКОРОСТЬ ПОРШНЯ На фиг. 39 изображен цилиндр четырехтактного двигателя легкого топлива. Объем, описываемый поршнем при движении от ВМТ к НМТ и, наоборот, называется ра б о ч им объемом цилиндра и обозначается символом г*/г. Ра- " г "-D* с< оочий объем равен произведению площади поршня -т- на ход поршня о: о vh = - S . Совокупность величин S, D, определяющих рабочий объем цилиндра, •часто называют размерностью двигателя . Рабочий объем двигателя Vh равен сумме рабочих объемов его цилиндров: где г - число цилиндров двигателя. Чаще всего рабочий объем измеряется в литрах и называется в таком случае литраже м. Пространство цилиндра, ограничиваемое поршнем при его положении в ВМТ, называется камерой •сжатия или камерой сгорания и обозначается символом vc. Отношение Vh + Ус '__ A I Vh VC ~ ^ 1)с' играющее очень большую роль в теории двигателя внутреннего сгорания, называется степенью сжатияи обозначается символом г. Чем выше степень сжатия, тем лучше теплоиспользование в двигателе и тем экономичнее работает двигатель. У современных авиационных двигателей степень сжатия колеблется в пределах 5,5 - 8,5. Одной из главных характеристик двигателя является средняя скорость поршня. Если двигатель делает п об/мин или ^ об/сек, то каждый оборот аа- АО вершается в - сек. Так как за каждый оборот поршень делает два хода, то 97 Фиг. 39. Схема цилиндра двигателя внутреннего сгорания. 92 30 продолжительность одного хода в два раза меньше и равна - сек. Средней и скоростью поршня называется частное от деления хода поршня S на продолжи- 30 тельность хода -. Эта величина обозначается символом vp и выражается обычно- в ж/сек: п V MJC6K = Sn Фиг. 40. Средняя скорость поршня и/> двигателей выпуска 1937-1939 гг. Величина средней скорости поршня играет очень большую роль в теории конструирования авиационных двигателей. Для геометрически подобных двигателей величина vp определяет динамическую нагрузку деталей двигателя, наполнение цилиндров и работу трения поршней и подшипников (см. об этом подробнее разд. IV). Фиг. 41. Отношение SfD двигателей выпуска 1937-1939 гг. На фиг. 40 изображена по литражу моторов средняя скорость поршня (на номинальном режиме) авиационных двигателей выпуска 1937-1939 гг., отдельно для форсированных наддувом и оборотами редукторных двигателей (черные точки) и для маломощных безредукторных двигателей. Для первых средняя скорость поршня довольно постоянна и колеблется в пределах 10- 14,7 м/сек, в среднем будучи равна 12,3 м[сек. Для вторых средняя скорость поршня заключена в пределах 6,7-11,6 м/сек и в среднем равна 9 м/сек. Другой основной характеристикой двигателя является отношение хода к диаметру ^ = 8/0. Фиг. 41 изображает по литражу моторов отношение "S'//> у двигателей выпуска 1937-1939 гг. Как видно, оно колеблется в довольно узких пределах, начиная от 0,88 и кончая 1,33. Среднее значение SJD у двигателей 1937-1939 гг. 1,1. Двигатели с Sj'D < 1 называют короткоход- 93 ными двигателями, с SfD > 1 - длинноходными; двигатели с S/D - 1 иногда называют "квадратными". Уменьшение отношения SJD благоприятно действует на динамику двигателя и позволяет при прочих равных условиях повысить число оборотов без увеличения динамических нагрузок и скорости смеси в клапанах. Короткоходные двигатели обладают меньшими попе речными габаритами. Недостатками малого S/D является утяжеление двигателя, возрастание его длины и плоская форма камеры сгорания, ухудшающая теплоиспользование в двигателе. Наполнение цилиндра (или весовой заряд цилиндра) зависит от величины гидравлических сопротивлений во всасывающей системе. Величина последних определяется конфигурацией всасывающих каналов, плотностью смеси и в сильной степени - скоростью движения топливо-воздушной смеси. Величину гидравлических потерь часто характеризуют условной величиной средней скорости смеси VCM в горловине (т. е. в самом узком сечении) всасывающего канала (фиг. 42), определяемой из условия неразрывности потока~ Fvp = ifvCM, откуда F Vp/D\* --- л-, _____ ---• -К /____I м ~ЪР ,i ~ i\d J ' (la) где vp -• средняя скорость поршня в м/сек', F и D - площадь и диаметр поршня; f и d - площадь сечения и диаметр горловины всасывающего канала (наименьший диаметр головки клапана, фиг. 42); г - число всасывающих клапанов на цилиндр. 'Средняя скорость смеси у современных двигателей со всасыванием из атмосферы составляет 45-55 м/сек. Превышение этой величины сильно увеличивает гидравлические сопротивления и ухудшает наполнение цилиндра, в результате чего страдаег мощность двигателя. У двигателей с наддувом средняя скорость смеси достигает 60-90 м/сек. ОРГАНЫ РАСПРЕДЕЛЕНИЯ. ФАЗЫ РАСПРЕДЕЛЕНИЯ Открытие и закрытие всасывающих и выхлопных клапанов строго согласовано с перемещением: поршня. Движением клапанов управляет распределительный механизм двигателя, называемый иногда сокращенно распределение м1. Фазами распределения называется продолжительность открытия (подъема) клапанов в градусах поворота коленчатого вала и расположение начальной и конечной точки подъема относительно ВМТ и нмт. Наиболее выгодные фазы распределения зависят от конструктивных особенностей, главным образом от быстроходности двигателя. Опытом найдено, что наполнение цилиндра улучшается, если всасывающий клапан открывается до ВМТ за 10-20° поворота коленчатого вала, с некоторым предварением. Закрывать всасывающий клапан выгоднее не в НМТ, а спустя 30-60° поворота коленчатого вала, с некоторым запаздыванием после НМТ. Для наиболее полной очистки цилиндра от продуктов сгорания выхлопной клапан выгодно открывать с предварением 50-70° перед НМТ и закрывать с запаздыванием 10-25° после ВМТ. Наибольшее влияние на наполнение цилиндра оказывают угол запаздывания закрытия всасывающего клапана и угол Фиг. 42. К определению средней скорости смеси в горловине клапана. 1 Часто термин распределение толкуют шире, как совокупность операций газонаполнения и газоудаления со всеми характерными для данного двигателя особенностями. 94 предварения открытия выхлопного клапана. Чем быстроходнее двигатель, тем, вообще говоря, большую величину придают этим углам. На фиг. 43 изображены диаграммы распределения некоторых авиационных двигателей. УСТРОЙСТВО ЧЕТЫРЕХТАКТНОГО ДВИГАТЕЛЯ ЛЕГКОГО ТОПЛИВА На фиг. 44 схематически изображено устройство четырехтактного двигателя легкого топлива с жидкостным охлаждением. В цилиндре 1 поступательно-возвратно движется поршень 2, соединенный шатуном 3 с коленчатым валом двигателя 4. В цилиндре различают стакан (или гильзу) <5, направляющий движение поршня, и головку 6, в которой расположены камеры сгорания, всасывающие 28 и выхлопные 52 окна и каналы (или патрубки). На головке монтирован механизм привода клапанов. Внутренняя, тщательно обработанная поверхность стакана называется "зеркалом" цилиндра. Верхняя часть поршня, обращенная к камере сгорания, называется днищем поршня. Цилиндрическая часть по ршня, служащая для направления движения поршня в цилиндре, называется юбкой. В цилиндрической части поршня проточено несколько канавок, вкоторые вставлены разрезные пружинящие кольца, так называемые поршневые кольца-Верхние кольца (обычно три или четыре) служат для уплотнения пространства сжатия и называются газовыми или компрессионными (реже обтюраторными) кольцами. В нижней части юбки установлены кольца 8 (обычно одно или два), предупреждающие проникание масла со стенок цилиндра в пространство сжатия и называемые маслосбороч-ными, маслообтирочными или масляными кольцами. В дальнейшем изложении мы будем называть первые-г а з о в ы м и, а вторые-м асляными поршневыми 95 Раит. Циклон" Рено 12Р01 Бристоль "Мерку р" Фиг. 43. Диаграммы распределения авиационных двигателей. Белая полоса-всасывание, заштрихованная-сжатие, черная-расширение, покрытая точками-еыослоп. Фиг. 44. Схема устройства авиационного двигателя легкого топлива. 96 кольцами. Шатун сочленен с поршнем при помощи поршневого пальца 9, пропущенного сквозь малую (поршневую) головку шатуна. Большая (кривошипная или мотылевая) головка шатуна обнимает шатунную шейку коленчатого вала. Цилиндр монтируется на картере двигателя 10, 11, несущем коренные подшипники 12 коленчатого вала. Картер состоит из двух частей - главного картера 10 и крышки картера 11. Картер крепится на моторной раме самолета. Коленчатый вал при помощи шестерен 13 и 14 приводит вертикальный валик 15, который через пару конических шестерен 16 и 17 вращает распределительный (или кулачковый) валик 18 с числом оборотов в два раза меньшим числа оборотов коленчатого вала. При вращении валика кулачки 19 набегают на ролики коромысел 20, заставляя противоположные концы коромысла с ударниками 21 открывать всасывающий и выхлопной клапаны 22 и 23. Как только кулачки минуют ролик, клапаны под действием клапанных пружин 24, садятся своими головками обратно на клапанные седла. Шток клапана движется в клапанных направляющих 25. Топливо-воздушная смесь подготовляется в карбюраторе 26, соединенном всасывающим трубопроводом 27 (смесепроводом) со всасывающими каналами 28 двигателя. Топливо подводится в карбюратор из бака по топливопроводу 29 при помощи одного или (для увеличения надежности системы питания) двух независимых топливных насосов. Из топливопровода топливо поступает в поплавковую камеру (камеру постоянного уровня) 30, в которой поддерживается постоянный уровень топлива при помощи поплавка 31, связанного с игольчатым клапаном 32, закрывающим по достижении заданного уровня отверстие топливопровода. Из поплавковой камеры топливо через калиброванное отверстие - жиклер -• поступает в распылитель 33, установленный в горловине диффузора 34, расположенного в смесепроводе. Диффузор представляет собой суживающийся-расширяющийся насадок типа Вентури. Поток воздуха, засасываемого в такте всасывания из окружающей атмосферы через воздухозаборный патрубок 35, проходя через суживающуюся часть диффузора, ускоряется, в силу чего в горловине диффузора устанавливается пониженное давление, под влиянием которого топливо из поплавковой камеры поступает через распылитель в смесительную камеру 36, где частично испаряется, смешивается с воздухом и в виде топливо-воздушной смеси поступает в цилиндр. Количество топливо-воздушной смеси, поступающей в цилиндр, а следовательно, и мощность двигателя, регулируется дроссельной заслонкой (часто называемой дросселем) 37, расположенной над смесительной камерой и соединенной тягами с рычагом газа (дроссельным рычагом) в кабине летчика. На носке коленчатого вала укреплена втулка воздушного винта 38. Воздушный винт изготавливается с деревянными или металлическими лопастями. Тяга винта воспринимается упорным шариковым подшипником 39, укрепленном в носке двигателя 40 и передающим тягу картеру двигателя, а через него - подмоторной раме и самолету. Хвостовик 41 коленчатого вала обычно используется для привода распределения и вспомогательных агрегатов. Смесь, сжатая в такте сжатия, воспламеняется электрической искрой, проскакивающей в нужный момент между электродами запальных свеч 42. Для повышения надежности зажигания и для ускорения процесса сгорания устанавливают по две свечи на цилиндр. Ток для искрообразования создается в магнето высокого напряжения 43, от которых по проводникам44 подводится к свечам. Для увеличения надежности действия авиационные двигатели снабжаются двумя независимыми магнето, каждое из которых может обеспечить работу двигателя при отказе другого. Трущиеся детали двигателя смазываются маслом. В авиационных двигателях применяется непрерывная принудительная циркуляционная система смазки с промежуточным охлаждением и фильтрацией отработавшего масла. Масло из масляного бака поступает в нагнетательную помпу 45, обычно шестеренчатого типа, и подается под высоким давлением (около 6-8 am} по напорной •Орлов-1071-7 97 магистрали 46 к подшипникам коленчатого вала и другим деталям, требующим обильной смазки. Детали, работающие в менее напряженных условиях, вроде кулачкового валика, смазываются по особой магистрали низкого давления (0,5-3 am). Стенки цилиндров и шестеренчатые передачи обычно смазываются разбрызгиванием. Смазав детали, масло стекает в маслоотстойник в нижнем картере, откуда откачивается отсасывающей масляной помпой 47 и подается через фильтр в масляный радиатор 48, где охлаждается, после чего снова направляется в масляный бак. Давление в масляной магистрали поддерживается на постоянном уровне при помощи редукционного клапана, перепускающего избыточное масло из магистрали. Часть масла из картера, несмотря на наличие масляных колец, проникает через поршневые кольца в камеру сгорания особенно в такте всасывания, когда в цилиндре господствует разрежение, и сгорает там во время вспышки и в такте расширения. Поэтому работающий двигатель непрерывно расходует масло. Убыль масла восйолняется из резервного отделения масляного бака. У двигателей жидкостного охлаждения стенки и головки цилиндров ок ,у-жают рубашками 49,. через которые прокачивается охлаждающая жидкость при помощи центробежного насоса 50, приводимого от коленчатого вала через шестерни 13 и 53 и вертикальный валик 54. Омыв горячие стенки цилиндра, охлаждающая жидкость направляется в радиатор 51, представляющий собой систему каналов с развитой поверхностью охлаждения. Радиатор охлаждается в полете встречным воздушным потоком, а при отрыве самолета - воздушным потоком винта, для чего радиатор обычно располагается в обдуве винта. Температура охлаждающей жидкости регулируется изменением количества воздуха, проходящего через радиатор, при помощи щитков, жалюзи, закрылков и т. д. Из радиатора охлаждающая жидкость направгияется в центробежную помпу, откуда снова поступает в систему охлаждения двигателя. Двигатель воздушного охлаждения заключают в капот, входное отверстие которого расположено в обдуве винта навстречу воздушному потоку. Выходное отверстие капота снабжают щитками, позволяющими регулировать скорость воздушного потока в капоте и температуру стенок двигателя. Воздушному потоку, обтекающему цилиндры, придают целесообразное направление при помощи дефлекторов - щитков, окружающих цилиндры. Сторона двигателя, на которой расположена втулка винта, называется передней стороной или "передком" двигателя, противоположная часть - задней стороной или "задком" двигателя. Порядковый счет цилиндров колен и опор коленчатого вала и т. д. принято вести от передка мотора. Направление вращения коленчатого вала, винта и расположение деталей двигателя принято определять, смотря на мотор сзади, или "со стороны летчика" (при обычном расположении мотора в головной части фюзеляжа). Двигателем правого вращения называется двигатель, коленчатый вал которого вращается по часовой стрелке, если смотреть "со стороны летчика". Двигателем левого вращения называется двигатель с противоположным направлением вращения. Аналогично определяется направление вращения ьинта у редукторных двигателей. Правой стороной мотора называется сторона, расположенная по правую руку наблюдателя, смотрящего с задка мотора, левой - по левую. Нагнетатель Падение мощности мотора на высоте (из-за уменьшения плотности воздуха) у современных авиационных моторов предупреждают при помощи воздушного компрессора - нагнетателя, устанавливаемого на всасывании двигателя (до или после карбюратора) и подающего в цилиндры двигателя топливо-воздушную смесь, сжатую до давления около 1 am или больше. Благодаря этому мощность мотора остается более или менее постоянной вплоть до высоты, на которой нагнетатель может еще поддерживать такое постоянное давление. Этот способ сохранения мощности мотора на высоте называется наддувом, а двигатели с нагнетателями иногда называются н а д д у-т ы м и, в противоположность двигателям без нагнетателей, называемых, 98 двигателями со всасыванием из ат м о сферы. Свойство мотора сохранять мощность на высоте называется высотностью; двигатели, обладающие этим свойством, называются высотными двигателями. Во избежание чрезмерного повышения давления во всасывающем трубопроводе, а следовательно и мощности мотора дроссельная заслонка наддутого двигателя прикрывается на земле и на малых высотах до установления во всасывающем трубопроводе определенного, установленного моторостроительным заводом давления, которое обозначается символом рк. С подъемом на высоту при неизменном положении дроссельной заслонки давление во всасывающем .трубопроводе падает; для поддержания постоянства рк дроссельную заслонку необходимо постепенно приоткрывать. Для того чтобы разгрузить летчика от постоянного манипулирования дросселем, эта функция возлагается на автоматический прибор, называемый регулятором постоянного давления во всасывающем трубопроводе (сокращенно РПД) или автомате м рк. На определенной высоте, называемой расчетной, дроссельная заслонка открывается полностью. При подъеме на высоту, превышающую расчетную, давление во всасывающем трубопроводе, а с ним и мощность мотора при полностью открытой дроссельной заслонке падают, так же как у невысотного двигателя. Подавляющее большинство современных нагнетателей принадлежат к числу центробежных компрессоров, приводимых через коробку передач от коленчатого вала мотора и называются приводными центробежными нагнетателями (сокращенно ПЦН). Иногда центробежный компрессор приводится в действие турбинкой, работающей на выхлопных газах двигателя. Нагнетатели этого типа называются турбокомпрессорами (сокращенно ТК). Редуктор Как известно из теории воздушных винтов, к. п. д. винта зависит от величины динамического шага ' I - v А - nD' где ч) - скорость самолета в м\сек\ п - число оборотов винта в сек.; I) - диаметр винта в м. Коэфициент полезного действия винта имеет максимальную величину при определенном значении X; при большем и меньшем значении X к. п. д. винта падает. Отсюда видно, что скорость самолета и число оборотов винта должны находиться в определенном соотношении, на величину которого можно, правда, влиять, меняя диаметр винта, но только в известных пределах, так как диаметр винта в свою очередь определяется требованием поглощения определенной мощности, условиями работы винта при отрыве и т. д. При современной неуклонной тенденции к повышению числа оборотов двигателя с целью увеличения его мощности, к. п. д. винта очень часто страдает в результате уменьшения динамического шага, особенно при постановке мотора на тихоходные транспортные самолеты. Поэтому сплошь и рядом оказывается выгодным приводить винт не от коленчатого вала, а через понижающую шестеренчатую передачу (редуктор), передаточное отношение которой (степень редукции) выбирается с тем расчетом, чтобы винт имел приблизительно максимальное значение при эксплоатационных скоростях самолетов, для которых предназначается мотор. Обычно степень редукции равна 0,5-0,75. Редукторы разделяются на два основных типа. Первый состоит из пары цилиндрических шестерен, одна из которых малая, или ведущая, укреплена на носке коленчатого вала двигателя, а другая, большая, или ведомая, соединена с валом винта, ось которого смещена по отношению оси двигателя. Редукторы этого типа называются редукторами со смещенными осями. Редукторы со смещенными осями, поднимая ось винта по отношению к оси мотора и приводя ее приблизительно в центр симметрии фюзеляжа, позво- 99 ляют улучшить аэродинамическую форму головной части фюзеляжа, улучшают капотаж и обзор летчика, допускают установку автоматической пушки, стреляющей через полый вал винта и позволяют увеличить диаметр винта, предельная величина которого определяется расстоянием между осью винта и землей при старте самолета. Редукторы этого типа применяются обычно у двигателей жидкостного охлаждения. Редукторы второго типа представляют собой передачу с планетарными или неподвижными шестернями, расположенными симметрично относительно осей коленчатого вала и винта, составляющих продолжение друг друга. Редукторы этого типа называются центральными, или соосными редукторам и. Они применяются почти исключительно .у звездообразных двигателей воздушного охлаждения, так как обеспечивают симметричное расположение цилиндров в обдувке винта, что важно для равномерного охлаждения последних. Агрегаты Помимо органов зажигания, редуктора и нагнетателя с автоматом рк, водяных, масляных и топливных помп, двигатель снабжают многочисленными вспомогательными механизмами, обслуживающими двигатель или самолет и обеспечивающими контроль над работой мотора. К числу этих агрегатов принадлежат генератор электрического тока, вакуумная помпа или компрессор для привода некоторых аэронавигационных приборов, масляная помпа для привода гидравлического механизма подъема шасси, компрессор для получения сжатого воздуха, применяемого в некоторых системах пуска мотора. Кроме того, двигатель снабжают приводами для синхронизатора пулеметов, тахометра, счетчика оборотов, а также ручного, электрического или инерционного самопуска. Для контроля над качеством смеси в полете служат бортовые газоанализаторы (алъфаметры). Иногда приборы, контролирующие состав смеси, включаются в конструкцию карбюратора и автоматически поддерживают необходимый при разных режимах состав смеси (автоматы качества смеси). Температура входящих и выходящих из мотора масла и охлаждающей жидкости измеряется дистанционными термометрами (аэротермометрами), температура стенок цилиндров воздушного охлаждения - термопарами, давление во всасывающем трубопроводе у двигателей с нагнетателем и давление в масляной магистрали измеряется манометрами. Двигатель обычно снабжается системой заливки цилиндров бензином с целью облегчения пуска и вспомогательной масляной магистралью для дополнительной смазки при пуске. Ввиду затруднительности расположения всех приводов на моторе в последнее время агрегаты, не требующие определенной кинематической связи с коленчатым валом двигателя, вроде генератора, воздушного компрессора, вакуум-помпы и т. д., часто выделяют в отдельную группу, приводимую от особой коробки передач, соединенной с двигателем карданным валом и расположенной в удобном месте на самолете. Винтомоторная установка 'У одномоторных самолетов двигатель устанавливается обычно в головной части фюзеляжа (фиг. 45, а), у многомоторных самолетов - на крыльях симметрично фюзеляжу (фиг. 45, б, б, г). У летающих лодок (беспоплавковых гидросамолетов) двигатели часто выносятся на верхнюю плоскость крыла и устанавливаются в особых гондолах, укрепленных на крыле стойками. Двигатели крепятся на самолете при помощи моторной рамы. Необходимыми составными частями винтомоторной установки являются радиатор и водопроводы (у двигателей водяного охлаждения), капот, выхлопные трубопроводы, топливные баки и топливопроводы, масляный бак, масляный радиатор и 700 маслопроводы, органы управления мотором - дроссельная тяга и рукоятка дросселя (рычаг газа), система управления зажиганием и пуском и органы а 6 Фиг. 45. Схема установки моторов на самолетах. контроля над работой \ мотора - тахометр,, термометры, манометры и т. д. Приборы контроля и управления сосредоточены на приборной доске в кабине летчика. Последняя отделена от мотора противопожарной перегородкой. МОЩНОСТЬ ДВИГАТЕЛЯ Эффективная мощность авиационного двигателя Ne затрачивается на вращение воздушного винта, при помощи которого крутящий момент на валу двигателя Мкр преобразуется восевую тягу Т, вызывающую перемещение самолета в воздухе. Все эти три величины связаны следующими соотношениями: __ -Мкр 75 75 • 3,6 т) (16) где .- угловая скорость [вращения коленчатого вала; v - скорость самолета в км/час-, ч}в •- коэфициент полезного действия воздушного винта. Полет требует постоянного маневрирования мощностью мотора. На отрыве и взлете мотор должен кратковременно (в течение 1/2-1 мин.) развивать наибольшую мощность, допускаемую условием надежной работы двигателя. Величина взлетной мощности влияет на длину разбега и размеры аэродрома, непосредственно определяет величину полезной нагрузки самолета, запас топлива, могущего быть взятым в полет, а следовательно, и радиус действия самолета. Величина взлетной мощности имеет особенно большое значение для тяжело груженых гидросамолетов, которые с трудом отрываются с поверхности воды в волновую погоду. Большая мощность на короткие промежутки времени требуется при максимальной горизонтальной скорости, при фигурных полетах, во время воздушного боя, при догоне неприятеля, при взлете скоростных самолетов на рабочую высоту и т. д. Этот режим называется режимом максимальной мощности. Полет на рабочей высоте часто требует длительной отдачи высокой мощности. На коммерческих воздушных линиях такая необходимость возникает, например, при неблагоприятных метеорологических условиях, когда самолет, несмотря на встречный ветер, должен выдержать расписание. Такая же необходимость возникает при аварии одного из моторов многомоторного самолета; остальные моторы самолета переводятся в этом случае^на режим повышенной 707 мощности. Режим длительной повышенной мощности называется номинальным режимом двигателя. Наиболее значительная часть полета происходит при умеренной крейсерской, или экономичной скорости. У транспортных самолетов дальних линий крейсерские режимы составляют 95 - 98)4 всего полетного времени. В это время двигатель должен развивать умеренную мощность при наиболее экономичном расходе горючего. Некоторые полетные режимы, например планирование при спуске, требуют перевода мотора на минимальную мощность, при которой мотор еще может устойчиво работать без риска заглохнуть. Мощность мотора в полете изменяют дросселированием мотора, т. е. изменением положения дроссельной заслонки. При полном открытии дросселя (на полном дросселе, или на полном газу) моторы с атмосферным всасыванием развивают максимальную мощность (или максимал) NeMaKC. Пользование максимальной мощностью разрешается в течение 3 - 10 мин. При испытаниях на станке требуется, чтобы двигатель мог непрерывно работать на максимальной мощности не менее 5 мин. Мощность, меньшая максимальной на 10 - 15%, называется номинальной (или номиналом) NeHOM', непрерывное пользование ею разрешается в течение продолжительного, но ограниченного времени. При приемке двигателей требуется, чтобы двигатель мог непрерывно работать на номинале не менее! часа. Крейсерская, или эксплоатационная мощность, Ne3KC меньше максимальной на 25 - 30%; пользование ею не ограничено. Номинальная мощность является основной характеристикой мощности мотора, она указывается наряду с максимальной мощностью в маркировке мотора. По номинальной мощности рассчитываются все детали мотора. Карбюратор регулируется на наиболее экономичный режим по эксплоата-ционной мощности мотора. Мощность, потребляемая |воздушным винтом, при одинаковом значении ?} X = -^ приблизительно пропорциональна кубу числа оборотов. Если мотор работает на винт фиксированного шага (с жестко укрепленными лопастями), то различные виды мощностей мотора связаны между собой соотношением: е ном - е экс = макс '• п ном '• П экс- Обороты, соответствующие всем трем видам мощностей, называются соответственно максимальными, номинальными и эксплоатационными. У двигателей с нагнетателями диапазон мощностей поддается гибкой регулировке изменением давления во всасывающем трубопроводе. Повышением давления во всасывающем трубопроводе сверх атмосферного можно значительно повысить мощность мотора по сравнению с максимальной мощностью этого же мотора без нагнетателя. Так как условия работы мотора в это время весьма тяжелые, то пользование этой мощностью ограничивают 1 - 2 мин.; ее применяют только при взлете. Обычно давление во всасывающем трубопроводе на взлетной мощности составляет 1,3 - 1,8 кз/сж2, т. е. превышает на 30 - 80% давление во всасывающем трубопроводе двигателя с атмосферным всасыванием. Кроме взлетной мощности, у двигателей с нагнетателями указывают высотный номинал, т. е. мощность, развиваемую* двигателем на расчетной высоте при использовании скоростного наддува, при номинальных оборотах и при нормальном давлении во всасывающем трубопроводе, которое у современных авиационных двигателей составляет 1 - 4,3 кг/см2. Кроме того, иногда указывают высотный максимал, т. е. мощность, развиваемую на высоте при несколько повышенном против нормального давления во всасывающем трубопроводе - обычно 1,15 - 1,35 кг[см2 и при соответственно повышенных оборотах. Эксплоатационной мощностью у двигателей с нагнетателем называется мощность, которую двигатель может развивать неограниченное время при пониженном давлении во всасывающем трубопроводе и при соответственно пониженных оборотах. 102 Величина эксплоатационной мощности оказывает огромное влияние на долговечность и надежность действия мотора. Чем ниже давление во всасывающем трубопроводе и чем меньше число оборотов на эксплоатационной мощности, тем легче условия работы деталей двигателя и тем продолжительнее срок его жизни. Так как самолет данного типа требует вполне определенной мощности на крейсерском режиме, то для увеличения долговечности двигателя выгодно увеличивать его абсолютную мощность и работать на эксплоата-ционном режиме при мощности, значительно пониженной против максимальной. Отношение эксплоатационной скорости к максимальной служит косвенным показателем надежности работы мотора и рациональности его основных конструктивных параметров. У современных двигателей эксплоатационная мощность составляет 60 - 70% максимальной. Литровая мощность Как известно из теории авиационных двигателей, мощность двигателя может быть выражена формулой У. = -Ш*- (2) е ' v ' Из этой формулы вытекает, что мощность, развиваемая двигателем, пропорциональна рабочему объему Fft, среднему эффективному давлению ре и числу об/мин п. Мощность, развиваемая каждым литром рабочего объема двигателя, называется л и т р о |в о и мощностью: Ne pen ~V~h~ 900' ' Эта величина является одним из основных параметров авиационного двигателя и имеет очень большое значение как показатель его качества. Чем больше литровая мощность, тем меньший рабочий объем требуется для получения заданной мощности и, следовательно, тем меньше габарит (и вес) двигателя, иными словами, тем совершеннее он как авиационный двигатель. Литровую мощность обычно вычисляют по номинальной или (реже) по максимальной (взлетной) мощности. Для возможности сравнения высотных и невысотных двигателей, а также двигателей различной высотности, литровую мощность высотных двигателей вычисляют по высотному номиналу, к которому прибавляют мощность, затрачиваемую на привод нагнетателя и оцениваемую по известным формулам разчета нагнетателя. Формула литровой мощности в таком случае приобретает следующий вид: 900 где _УС - мощность, затрачиваемая на нагнетатель; р'еН - среднее эффективное давление с учетом его части, затрачиваемой на привод нагнетателя. Сумму мощностей N?H + Nc можно назвать "мощностью на коленчатом валу двигателя", в отличие от эффективной мощности. Руководствуясь теми же соображениями, следовало бы, строго говоря, определять литровую мощность и среднее эффективное давление редукторных двигателей по формулам и 103 где fiped - коэфициент полезного действия редуктора. Однако ввиду близости величины i\pea к 1 подобный способ вычисления Nh и р'еН представляется излишним усложнением. * Фиг. 46. Среднее эффективное давление ре (по мощности Ne + Nc) двигателей выпуска 1937-1939 гг.. Черные точки-двигатели с нагнетателями и редукторами, светлые точки-двигатели со всасыванием из атмосферы. Из уравнения (2) очевидно: Л7/, = const реп. (5) Фиг. 47. Литровая мощность Nh (по мощности ,Ne + Nq] двигателей выпуска 1937-1939 гг. по литражу двигателей. В главе II (стр. 66) мы указали, что развитие моторостроения идет главным ? образом по пути повышения литроиспользования, или литровой мощности. 104 |Как видно из выражения (5), есть два способа повышения литровой мощности - увеличение ре и п. У современных авиационных двигателей, работающих на топливе с высокими антидетонационными качествами, среднее эффективное давление доводят при помощи наддува до 12-14 кг/см12. Отдельные экспериментальные двигатели работают на специальных сортах топлива, развивая ре = 20-25 кг/см*. Фиг. 46 изображает среднее эффективное давление р'е двигателей выпуска 1937-1939 гг. Нагнетательные двигатели с редукторами (черные точки) отделены от безредукторных двигателей с атмосферным всасыванием (белые точки). Среднее эффективное давление высотных двигателей вычислено по высотному номиналу, к которому прибавлена мощность, затрачиваемая на нагнетатель. Как видно из фиг. 46, среднее эффективное давление исполненных двигателей имеет довольно постоянное значение и колеблется для двигателей с нагнетателем и с редуктором в пределах 9,2-14 кг/ел*2, в среднем будучи равным 11,5 кг/еле2. Для двигателей с атмосферным всасыванием разбег величин среднего эффективного давления меньше. У них ре составляет 7-9,5 кг/см* и в среднем равно 8,5 кг/см2. На фиг. 47 изображена по литражу двигателей литровая мощность N^ двигателей выпуска 1937-1939 гг. Значения литровой мощности двигателей большого литража колеблются в пределах 25-45 л.с. /л и в среднем равны 30-33 л. с./л. Литровая мощность малолитражных двигателей без редукторов т нагнетателей колеблется в пределах]15-27л.с./л ив среднем равна 20-22./i.e./л- ТИПЫ АВИАЦИОННЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ В настоящее время строят авиационные двигатели самых разнообразных мощностей, начиная от 10-15-сильных моторов, предназначенных для авиэ-ток и моторных планеров, и кончая 2000-3000-сильными двигателями для рекордных скоростных самолетов. Все современные авиационные двигатели большой мощности по соображениям равномерности хода, динамической уравновешенности и по условиям охлаждения цилиндров выполняют многоцилиндровыми. Число цилиндров мощных авиационных двигателей колеблется в пределах 9-7-24. Разбег в размерах цилиндров современных мощных авиационных двигателей сравнительно невелик; употребительные диаметры цилиндра колеблются в пределах 85-160 мм, диапазон колебаний равен~200%. Цилиндр диаметром 85 мм имеет литраж около 0,5 д, цилиндр диаметром 160 мм - около 3,5 л; диапазон колебания рабочего объема цилиндра, таким образом, равен~700%. Так как малые цилиндры развивают более высокую литровую мощность, чем большие цилиндры,то разбег мощности цилиндров не сколько меньше. Мощность цилиндров малого диаметра составляет в среднем 20-25 л. с., больших цилиндров 100-120 л. с. Диапазон колебаний, таким образом, равен 400 -~ 500%. На фиг. 48 изображено распределение двигателей выпуска 1937-1939 гг. по мощностным категориям. Фигура отчетливо показывает, что увеличение мощности неразрывно связано с ростом числа цилиндров. Для каждого числа цилиндров существует своя характерная область мощности, превышение которой достигается увеличением числа цилиндров. По мощности и назначению авиационные двигатели можно разделить на следующие категории. Двигатели до 70*-120 л. с, применяются в легкомоторной,, туристской, спортивной и любительской авиации. Двигатели мощностью 100-300 л. с. применяются на учебных военных самолетах, на одномоторных и многомоторных транспортных самолетах малого и среднего тоннажа. Двигатели мощностью 300-500 л. с. применяются для одномоторных и многомоторных транспортных самолетов гражданской авиации среднего тоннажа. 105 Фиг. 48. Распределение двигателей выпуска 1937-1939 гг. по мощ-ностным категориям и по числу цилиндров. Заштрихованные площадки изображают пределы мощностей двигателей с данным числом цилиндров г. 106 Наиболее многочисленную и важную категорию составляют двигатели 600-1500 л. с. и выше, обслуживающие основные виды боевых самолетов - истребители, бомбардировщики, штурмовики и разведчики и крупные быстроходные самолеты гражданской авиации. Еще недавно наиболее распространенной категорией двигателей был двигатель воздушного или жидкостного охлаждения мощностью 750-800 л. с. Этот двигатель применялся в одномоторных и многомоторных установках на самолетах различного назначения с общей установленной мощностью от 750 до 3000 л. с. и выше. В настоящее время наиболее распространены двигатели мощностью в среднем 1000 л. с. Средняя мощность авиационных моторов обнаруживает тенденцию повышаться и далее. По расположению цилиндров авиационные двигатели разделяются на две основные категории - рядные и звездообразные двигатели. Рядные двигатели Рядными называются такие двигатели, у которых цилиндры расположены в ряд или, как иногда говорят, "в затылок" друг за другом, по направлению полета. Цилиндры этих двигателей работают на коленчатый вал, число колен которого равно числу цилиндров в ряду. По условиям динамической уравновешенности рядные двигатели делаются с четырьмя, а чаще с шестью цилиндрами в ряду; известны отдельные случаи постройки двигателей с восемью цилиндрами в ряду. В категории малых и средних мощностей наиболее распространены однорядные четырех- или шестицилиндровые двигатели (фиг. 49, а ж б). С целью увеличения мощности в одном агрегате на один коленчатый вал заставляют работать .два ряда цилиндров, расположенных из условия равномерности чередования вспышек под вполне определенным углом друг к другу, называемым углом р а з в ала цилиндров. Эти двигатели называются V-образными (вэобразными), потому что расположение цилиндров у них спереди напоминает латинскую букву V. У двигателей с четырехколенным валом угол развала равен 90° (фиг. 49, б), у двигателей с шестиколенным валом 60° (фиг. 49, г)1. Условию уравновешенности и равномерности чередования вспышек удовлетворяют и 12-цилиндровые двигатели с шестиколенным валом с углом развала 180°,-"плоские" двигатели, или, как их иногда называют, двигатели с противоположными (оппозитными) цилиндрами (фиг. 49, д). V-образный 12-цилиндровый двигатель является наиболее распространенным, почти единственным применяемым в настоящее время в категории средней и большой мощности - порядка 750-1200 л. с. Иногда на один коленчатый вал заставляют работать три ряда цилиндров. Такие двигатели называются W-образными (дубльвэобразными), потому что такой двигатель спереди походит на латинскую букву W. К числу подобных двигателей принадлежит 12-цилиндровый W-образный двигатель с четырьмя цилиндрами в ряду, с углом между рядами 60° (фиг. 49, г), в настоящее время совершенно вытесненный V-образным 12-цилиндровым двигателем, равноценным первому двигателю по числу цилиндров, но превосходящим его по уравновешенности. К разряду этих же двигателей относится W-образный 18-цилиндровый двигатель с шестью цилиндрами в ряду и с углом между цилиндрами 40° (фиг. 49, э*с) и 80° (фиг. 49, з). Иногда у трехрядных двигателей блоки располагают так, что двигатель приобретает форму, похожую на.^букву Y (игрек-образные двигатели). При необходимости еще больше увеличить мощность в одном агрегате прибегают к сочетанию четырех рядов цилиндров, работающих на один коленчатый вал [X-образные (икс-образные) двигатели]. Эти схемы применяются пока только в единичных случаях. Условию равномерного чередования вспышек отвечают 16-цилиндровые двигатели с четыре хко ленным валом, с углом .между рядами 45 и 90° (фиг. 49, и). Подобный тип двигателя, крайне 1 В отдельных случаях угол развала цилиндров делают иным, поступаясь условием равномерного чередования вспышек. Так например, угол развала у двигателя "Либерти" {фиг. 14) был равен 45°; вспышки у этого двигателя чередования через 45° и 75°. 107 и 1=16 г-/-? 0 • p i-f8 Фиг. 49. Схемы основных типов рядных двигателей. 108 -Фиг 50. Н-образный 24-цилиндровый двигатель жидкостного охлаждения Испано-Сюиза Н-82 мощностью 2000 л..с. неудобный для установки на самолет, был выполнен лишь один раз (двигатель Нэпир-"Кэб", 1922/г.). Двадцатичетырехцилиндровые Х-образные двигатели могут быть выполнены с углом между рядами 90° (фиг. 49, к) или 30 и 150°. Расположить цилиндры под углом 30° крайне затруднительно. По этой причине Х-образные двигатели на практике выполняют с углом между рядами 60 и 120° (фиг. 49, л). Чередование вспышек при этой схеме получается неравномерным. В последнее время широко применяют двухвальные двигатели- Из множества возможных вариантов этих двигателей (ср. фиг. 37) в настоящее время строятся лишь 16-цилиндровые и 24-цилиндровые двигатели с параллельными рядами цилиндров, известные под названием Н-образных двигателей (фиг. 49, м и 50), а также веерообразные 24-цилиндровые двигатели (фиг. 36). Рядные двигатели иногда выполняются с перевернутыми (висячими) цилиндрами (фиг. 49, 7^, о, /г, р, с). Такое расположение представляет определенные выгоды по расположению винта, обзору и капотированию, но усложняет масляную систему двигателя. Звездообразные двигатели Другой обширный класс авиационных моторов представляют звездообразные двигатели, называемые иногда также радиальными. (Цилиндры этих двигателей расположены по радиусам, сходящимся на оси коленчатого вала, образуют симметричную звезду и работают на одно колено вала. Фиг. 51. Схемы основных типов звездообразных двигателей. Такое расположение обеспечивает равномерное охлаждение цилиндров струей винта и встречным воздушным потоком. Головки цилиндров, не стесненные близостью смежных цилиндров (как у рядных двигателей), могут быть снабжены мощным оребрением. Это сделало звездообразные двигатели излюбленной и долгое время почти единственной формой двигателей воздушного охлаждения средней и большой мощности. В категории рядных двигателей встречаются двигатели и жидкостного и воздушного охлаждения, звездообразные же двигатели в наше время строятся исключительно с воздушным охлаждением. Що условиям равномерности чередования вспышек число цилиндров в однорядных звездах делается нечетным. Звездообразные двигатели строятся с 3,5 и 110 9 цилиндрами (фиг. 51, а, б, б, г). Более девяти цилиндров расположить в одной плоскости затруднительно, и при необходимости увеличить мощность вводном, агрегате прибегают к сдваиванию звезд. У двухрядных звездообразных двигателей цилиндры задней (по направлению полета) звезды обычно располагаются, в промежутках между цилиндрами передней звезды (шахматное расположение). Каждая звезда работает на одно колено вала, который у двухрядных звезд зВезоообразнд/е 24-цилиндроШе Н-образнЬге 12-цилцндровд/е А-образнЬ/е Щ-цилиндроВЬ/е , ддухряднЬ/е здездоо6разнЬ1е i 6-и.илиндробо/е ряднЬ/е З-цилиндробЬ/е зВездообразнЬ/р Ц-цилиндробЬ/ ряднЬ/е охлаждение \Одно-\Раз8ед-\Ддуыио-\ ТяЖе- \Транспо\ Трен и- С порт иff^ \местнЬ/вц чиКи и \ торнЫв \ Jibie \ pmnbie \ родоч- \ нЬ/е , \ истов- \а/тиомолбомбаоди-\бомбао- \ само- Hbie \ само- \ 1-цилиндровое збездообразно/е З-цилиндроВЬ/е звездообразное- 3-цилиндроВЬ/е звездообразнЬ/е 2-цилиндроВЬ/е \местнЬ/вц чиКи и \ торнЫе \ Jibie \ucmpe- \и/турмо-\()омбарди-\6имбад-\ само-!\ бит ели \ дики \po6uu,uku \dupoo~ uu,uku \nedbie са-\ \молетЬ/ 1 i само-i .nembi (Гиг. 52. Распространенность (в %) двигателей? раз личных типов на серийных самолетах 1939-1940 г. делается двухколенным. ДвухрядныеЦзвезды строятся 14-цилиндровыми в виде двух спаренных семицилиндровых звезд (фиг. 51, д) и 18-цилиндровыми в виде двух девятицилиндровых звезд (фиг. 51, е). Среди звездообразных двигателей средней "и большой мощности в настоящее время более всего распространены^Э-цилиндровые однорядные, 14-цилиндровые и 18-цилиндровые двухрядные [двигатели. Ш Переходным типом, объединяющим в себе особенности рядных и звездообразных двигателей являются много ряд ные зве зды, представляющие собой три, четыре или шесть звездообразных двигателей, расположенных друг за другом с цилиндрами "в затылок". Эти двигатели допускают применение в одном агрегате большого числа цилиндров - 20, 24, 28 и 36 (в случае четырех 5, 6, 7- и 9-цилиндровых звезд соответственно) и 30, 36, 42, 54 цилиндров (в случае шести 5, 6, 7- и 9-цилиндровых звезд) и могут развивать весьма высокую мощность. Двигатели этого типа пока еще не вышли из экспериментальной стадии. На фиг. 52 показана распространенность различных типов авиационных двигателей в современном самолетостроении. Показателями качества авиационных двигателей, служат: 1) малый вес; 2) малый расход горючего и масла; 3) малые габариты; 4) малое воздушное сопротивление; 5) надежность; 6) долговечность; 7) уравновешенность; 8) равномерность хода; 9) низкая первоначальная стоимость; 10) простота эксплоатации, обслуживания и ремонта; II) легкость запуска, 12) приемистость. Вес (Требование малого веса, продиктованное особыми условиями авиации, в огромной степени влияет на конструкцию двигателя и обусловливает все специфические особенности авиационного двигателя, выделяющие его среди остальных двигателей, -• чрезвычайную напряженность всех деталей, относительно весьма малую долговечность и сравнительно очень высокую стоимость. Различают сухой вес и полетный вес. Сухим весом двигателя в авиации условились считать вес двигателя без охлаждающей воды и масла в таком виде, в каком двигатель по большей части выпускается с моторостроительного завода,- со всеми необходимым i агрегатами, за исключением тех, конструкция и вес которых зависят от индивидуальных особенностей установки на самолете, и которые по большей части устанавливаются на месте. В сухой вес двигателя включаются следующие агрегаты: карбюратор, нагнетатель, всасывающие трубопроводы, магнето, свечи, проводники к ним, система радиоэкранировки важигания, система заливки бензина при пуске двигателя, бензиновые, масляные и (у двигателей жидкостного охлаждения) жидкостные насосы, детали пусковой системы, монтируемые на двигателе, фланцы выхлопных патрубков (но не самые патрубки), дефлекторы (у двигателей воздушного охлаждения). В сухой вес не входят следующие детали: воздушный винт и его втулка, капот, выхлопные трубопроводы, воздухоза-борные патрубки, водяной и масляный радиатор, части пусковой системы, устанавливаемые на самолете, электрогенератор, контрольные и измерительные приборы (вроде термометров, манометров, счетчиков оборотов и т. д.) и приводы к ним. Полетным весом винтомоторной установки называется вес мотора в состоянии, пригодном для полета, со всеми агрегатами и органами управления, с масляной и охлаждающей системой, заполненными соответственно маслом и охлаждающей жидкостью. В полетный вес включается вес топливных и масляных баков, топлива и масла. Полетный вес наиболее полно характеризует весовые качества (и экономичность) мотора, но как объективный критерий качества мотора, страдает тем недостатком, что в него входит вес топлива и масла, зависящий от расчетной продолжительности полета и вес агрегатов и деталей, колеблющийся в зависимости от типа и назначения самолета. Эти детали по большей части конструируются самолетостроительным заводом или смежными заводами-поставщиками; за вес их моторостроительный завод не отвечаетг. Суммарный вес этих деталей сравнительно нелегко поддается определению. Поэтому вес мотора чаще всего характеризуют менее полным, но более точно очерченным поня- 1 Исключение составляют моторы, выпускаемыеЦ*моторостроительными заводами в полностью оснащенном виде (стандартизованные моторные установки, см. стр. 57). 112 тием сухого веса, который легко определяется простым взвешиванием мотора при выпуске с завода. Для сравнительной оценки моторов различной мощности применяется величина удельного веса мотора, представляющая собой частное от деления сухого веса мотора на его эффективную мощность, чаще всего номинальную: В последнее время, особенно у высотных двигателей, при вычислении удельного веса сухой вес мотора часто относят к взлетной мощности. Поэтому, называя цифру удельного веса, следует указывать по какой мощности она вычислена. 1$ 1,7 ],Ь 1,5 1,4 1,3 U V W 0,9 0,8 0,7 0,6 0,5 0,4 0 0 п Аг/, I 1.С. 3 о о *с о q о ( ~°~1 о 5 э о о 0 J 1 > П с !0 0 o^t о о 0 с 0 о о рг> г сР ос о о Г 1 о о fo о =-L " _J ._ ' -L "0 " ~4- 1 в- L -1 6 - - -у -." ^-prj -\ i - 1 '••1 г • * -•_ ,*-. i • ' " а =: ! - - . -d 1 _"s • ft 9 " • 1 О I в- 1 '! ! ! VhJ, 5 Ю 15 20 25 30 35 40 45 50 55 60 Фиг. 53. Удельный вес двигателей выпуска 1937-1939 гг. по литражу. Удельный вес является одним из важнейших показателей качества авиационного мотора. Удельный вес современных авиационных двигателей составляет в среднем 0,6-0,7 кг/л. с. и у лучших-представителей современных авиационных моторов достигает 0,5 кг/л, с., считая по взлетной мощности. Существенной разницы между удельным весом двигателей жидкостного и воздушного охлаждения не наблюдается. На|фиг. 53 изображен по литражу удельный вес моторов выпуска 1937- 1939 гг. Удельный вес резко падает с увеличением литража мотора. Причины этого явления объяснены ниже (см. разд. IV). Удельный вес элементов винтомоторной установки колеблется в следующих пределах: кг/л. с. Винт................... 0,15 -0,3 Система водяного охлаждения: сухой вес................... 0,1 -0,15 с водой.................... 02- 0,25 Система гликолевого охлаждения: сухой вес................... 0,05 -0,1 с гликолем.................. 0,1 -0,15 Капот................... 0,02 -0,03 Масляный радиатор: сухой вес................... 0,008-0,012 с маслом................. 0,01 -0,015 Выхлопные патрубки.......... 0,002-0,003 Выхлопной коллектор.......... 0,008-0,01 Воздухозаборный патрубок....... 0,008-0,01 Рычаги управления и приводы..... 0,002-0,004 Вспомогательные агрегаты....... 0,02 -0,03 Орлов-1071- 113 Эти цифры определяют только порядок величин. На практике удельный вес элементов винтомоторной установки колеблется в широких пределах в зависимости от индивидуальных условий. В среднем можно считать, что удельный полетный вес винтомоторной установки водяного охлаждения1 превышает сухой удельный вес мотора на 0,5-0,6 кг/л, с., гликолевого охлаждения - на 0,4-0,5, воздушного охлаждения - на 0,3-0,4 кг/л. с. Если принять сухой удельный вес мотора для всех типов охлаждения одинаковым и равным 0,6 кг/л, с., то удельные полетные веса винтомоторных установок разных систем охлаждения г получаются в среднем равными: для жидкостного охлаждения 55г% 5' Ю 15 20 25 30 35 40 45 50 Vh л Фиг. 54. Литровый вес двигателей выпуска 1937-1938 гг. по литражу. 1,15 кг/л, с., для гликолевого охлаждения 1,05 кг/л, с., для воздушного охлаждения 0,95 кг/л. с. или в процентах от веса установки водяного охлаждения: 100; 91,3; 82,1%. Для оценки веса конструкции авиационного мотора часто применяют величину литрового веса, представляющую собой частное от деления сухого веса на литраж двигателя G. сух F- (6) Литровый вес является фукцией размеров цилиндра, конструктивной схемы двигателя и совершенства конструкции и материала деталей (см. об этом подробнее разд. IV). Фиг. 54 изображает литровый вес двигателей выпуска 1937-1939 гг. Литровый вес обнаруживает тенденцию к уменьшению с увеличением литража, достигая в области малых литражей значений 50-55 кг/л и снижаясь в области больших литражей до 13-25 кг/л. Доминирующее значение в этом явлении, как мы увидим впоследствии, имеет, главным образом, увеличение размеров цилиндра, обычно сопутствующее увеличению литража двигателя и диктуемое потребностью увеличения мощности в одном агрегате. Более точной весовой характеристикой двигателя является конструкционный вес (см. стр. 134). Расход горючего Расход горючего определяет запас топлива на борту самолета, необходимый для полета заданной продолжительности, влияет на величину полезной нагрузки, радиус действия и стоимость эксплоатации самолета. Без топлива, масла и баков. 114 Экономичность полета самолета наиболее полно характеризуется величиной расхода горючего на тонно-километр, представляющей собой частное от деления расхода горючего за определенный промежуток времени на величину полезной нагрузки самолета и на число километров, пройденных за этот промежуток времени. Этот показатель, кроме экономичности мотора, учитывает также совершенство аэродинамических форм самолета, величину паразитных сопротивлений самолета, величину воздушного сопротивления винтомоторной установки и ее охлаждающей системы, вес винтомоторной установки, к. п. д. винта и т. д., словом всю совокупность факторов, определяющих степень совершенства самолета и его винтомоторной установки, как источника полезной работы. Этот показатель сильно зависит от режима полета и может быть определен по эксплоатационным данным воздушных линий или вычислен, если известны режим полета и показатели самолета и мотора. Экономичность мотора является не единственным, но важным фактором экономичности полета. Экономичность мотора характеризуется величиной удельного расхода горючего, представляющего собой расход горючего на одну эффективную лошадиную силу в час (на один эффективный силочас, сокращенно э. с. ч.). Удельный расход горючего выражается в г или кг на э. с. ч. и обозначается знаком Се. Если мотор расходует Ch кг горючего в час, развивая мощность ]Ve, то удельный расход "горючего равен: С.= Я Как известно из теории тепловых двигателей, при постоянном составе смеси: 632 Из этой формулы видно, что удельный расход горючего обратно пропорционален эффективному к. п. д. и, кроме того, зависит от теплотворности топлива. По величине теплотворности наиболее употребительные авиационные горючие, типа бензинов, мало отличаются друг от друга (Ни ^ 10 500 кал/ кг), поэтому удельный расход горючего характеризует, главным образом, эффективный к. п. д. двигателя, будучи его практическим эквивалентом. При переводе двигателя на топливо с малой теплотворностью (например на спирт) удельный расход горючего может повыситься очень чувствительно. Например, если т\е = 0,3, то для бензина с Ни = 10 500 кал/кг ' С'4" е 0.3 . 10 500 ' ' ' - для спирта с Ни = 6500 кал] кг. сцо Се = Q 3/6500 = °'325 Кг'1-Э' С' Ч- = 325 г/Э' С' Ч' Величина удельного расхода; вполне удовлетворительно оценивающая экономичность стационарных двигателей и большинства транспортных двигателей, в применении к авиационным двигателям страдает тем недостатком, что не учитывает значения веса и воздушного сопротивления двигателя, которые в специфических условиях авиации непосредственно влияют на величину располагаемой для продвижения самолета в воздухе полезной мощности двигателя. Двигатель с весьма малым удельным расходом горючего может обладать столь большим весом и воздушным сопротивлением, что подавляющая часть его эффективной мощности будет тратиться на несение двигателя в воздухе и преодоление его паразитного сопротивления, и лишь малая часть мощ-ности может быть использована для полезной работы несения груза. Расход горючего на тонно-километр у самолета с подобным двигателем будет весьма 775 велик. Если учитывать эту сторону дела, то правильнее относить расход горючего к эффективной мощности двигателя Ne за вычетом мощности Л7е, расходуемой на несение двигателя в воздухе, и мощности JVe, теряемой на преодоление воздушного сопротивления двигателя. Формула удельного расхода горючего в таком случае приобретает следующий вид: Ch Се ------а кг!э. с. ч. Ne-Ne-Ne г " Однако величины Ne и Лте сильно зависят от режима полета, от характеристик самолета и индивидуальных особенностей установки; определение их связано с целым рядом трудностей. Это обстоятельство и заставляет до сих пор пользоваться в качестве критерия экономичности авиационного двигателя величиной Се- Однако следует помнить, что единственно правильным критерием экономичности полета является только расход горючего на тонно-километр, и не упускать из виду факторов конструкции мотора, которые влияют на эту величину. Помимо теплотворности горючего и к. п. д. мотора удельный расход горючего сильно зависит от состава смеси, т. е. от содержания топлива в топливо-воздушной смеси, определяемого регулировкой карбюратора. У современных авиационных двигателей карбюратор регулируют так, чтобы двигатель работал наиболее экономично на эксплоатационной мощности, т. е. на режиме, на котором двигатель работает дольше всего. Поэтому удельный расход горючего вычисляют обычно по эксплоатационной мощности двигателя. Удельный расход горючего на эксплоатационной мощности у современных моторов колеблется в пределах 190-270 г(э. с. ч. и обнаруживает неуклонную тенденцию к понижению благодаря увеличению степени сжатия, обусловленному применением топлив с повышенными антидетонационными качествами. Расход масла Важное значение у авиационных двигателей имеет удельный расход масла, т. е. расход масла на 1 э. с. ч. Удельный расход масла у современных авиационных двигателей колеблется в пределах 6-18 г/э. с. ч. на эксплоатационной мощности; нижний предел в этом диапазоне относится к мощным двигателям жидкостного и воздушного охлаждения, верхний - к маломощным двигателям воздушного охлаждения. Расход масла составляет 2,5-7% расхода горючего; величина его, таким образом, может довольно заметно влиять на полезную нагрузку и радиус действия самолета. Однако цифра удельного расхода масла имеет и другое значение. Высокий расход масла, как правило, сопровождается образованием нагара на поршнях, закоксовыванием (приго-ранием) поршневых колец, частым замасливанием ("забрасыванием") свечей на малом газе и тому подобными недостатками, нарушающими правильную эксплоатацию двигателя. Малый удельный расход масла свидетельствует о том^ что двигатель свободен от этих недостатков. Другим важным качеством авиационного двигателя являются малые габариты. Малые размеры двигателя, вообще говоря, равнозначны малому весу, так как двигатель малого размера при прочих равных условиях всегда легче большого двигателя. Габарит мотора определяет обзор летчика. Помимо этого габарит дает некоторое представление о величине воздушного сопротивления двигателя. Воздушное сопротивление винтомоторной установки слагается из трех основных частей: 1) сопротивления, связанного с теплопередачей охлаждающей системы двигателя в окружающий воздух, 2) сопротивления формы мотора и его охлаждающей установки и 3) сопротивления от интерференции с соседними частями самолета. Первая из перечисленных 116 потерь неизбежна в любой моторной установке с теплоотводом в окружающую атмосферу, хотя величина этой потери поддается уменьшению, например, при помощи увеличения температурного перепада между теплоотдающей поверхностью и тепловоспринимающей средой, уменьшения скорости обдува охлаждающей системы и при помощи других специфических средств, которыми располагает техника теплопередачи. Сопротивление же формы и интерференции являются в полном смысле слова паразитическими сопротивлениями и в благоприятном случае могут быть сведены к нулю. Малые габариты двигателя, вообще говоря, благоприятствуют уменьшению паразитических сопротивлений; двигатель небольшого размера поддается удобному капотированию, хорошо вписывается в фюзеляж, позволяя придать последнему хорошо обтекаемую веретенообразную форму, может.быть укрыт в крыле и т. д. Габариты мотора определяются двумя главными факторами: типом кон- струкции и величиной его рабочего _ _., т/, к rj ^ f фиг 55. К определению лба двигателя, объема. Две наиболее распространенные г в настоящее время конструктивные схемы, - рядная и звездообразная, -позволяют осуществить двигатели со свойствами, в значительной мере противоположными. Звездообразные двигатели имеют малую длину и относительно большой лоб, рядные двигатели - малый лоб и относительно большую длину. Оба типа обладают своими достоинствами и недостатками. Первый тип благоприятствует созданию короткого, обладающего малым моментом инерции (и поэтому маневренного), самолета, но отличается большим сопротивлением формы. Второй тип удобен для капотажа, обладает малым сопротивлением формы, но по соображениям центровки самолета требует удлинения фюзеляжа (а в случае установки моторов ,на крыльях - отброса крыльев назад) и, следовательно, уменьшает маневренность самолета. Габариты мотора сильно зависят от величины его рабочего объема. Чем лучше использован рабочий объем двигателя, т.е. чем выше его литровая мощность, тем меньший объем требуется для получения заданной мощности, и следовательно, тем меньше габариты мотора. Поэтому литровая мощность является одним из главнейших показателей качества авиационного мотора. Габарит мотора характеризуется площадью лобового сопротивления (сокращенно "лбом") двигателя, за которую у звездообразных двигателей воздушного охлаждения принимают площадь круга, описанного вокруг крайних точек цилиндров (фиг. 55, б), а у рядных двигателей - площадь проекции двигателя на плоскость, перпендикулярную его оси (фиг. 55, а). Длина двигателя определяет форму фюзеляжа и моторной гондолы и, следовательно, в некоторой степени определяет воздушное сопротивление моторной установки. У самолетов малого размера длина мотора сильно влияет на общую форму самолета. Длину двигателя правильнее всего характеризовать расстоянием от крайней точки задка мотора до задней плоскости диска вала воздушного винта (у двигателей с деревянными винтами и у двигателей с фланцевым креплением винта по фиг. 56, а), или до заднего торца втулки винта (у двигателей с металлическими винтами и с креплением на шлицах, фиг. 56, б). Для характеристики габаритов приводятся следующие габаритные размеры: у звездообразных двигателей - внешний (габаритный) диаметр двигателя и длина; у рядных двигателей - наибольшая высота, ширина и длина мотора. Полное представление о габарите дает эскизный чертеж двигателя с указанием главных размеров. Габаритный диаметр современных звездообразных двигателей воздушного охлаждения средней и большой мощности колеблется в пределах 900- 1400 мм, лоб - в пределах 60-150 дм2, длина - в пределах 1100-1500 мм. 117 Длина рядных двигателей средней и большой мощности составляет 1700 - • 2100 мм, наибольшая ширина - 600 - 900 мм, высота 700 - 1100 мм, лоб 50-80 дм2. Для приблизительной характеристики сопротивления формы мотора иногда применяется величина лобовой мощности, представляющей собой частное от деления эффективной мощности мотора (обычно номинальной) на площадь лобового сопротивления, которую удобно выражать в дм*. Нетрудно видеть, что эта величина позволяет сравнивать качество моторов лишь приблизительно одинаковой конструкции (например звездообразных моторов или рядных моторов) и притом, главным образом, воздушного охлаждения, так как у моторов жидкостного охлаждения значительная часть воздушного сопротивления моторной установки приходится на долю радиатора, сопротивление которого сильно зависит от расположения его на самолете, от типа самолета, расчетного режима полета и т. д. Лобовая мощность современных однорядных звездообразных двигателей составляет 4 - 5 л. с. /дм2, двухрядных 6 - 8 л. с. /дм2, V-образных двенадцатицилиндровых двигателей 15-20 л. с. /дм2. Действительное воздушное сопротивление мотора определяется рядом факторов, среди которых лоб двигателя занимает важное, но далеко не решающее место. В большой степени воздушное сопротивление двигателя зависит от формы расположенного за ним фюзеляжа, формы моторной гондолы, типа капота и т. д. Действительное воздушное сопротивление моторной установки можно точно определить лишь продувкой макета мотора и фюзеляжа в аэродинамической трубе или приближенно оценить аэродинамическим расчетом, зная все индивидуальные особенности установки мотора на самолете. В заключение отметим, что вес и воздушное сопротивление двигателя в условиях авиации эквивалентны. Вес мотора можно выразить в единицах тяги и привести к воздушному сопротивлению через величину поверхности крыла, необходимой для несения мотора. Поверхность крыла Д$, необходимая для несения мотора, равна Фиг. 56. К определению длины двигателя. где g - удельная нагрузка на крыло, равная для современных скоростных самолетов 120 - 150 кг/м2; GM - вес мотора; Ь0пл -- вес добавочной части планера, вызываемый увеличением несущей поверхности на величину Д$ и приближенно равный л п _ г< AiS •--^ПЛ - ЫПЛ О > 118 гДе Gnjl - вес планера и S - его несущая поверхность. Зная коэфициент сопротивления крыла, можно по величине AS определить потерю тяги на несение мотора. Вес мотора можно выразить в единицах тяги и через величину качества самолета тг), представляющего собой отношение подъемной силы (полного веса самолета) к силе тяги. Затрата тяги ЛГ на несение мотора равна Величина t\ у современных самолетов на горизонтальном полете колеблется в пределах 8-12. Пользуясь этими же соотношениями, можно выразить воздушное сопротивление мотора в единицах веса и определить уменьшение полезной нагрузки самолета от потери тяги на воздушное сопротивление моторной установки. Анализ влияния веса и воздушного сопротивления мотора на динамику полета показывает, что вес мотора сильно влияет на продолжительность взлета и потолок самолета, воздушное же сопротивление, будучи пропорционально квадрату скорости самолета, сильно влияет на величину максимальной скорости самолета. Надежность Надежность действия двигателя имеет огромное значение с точки зрения безопасности воздушного сообщения и с точки зрения тактической и боевой ценности авиации. Надежность двигателя характеризуется, главным образом, продолжительностью службы между переборками. Переборкой называется полный демонтаж двигателя, осмотр деталей и ремонт износившихся деталей и замена их новыми деталями. В настоящее время продолжительность службы между переборками у мощных двигателей составляет 150-400 час. и у наиболее высококачественных моторов достигает 600 час. В очень большой степени надежность действия двигателя зависит от правильного функционирования таких на первый взгляд второстепенных элементов винтомоторной установки, как система питания горючим, масляная система и т. д. Одной из наиболее частых эксплоатационных болезней двига: теля в настоящее время является обледенение внутренних органов карбюратора - диффузора, дроссельного клапана и т. д., возникающее в результате поглощения больших количеств тепла при испарении бензина. Обледенение 'расстраивает систему питания двигателя горючим. Радикальные способы борьбы с этим явлением состоят в применении беспоплавковых (диафраг-менных) карбюраторов и непосредственного впрыска. У двигателей жидкостного охлаждения частым источником аварий и неполадок является система охлаждения, подверженная мелким повреждениям, которые при всей своей незначительности могут вывести мотор из строя. Долговечность Надежность действия тесно связана с долговечностью двигателя. По сравнению с другими двигателями, продолжительность службы которых исчисляется годами, а иногда десятками лет, авиационный двигатель исключительно недолговечен. Однако срок службы авиационных двигателей непрерывно увеличивается. Срок службы первых авиационных двигателей измерялся часами. В настоящее время полный срок службы двигателя в авиации составляет обычно 1000-2500 час., по истечении которых мотор подвергается капитальному ремонту и переводится на менее ответственную работу. Долговечность наиболее высококачественных моторов достигает 5000 часов. Сильно форсированные двигатели специального назначения, например гоночные моторы, работают надежно не более 2-3 часов. 119 На долговечность и сроки между переборками сильно влияют величина отношения эксплоатационной мощности двигателя к его максималу (фиг. I), средняя скорость поршня и давление во всасывающем трубопроводе на экс-плоатационном режиме (на котором двигатель работает большую часть своей жизни), износоустойчивость и теплостойкость материалов' деталей двигателя, особенно поршневых колец, поршней, подшипников, всасывающих и выхлопных клапанов и т. д. Помимо технологических факторов износ деталей двигателя зависит от качества масла, от устойчивости его против окисления и коксования и от совершенства очистки масла от механических включений. Износ поршней, поршневых колец и стенок цилиндра сильно зависит от совершенства очистки топлива. Уравновешенность и равномерность хода Динамическая уравновешенность и равномерность хода принадлежат к основным требованиям, предъявляемым к авиационному двигателю. Вибрации мотора, передаваясь самолету через подмоторную раму, вызывают, особенно на некоторых режимах полета, опасные вибрации несущих плоскостей и оперения самолета, расшатывающие крепления узлов, понижающие прочность самолета и приводящие иногда к аварии. Даже незначительные вибрации утомляют экипаж и пассажиров и уменьшают комфортабельность воздушного сообщения. Динамическая уравновешенность мотора зависит от расположения и числа цилиндров и от расположения колен коленчатого вала. Существенное условие динамической уравновешенности состоит в том, чтобы равнодействующие и моменты всех свободных сил инерции вращательно или поступательно движущихся частей были равны нулю или приводились к силе или моменту, постоянным по величине и вращающимся вокруг оси коленчатого вала с постоянной угловой скоростью. В последнем случае их можно легко парализовать противовесами, укрепленными на коленчатом валу, развивающими равные и противоположные силы и моменты. Идеального уравновешивания добиться почти невозможно. На практике условие уравновешенности сводится к тому, чтобы свободные неуравновешенные силы инерции имели возможно малую величину. Наилучшей уравновешенностью отличаются двигатели с шестиколен-ным |Валом: шестицплиндровые рядные, 12-цилиндровые V-образные и 18-цилиндровые W-образные. У первых неуравновешенная сила обычно составляет 1-2 кг; у вторых и третьих при центральном сочленении шатунов неуравновешенная сила составляет 1-5 кг. При наличии прицепных шатунов неуравновешенные силы возрастают до 20-50кг. Следующее место занимают однорядные и двухрядные звезды. Неуравновешенная сила у них достигает 300-600 кг. Хуже уравновешены двигатели с четырехколенным валом. У них неуравновешенные силы доходят до 1000-1200 кг. Равномерность хода зависит, главным образом, от степени равномерности крутящего момента двигателя. Условием равномерности хода является чередование вспышек в цилиндрах через равные и притом возможно малые промежутки времени. Так как в существующих конструкциях, 1 за редкими исключениями, вспышки чередуются через равные промежутки времени, то условие повышения равномерности хода равносильно условию увеличения числа цилиндров. Наибольшей равномерностью отличаются двигатели с большим числом цилиндров. Увеличение числа цилиндров лимитируется, однако, соображениями стоимости изготовления и усложнением экспло-атации. Вибрации мотора и моторной установки могут возникнуть на практике от самых разнообразных причин, не имеющих отношения к основной конструктивной схеме двигателя. Нарушение уравновешенности мотора может быть вызвано неточным изготовлением движущихся деталей двигателя, находящихся в определенном динамическом взаимодействии друг с другом (например, поршней). Сильная тряска возникает вследствие крутильных 120 колебаний коленчатого вала на определенных оборотах, называемых критическими. Равномерность хода может нарушиться из-за неравномерного питания цилиндров топливо-воздушной смесью вследствие дефектов всасывающей, системы или вследствие конденсации топлива во всасывающем трубопроводе. Отказ зажигания в одном или нескольких цилиндрах также нарушает плавность хода. Обледенение пропеллера, нарушающее симметрию вращающихся масс, может вызвать опасную тряску мотора. Наконец малые и в обычных условиях безвредные вибрации мотора могут вызвать сильную вибрацию самолета на режимах, при которых период колебаний мотора совпадает с периодом собственных колебаний системы, несущей мотор. Стоимость производства Авиационный двигатель требует высококвалифицированного производства и принадлежит к числу наиболее дорогих современных машин. Стоимость современного мощного авиационного двигателя исчисляется десятками тысяч золотых рублей. Очень сильно влияют на стоимость изготовления двигателя организация и масштаб производства. Рациональные способы обработки, применение специальных инструментов, приспособлений и станков, правильное планирование производства, поточные методы производства, конвейерная сборка и т. д.- сильно удешевляют продукцию и могут парализовать влияние неудачной с производственной точки зрения конструкции двигателя. Все же конструкция двигателя сильно влияет на стоимость производства. Простые конструктивные формы, продуманные со стороны производственных процессов и подчиненные требованиям массового производства, снижают издержки производства. Как правило, стоимость двигателя пропорциональна количеству деталей двигателя. Звездообразные двигатели воздушного охлаждения с их более простыми и менее многочисленными деталями значительно дешевле рядных двигателей жидкостного охлаждения. Стоимость двигателя, вообще говоря, возрастает с увеличением числа цилиндров. Удобство эксплоатации Очень большое значение имеют простота и удобство эксплоатации двигателя. Двигатель должен легко запускаться в любую погоду. Конструкция двигателя должна допускать удобный осмотр и облегчать периодическую регулировку распределения. Число точек, нуждающихся в периодической смазке, должно быть минимальным. Инструмент, применяемый при осмотре двигателя и мелком текущем ремонте, должен быть прост и удобен. По удобству обслуживания двигатель воздушного охлаждения имеет решительное преимущество перед двигателем жидкостного охлаждения, у которого система охлаждения порождает ряд эксплоатационных трудностей, особенно в холодную погоду. Приемистость, В заключение отметим еще одно важное качество двигателя - приемист ость. Приемистостью называется способность двигателя быстро и плавно набирать обороты и увеличивать мощность при открытии дроссельной заслонки. Эта способность имеет большое значение при фигурных полетах, в воздушном бою, а также при посадке самолета на неудобные площадки. В последнем случае часто встречается необходимость быстро перевести самолет на подъем, если избранная площадка окажется неудобной для посадки или; если встретится незамеченное ранее препятствие, например группа деревьев, линия высоковольтной передачи и т. д. Во всех подобных случаях способность, двигателя быстро реагировать на манипуляцию дроссельной заслонкой имеет огромное значение. 121 Приемистость двигателя при заданном сорте топлива зависит, главным образом, от конструкции всасывающей системы и карбюратора. Чем ближе к всасывающим клапанам расположен карбюратор и чем короче путь смеси от карбюратора до цилиндра, тем приемистее двигатель. Современные карбюраторы снабжаются приспособлениями для подачи дополнительных порций горючего в моменты быстрого открытия дросселя (ускорительные насосы, или помпы приемистости). Приемистость оценивается временем, в течение которого двигатель при быстром открытии дросселя переходит с малого газа на режим полных оборотов. У современных мощных двигателей это время составляет 2-3 сек. Литература 1. D e v i I I i е г s R., Le moteur a explosions, Dunod, Paris, 1935. Русский перевод: Девилльер Р., Легкие двигатели внутреннего сгорания, ГИЗ, 1929. 2. Rica г do H. R., The Internal Combustion Engine, pt I, II, bond., 1927. Русский перевод: Рикардо Г. Р., Быстроходные двигатели внутреннего сгорания, ГТИ, 1932- 3. Р у е D. R., The Internal Combustion Engine, v. I, li, Oxford, 1937. Русский перевод: Пай Д. Р., Двигатель внутреннего сгорания, ч. I, II, Оборонгиз, 1939, 1940. 4. Marks L.,.-The Airplane Engine, Me Graw Hill, N. Y., 1922. Русский перевод: Маркс Л., Авиационные двигатели, Транспечать, 1925. 5. Р a g е V. W., Modern Aviation Engines, Henley, N. Y., 1925. 6. J u d g e A. W., Automobile and Aircraft Engines, Lond., 1924. 7. GranzerR., Schnellaufende Verbrennungsmaschinen, Schmidt, Berlin, 1924. 8. Swan A., Handbook of Aeronautics, vol. II, Aero-Engines, Pitman, Lond., 1938. У. Frier-J. D., Aero-Engines, Griffin, 1934. 10. Rebourg E-, Le moteur d'aviation moderne, Paris, ed. d'aut. 11. Fedden H. R., Air-cooled Engine In Service, Lond., 1936. 12- Б у г р о в Е. П., В а р л е и В. Е., Добрынин А- А. и др., Теория авиационного двигателя, Оборонгиз, 1940. 13. О с т р о в с к и и А. П., Курс конструкций и расчетов авиационных моторов, ГНТИ, 1931. 14. Нейман И. III., Динамика и расчет на прочность авиационных моторов, ч. I, II, ОНТИ, 1933, 1934- 15. М а с л е н н и к о в М. М., Общий курс авиационных двигателей легкого топлива, ОНТИ, 1938. 16. 3 а и к и н А. Е. и др., Авиационные моторы, Военгиз, 1937. 17. Атлас конструкций авиационных моторов, под ред. В. Я. Климова, ч. I, ОНТИ, 1934, ч. II, ОНТИ, 1937. 18. Атлас общих видов моторов, под ред. А. Е. Заикина, изд. ВВА им. Н. Е. Жуков- ского, 1938. IV. ВЫБОР РАЗМЕРНОСТИ И ПРОЕКТИРОВАНИЕ АВИАЦИОННЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ 1. ТЕОРИЯ ПОДОБИЯ И ЕЕ ЗНАЧЕНИЕ ДЛЯ ПРОЕКТИРОВАНИЯ АВИАЦИОННЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ Представим себе серию геометрически подобных двигателей разного размера, т. е. двигателей одинаковой конструкции, у которых все размеры связаны определенной пропорциональностью друг с другом и с исходным размерным параметром, например с диаметром цилиндра. У таких двигателей будут одинаковыми степень сжатия, отношение хода к диаметру, отношение длины шатуна к радиусу кривошипа, отношение диаметра и длины шатунных и коренных шеек коленчатого вала к диаметру цилиндра, отношение диаметра клапана к диаметру цилиндра и т. д. < Зададимся условием, чтобы все наши двигатели имели одинаковое среднее эффективное давление и одинаковые давления цикла, одинаковый процент теплоотдачи в окружающую среду, одинаковые напряжения в рабочих деталях, одинаковые нагрузки на подшипники и одинаковый механический к. п. д., т. е. были бы подобны по показателям термической и прочностной напряженности. Нетрудно доказать, что необходимое и достаточное условие для этого состоит в одинаковости давления и температуры на всасывании двигателя Sn и в равенстве средней скорости поршня -Q?r, или, что то же самое, в равенстве oU Sn фактора D/г, пропорционального ------" у всех рассматриваемых двигателей. oU Подчеркиваем еще раз, что речь идет только о двигателях определенной конструктивной схемы и что все нижеследующие рассуждения справедливы лишь для одного ряда однотипных двигателей. Скорость смеси во всасывающих каналах VCM пропорциональна VCM = Vp (-jp j = COnSt Vpj где -j- - отношение диаметра клапана к диаметру цилиндра, одинаковое для всех рассматриваемых двигателей. При одинаковой плотности топливо-воздушной смеси pfc во всасывающем трубопроводе и при равенстве VCM наполнение наших двигателей будет одинаковым. Так как при постоянстве состава "смеси индикаторный коэфициент полезного действия тг]? определяется, главным образом, степенью сжатия е, то в рассматриваемом случае одинаковыми будут количество превращаемого в индикаторную работу тепла и среднее индикаторное давление pt. Если параметры процесса сгорания и теплопереход в стенки цилиндра в рассматриваемых случаях одинаковы, то индикаторные диаграммы наших двигателей подобны и давления цикла р одинаковы. Газовые силы Р8, действующие на рабочие детали двигателя, пропорциональны произведению давлений в цилиндре р в каждый данный момент цикла на площадь поршня: Рг = const pD* - const D2. Напряжения от газовых сил а* = -F' 123 где F - - площадь сечения рабочих деталей, в нашем случае пропорциональна .D2. Следовательно: Р _?)2 ^г == ~ = const =-2 - const. Силы инерции PJ пропорциональны Миш2, где М - масса движущихся деталей, PJ = const MR ш2 = const JD3Dn2. Так как по условию Dn ос Sn - const, то PJ = const I)2 (Dn)2 -= const D2 и напряжения от инерционных сил PI D2 с, = -^ = const (tm) = const. Следовательно, напряжения в рабочих деталях: а = зг -\- GJ = const. Аналогичными рассуждениями можно доказать одинаковость у геометрически подобных двигателей удельных нагрузок на подшипники /гг от сил газов и /с/ от сил инерции: Рг D2 к г = .-- = const-(tm) = const; Р} D* f kj = -', = const y-j = const. Следовательно, удельные нагрузки fe на подшипники наших двигателей k = Ъ'г + Ttj = const. Механические потери в двигателе складываются из трения поршней и насосных потерь, составляющих в общей сложности около 80% всех механических потерь, из трения в подшипниках, составляющих 10 - 12%, и затрат на привод агрегатов. Трение поршней в свою очередь состоит из двух приблизительно равных частей - трения поршней и трения поршневых колец. Мощность 2Угр, затрачиваемая на трение поршней, равна NrP = const F'liVpf, где F' - поверхность трения поршней; fe - удельная нагрузка на поверхности трения; тр - средняя скорость поршней и f - коэфициент трения, имеющего f\V жидкостный характер, пропорциональный -т^-, где ч\ - вязкость масла. Пред- к полагая последнюю величину одинаковой для наших двигателей, получаем: Nrp = const F'vl = D2Vp = const D2. (a) Мощность -N7rp, затрачиваемая на трение поршневых колец, равна N'r - const где F" - поверхность трения поршневых колец; f - коэфициент полусухого трения, представляющий собой при данном материале колец и данной скорости движения постоянную величину; р - удельное давление колец на стенки цилиндра, пропорциональное упругости колец (которую можно принять постоянной) и давлениям цикла, принятым нами постоянными. Следовательно X'rp = const.F% = const IA (b) 124 Затрата мощности на насосные потери равна v2 Nrh =-= COnSt Осек ЛЯ = COnSt Осек С ~, -''/ где &сек - секундный расход топливо-воздушной смеси, пропорциональный индикаторной мощности двигателя; ДЯ - потеря напора во всасывающих и выхлопных органах; С - коэфициент сопротивления всасывающих и выхлопных органов, слабо зависящий от числа Рейнольдса и могущий быть принятым в первом приближении постоянным; vs - скорость газов в выхлопных и всасывающих органах, пропорциональная vp. Тогда Nrh = const NtVp = const Nt. Индикаторная мощность пропорциональна: JVf = const ptVhn - const pil)zn = const (Dn)Dz = const D2. Следовательно: Nrh = const ?>2. (c) Мощность, затрачиваемая на трение в подшипниках, аналогично (а), равна Nrc = const F"' Ьокр f" = const ? V = const D2. (d) Мощность JVra, затрачиваемую на привод вспомогательных агрегатов, весьма небольшую по величине по сравнению с другими компонентами мощности трения, можно приближенно принять пропорциональной индикаторной мощности: JVra = const Nt - const D2. . (e) Таким образом все пять компонентов мощности трения пропорциональны D2 (уравнения а, Ь, с, d и е) и механический к. п. д. рассматриваемых двигателей одинаков: N Т)- flm = -j/ =COnSt^ =COnSt. (f) Среднее эффективное давление в таком случае: Ре = РМт = COnSt. Эффективная мощность: Ne = const peVhn = const D3n = const D2 (Dri) = const D2. (g) Литровая мощность: N j)2 const Nh == - = const ---5 = -fi-. (h) Лобовая мощность, т. е. отношение эффективной мощности к площади лобового сопротивления двигателя: N /)2 Nл - ~fT = const --p = const. (i) Поверхность охлаждения на единицу рабочего объема: f _^ 10ХЛ-- у ч. е. изменяется аналогично литровой мощности. 125 Поверхность охлаждения на единицу индикаторной мощности: F J)2 f охл = -^у- = const yp = const. (1). I Если предположить, что тепло Q, отдаваемое двигателем в охлаждающую среду через стенки цилиндра, пропорционально Nt, то теплопереход на единицу охлаждающей поверхности цилиндра, называемый иногда тепловой нагрузкой двигателя и определяющий температуру стенок цилиндра и величину тепловых напряжений в стенках цилиндра, равен: Q N- q=~-- =const~-. J- fa Ь' 5^= const. Но по уравнению (1) Следовательно q = const. (m) Последний вывод представляет собой существенное условие правильности сделанного выше допущения об одинаковости теплоотдачи двигателя во внешнюю среду и неизменности параметров теплового процесса двигателей. Таковы вкратце выводы теории подобия в применении к однотипным авиационным двигателям переменного размера. Основной итог предыдущих рассуждений можно формулировать следующим образом. Уменьшение диаметра цилиндра у геометрически подобных двигателей при pfc = const и vp - const сопровождается увеличением литровой мощности двигателя обратно пропорционально диаметру цилиндра [уравнение (h)] при сохранении одинаковых значений среднего индикаторного давления pt, механического к. п. д. т]т; лобовой мощности Njt и тепловой нагрузки д. Физическая подоплека этого явления состоит в том, что рабочий объем двигателя, вес и масса движущихся деталей пропорциональны кубу диаметра цилиндра, а сечение рабочих деталей, несущие поверхности подшипников, поверхность цилиндров и площадь сечения клапанов пропорциональны квадрату диаметра. Поэтому уменьшение диаметра цилиндра при неизменном числе оборотов сопровождается уменьшением нагрузок от сил инерции, уменьшением скорости смеси в клапанах и увеличением поверхности охлаждения на единицу мощности. Повышение оборотов обратно пропорционально диаметру цилиндра, т. е. увеличение числа циклов в единицу времени, восстанавливает исходные соотношения между перечисленными выше параметрами и позволяет снять с одного и того же рабочего объема большую мощность. Увеличение литровой мощности, таким образом, достигается в силу чисто размерных соотношений^ совершенно независимо от влияния размеров цилиндра на термодинамику рабочего процесса и охлаждение двигателя, - влияния, которое мы в изложенных выше рассуждениях общего характера игнорируем. Теория подобия с известным приближением справедлива и для разнотипных двигателей, т.е. для двигателей с различными сочетаниями цилиндров на валу. Комбинирование цилиндров не нарушает основных законов подобия в части, касающейся параметров мощности, так как все тепловые процессы двигателя и главные механические потери сосредоточены в цилиндрах. Существенное условие соблюдения законов подобия состоит в том, чтобы комбинации цилиндров позволяли по динамической уравновешенности и по нагрузкам на подшипники развивать такое число оборотов, которое требуется условием постоянства Dn. Параметры цикла, индикаторная литровая мощность, тепловая нагрузка, работа трения поршней, гидравлические потери на единицу индикаторной мощности, напряжения в поршнях и шатунах от газовых сил и от сил инерции - остаются лри этом одинаковыми для любых сочетаний цилиндров. 126 Таким образом первое условие применения законов подобия состоит в одинаковости значения средней скорости поршня $п/30, пропорциональной фактору Dn. Второе условие состоит в одинаковости среднего эффективного давления. Третье условие заключается в геометрическом подобии цилиндров. Для практических целей цилиндры исполненных двигателей одинакового назначения можно считать приблизительно подобными. Колебания конструктивных соотношений у исполненных двигателей не настолько велики, чтобы существенно нарушать правила подобия. Условие постоянства Dn (Sn] выполняется с достаточной степенью точности. Как показывает фиг. 40, средняя скорость поршня у исполненных двигателей примерно одинакового назначения независимо от их литража колеблется в узких пределах. Величина ре у исполненных двигателей без наддува изменяется в очень незначительных пределах (фиг. 46). Колебания величины ре у двигателей с наддувом несколько больше, но и здесь для двигателей примерно одинакового назначения и одинаковой степени доработанности можно наблюдать известное' постоянство величины ре. ьи тт М^лс./л \ СП \ \ Л/ - 47 № ЛК \> о о \ / V% АЛ Ч<, *-", 0 •ас \ Ч СО о >--. р о о Q эл .х S 0 ° ч>^ ( о о р 0 Г°Т -Г "So" -- ____ __ --* ° /^ ^ ^J°" о • о°°8 8' о ° J ' 8 ° о ft 65 •уп ft,-- 33 ^ .J2. _ 0 " <-• о > 15 vh л . 0 S 1 1, 5 i Z ,5 ^ 3. S ^4 Фиг. 57. Литровая мощность N'h редукторных и нагнетательных двигателей выпуска 1937-1939 гг. в функции литража цилиндров. Постоянство vp и ре у исполненных двигателей одинакового назначения является результатом отчасти осмысленного применения этих величин в качестве исходных при проектировании авиационных двигателей, отчасти слепого подражания существующей практике, а главным образом, результатом действительного влияния этих факторов на величину общей динамической и тепловой напряженности мотора, влияния, весьма ощутительно дающего себя чувствовать при попытке превысить выработанные практикой и соответствующие современному уровню технологии авиационных двигателей пределы этих параметров. Обзор статистических данных приводит к выводу, что исполненные двигатели с известным приближением следуют правилам подобия [5]. Следовательно теория подобия применима для приближенной сравнительной оценки существующих авиационных двигателей и для оценки параметров проектируемых двигателей. В качестве примера приведем литровую мощность. По теории подобия литровая мощность обратно пропорциональна диаметру цилиндра [уравнение (h)]. На фиг. 57 изображена диаграмма литровой мощности Лтл нагнетательных и редукторных моторов выпуска 1937-1938 гг. в функции литража цилиндра г?/,. 127 Несмотря на большой разбег абсолютных значений литровой мощности, общее протекание величин Nh хорошо совпадает с теоретической закономерностью: .,т _ const ^^ const 4 = ~~^г Постоянный фактор в этом соотношении для рассматриваемых двигателей колеблется в пределах 33 -т- 47 (ограничивающие кривые на фиг. 57). Таким юбразом: Механический коэфициент полезного действия Из теории подобия вытекает, что механический к. п. д. зависит лишь от фактора Dn и при постоянстве этого фактора приблизительно одинаков у двигателей с различным числом и диаметром цилиндров. Иллюстрируем это следующим примером. Представим себе два двигателя одинаковой мощности и с одинаковой величиной фактора D/г, - один с малым количеством больших цилиндров, другой - с большим количеством цилиндров малого диаметра. Мощность трения, пропорциональная iD2 [уравнения (а) - (е)], возрастает пропорционально г. Однако диаметры цилиндров наших двигателей, которые обозначим индексами х и 2, по исходному условию связаны соотношением Ne = const = г-Di-Vh- = г'а!)|.УЛ2. Но при Dn = const Nh = const -jj- . Поэтому iD\ = г'2Р| = const и D = const - ==- . Vi Следовательно, мощность трения / ^ \ 2 N. = const iD2 = г ( -= } = const. \Vi J Если одинаковы JVr и Ne, то, очевидно, одинакова и индикаторная мощность Дт? = Ne -f- Nri а следовательно, одинаков и механический к. п. д. Удельная мощность Как мы видели [формула (5)], литровая мощность при равенстве показателей термической и динамической напряженности моторов зависит от диаметра цилиндра и, следовательно, не может применяться ни для сравнительной оценки напряженности моторов с цилиндрами различного диаметра, ни в качестве исходного параметра для определения размерности вновь проектируемого мотора. Такой величиной может быть частное от деления эффективной мощности цилиндра на квадрат его линейных размеров или, что то же самое, произведение литровой мощности на первую степень линейного размера цилиндра. Для практических целей удобно относить эффективную мощность цилиндра к площади поршня ^-т- • Назовем эту величину удельной мощностью и обозначим ее символом Np [л. с. /дм2}: Ne ДГ - L~ 128 Структуру этой величины найдем, выразив Ne через ре и п: . г -т- Spen 900 г -~ 900 г _ peSn ~ 900 Подставляя получаем , Sn л , vp м/сек = -г- дм/сек, дт _ ~ (8) гцр ре - в кг /см2] vp - в м/сек. Итак, удельная мощность представляет собой не что иное, как произведение среднего эффективного давления на среднюю скорость поршня, умноженное на постоянный коэфициент ^з- Она связана с литровой мощностью следующим простым соотношением: AT Ne _ -у о /дч --- XXftAJ, {Of где S - в дм; Nh - в л. с./дм3. Удельная мощность, как легко заключить из предшествующих рассуждений, имеет гораздо более устойчивую величину, чем литровая мощность. Сравним для примера два двигателя: фирмы Непир "Дэггер"- высокооборотный малолитражный двигатель с большим числом малых цилиндров и двигатель фирмы Пратт Уитни "Уосп" - сравнительно тихоходный, с небольшим количеством крупных цилиндров. Номинальная мощность первого двигателя равна 725 л. с., второго - 550 л. с. Мощность NCJ затрачиваемую на привод нагнетателя, оцениваем в обоих случаях цифрой 50 л. с. Литровую и удельную мощности вычисляем по сумме Д, и Nc. Данные обоих двигателей сгруппированы в табл. 1. Таблица 1 Двигатель Ne Л, С. D мм S мм г vh л п об/мин Ре кг /см2 vp м(сек Nh л. с. /л *Р л. с./дм2 Непир "Дэггер" . . 725 97:2 95,3 24 16,8 3500 11,85 11,07 46 43,9 Пратт Уитни "Уосп>> 550 146 146 9 22 2200 '11,2 10,7 27,2 40,4 Литровая мощность двигателя "Дэггер" примерно на 70% больше литровой мощности двигателя "Уосп", удельная же мощность обоих двигателей почти одинакова. Так как термическая напряженность двигателя пропорциональна среднему эффективному давлению и средней скорости поршня, а динамическая напряженность пропорциональна средней скорости поршня, то, очевидно, тепловая и динамическая напряженность обоих двигателей примерно одинакова, несмотря на различие литровых мощностей. На фиг. 58 изображена диаграмма удельной мощности редукторных и нагнетательных моторов (черные точки) и безредукторных моторов с атмосферным всасыванием (светлые точки). Величина удельной мощности для обоих типов двигателей обнаруживает определенное постоянство и независимость от литража мотора. Для нагнетательных моторов Np' колеблется в пределах 36- 63 л. с./дм2, составляя в среднем 47 л. с./дм2, как и следовало ожидать из сопоставления средних величин vp = 12,3 м/сек. и ре' = 11,5 кг /см2 (фиг. 40 и 46): PevP 11,5 X 12,3 : 47 Л. С./дм2. Орлов-1071-9 129 Величина Np для двигателей с атмосферным всасыванием колеблется в пределах 16-37 л. с./дм2, в среднем составляя 25 л. с./дм2. Если удельная мощность, не зависящая от размерности двигателя, лучше, чем литровая мощность, характеризует напряженность двигателя и должна быть положена в основу проектирования двигателя, то за литровой мощностью Фиг. 58. Удельная мощность Л7р двигателей выпуска 1937-1939 гг. Черные точки - редукторные и нагнетательные двигатели, светлые точки - со всасыванием из атмосферы" остается значение параметра, характеризующего использование рабочего объема двигателя. Так как вес и габариты двигателя при заданной конструктивной схеме пропорциональны рабочему объему, то литровая мощность является важным критерием качества авиационного двигателя со всеми его размер-ностными, конструктивными и тепловыми особенностями. Вес Взаимоотношение между весом подобных двигателей значительно сложнее. По смыслу закона подобия вес двигателя пропорционален кубу линейных размеров или кубу диаметра цилиндра. Если так, то литровый вес двигателя G ..... Я" . - G gh - -T^ = const const и удельный вес у - -^- - const -f- = const D, ^ - D2 т. е. возрастает пропорционально диаметру цилиндра. На практике эти соотношения не соблюдаются. Строгое геометрическое подобие между одноименными деталями различных размеров невозможно по той причине, что сечения многих деталей заданы условиями производства - литейными толщинами, давлением резца при механической обработке, усилиями, могущими быть развитыми при монтаже, условием достаточной жесткости деталей при транспортировке и хранении и т. д. и могут считаться постоянными. Если это так, то веса подобных двигателей пропорциональны квадрату линейных размеров: G = const Б2. (9а) Статистические данные показывают, что веса исполненных двигателей среднего и большого размера с достаточной точностью следуют этому соотношению (см. фиг. 59 - 63)!. Так как вес двигателя пропорционален квадрату 1 Это обстоятельство не нарушает закона одинаковости сил инерции у двигателей с одинаковым значением фактора Dn, потому что вес деталей, определяющих величину сил инерции, - поршня, шатунов и др.- почти строго пропорционален JD3 (стр. 350 и 526). 130 .Фиг. 59. Литровый вес двигателей выпуска 1937-1939 гг. в функции литража цилиндра. фиг. 60. Литровый вес двигателей выпуска 1937-1939 гг. в функции диаметра цилиндра. Значения D в формулах литрового веса-в дм. 13/ диаметра, то литровый вес -, G ; D2 const const ,,ЛЧ дн = -г- = const ж = -р- = -V- (10) ft У ^ и удельный вес * "2 (И) Эти закономерности нарушаются только в области малых D. Последнее объясняется тем, что вес большого числа деталей и агрегатов вроде магнето и свечей и т. д. мало зависит от размера мотора. Относительный вес этих деталей, незначительный при больших размерах двигателя, возрастает с- уменьшением размера двигателя. По этой причине вес моторов в области очень малых диаметров цилиндра пропорционален диаметру в степени < 2. На фиг. 59 и 60 приведены графики веса двигателей выпуска ,1937-1939 гг. в функции Vh и D. Литровый вес, как видно, в общем хорошо следует закономерности (10). Эта закономерность соблюдается при всех значениях литража цилиндров, употребительных в мощном авиамоторостроении и лишь при значениях vh < 0,75 л (соответственно при d < 90 мм) закономерность эта нарушается в сторону увеличения литрового веса. Обратная пропорциональность литрового веса диаметру цилиндра проступает еще более выпукло при сравнении двигателей одинаковой конструктивной схемы. На фиг. 61 - 64 приведены диаграммы литрового веса в функции литража цилиндров для нескольких типов двигателей, по которым имеется достаточный для достоверных выводов статистический материал. Кривые литрового веса хорошо следуют закону: #/г = const --у-.. Из этого закона вытекает важное заключение. Выше (стр. 124) мы видели, что напряжения в деталях двигателя остаются постоянными в случае строгого геометрического подобия, т. е. если вес двигателя изменяется пропорционально кубу диаметра. В действительности, вес приблизительно пропорционален квадрату диаметра цилиндра. Следовательно, детали двигателей с малыми цилиндрами (за исключением деталей, выполняемых строго по расчету) недогружены. Это обстоятельство объясняет известную из практики повышенную надежность двигателей с малыми цилиндрами. Этот же факт указывает на возможность форсировки двигателей с цилиндрами малого диаметра при помощи оборотов и наддува. Как видно из фиг. 59 и 60, по литровому весу двигатели воздушного и жидкостного охлаждения мало отличаются друг от друга. Главное влияние на литровый вес имеют размеры цилиндра; конструктивная схема двигателя, судя по сравнительно небольшому разбегу значения gh для данного размера цилиндра, имеет второстепенное значение. Это объясняется следующими причинами. Увеличение числа цилиндров в плоскости оси коленчатого вала, т.е. увеличение числа шатунных шеек сказывается на весе двигателя крайне незначительно. Шестирядные двигатели мало отличаются по литровому весу от четырехрядных двигателей с цилиндрами одинакового диаметра. С увеличением числа цилиндров, действующих на одну шейку коленчатого вала, улучшается использование картера и коленчатого вала. Анализ статистических данных показывает, что относительный вес картера и коленчатого вала (и литровый вес двигателя) несколько меньше у V-образных, чем у однорядных, меньше у звездообразных, чем у V-образ-ных двигателей и т. д. Однако с увеличением числа цилиндров свыше 5 - 6 выступает фактор, парализующий благоприятное влияние роста числа цилиндров на литровый вес, - необходимость увеличивать радиальные размеры картера из условия установки баз цилиндров на периферии картера (ср. фиг. 636). В результате на практике получается, что литровые веса двигателей с цилиндрами одинакового диаметра при всем разнообразии конструктивных схем незначительно отличаются друг от друга. Конструктивная схема (и род 132 1\ л Фиг. 61. Литровый вес 9-цилиндровых звездообразных двигателей выпуска 1937-1939 гг. в функции литража цилиндра. го Ч о T~X- ""] J Фиг. 63. Литровый вес 7-цилиндровых звездообразных двигателей выпуска 1937-1939 гг. в функции литража цилиндра. 9h 25----- W Vh л Фиг. 62. Литровый вес 14-цилиндровых звездообразных двигателей выпуска 1937-1939 гг. в функции литража Цилиндра. 25 го+23 "- -\ 1 V., Л Фиг. 64. Литровый вес 5-цилиндровых звездообразных двигателей выпуска 1937-1939 гг. в функции литража цилиндра. охлаждения) во всяком случае играют в весе двигателя второстепенную роль по сравнению с абсолютными размерами цилиндра. Удельный вес двигателей с приблизительно одинаковым значением Np по формуле (11) постоянен. Этот закон достаточно хорошо подтверждается статистическими данными, как видно из фиг. 53. Двигатели с приблизительно одинаковым значением Np выделены (черные точки). Удельный вес этих двигателей заключен в довольно узких пределах 0,52 - 0,71. Среднее значение удельного веса этих двигателей д =0,62. Конструкционный вес Отмеченная в предыдущем разделе закономерность позволяет применять для сравнения веса исполненных авиационных моторов и для оценки веса вновь проектируемых двигателей величину, более устойчивую и точную, чем литровый вес, - вес двигателя, отнесенный в противоположность литровому весу не к кубу линейных размеров двигателя, а к квадрату. Эта величина в противоположность литровой мощности не зависит от линейных размеров двигателя и отражает лишь влияние основной конструктивной схемы двигателя и степень конструктивного совершенства двигателя и поэтому может быть названа конструкционным весом. Конструкционным весом gk мы называем частное от деления веса двигателя на число цилиндров и фактор (D2S)2/3, представляющий собой квадрат обезли- о _ . ченного линейного параметра цилиндра yDz$ , среднего по величине между диаметром и, ходом с сильным преобладанием первого. G G //io\ • (----) v ' Конструкционный вес gk, как легко видеть, связан с литровым весом следующим соотношением: (13) где О = S/D.1 На фиг. 65 приведен график конструкционного веса различных двигателей. Как видно из фигуры, значения конструкционного веса располагаются примерно по прямой, будучи независимыми от литража цилиндра. Исключение - '12 -щш.. У-обраэн.,ЖиШ<. ахл а- 2.-им&ъ ряднЬ'е и оппозитн 1,5 2 2-* 3 3..5 4 Фиг. 65. Конструкционный вес двигателей выпуска 1937-1939 гг. по литражу цилиндров. из общего правила составляют маломощные двигатели с 2-3 цилиндрами и с литражем 2-4 л. Если отбросить эти двигатели, не представляющие интереса для мощного авиамоторостроения, то получается, что конструкционный 134 вес исполненных двигателей колеблется в пределах 16 -г- 25 кг/дм2 (внешние ограничивающие линии), т. е. в пределах 60%. Для наиболее же часто встречающихся случаев (внутренние ограничивающие линии) разбег еще меньше я составляет 18 ч- 23 кг/дм2, т. е. 30%. Диапазон колебания литровых весов для тех же двигателей составляет 13 -г- 45 кг/ см2 (фиг. 59), т.е. 350%. На основании анализа фиг. 65, можно установить для некоторых типов двигателей, представленных в современном авиационном моторостроении в числе, достаточном для получения достоверных выводов, следующие средние значения конструкционного веса: дк кг/дм2 1) 9-цилиндровые звездообразные двигатели (с редуктором и нагнетателем) ........................ 22 2) 14 -цилиндровые звездообразные двигатели (с редуктором и нагнетателем) ........................ 19 3) 7 -цилиндровые звездообразные двигатели (с редуктором и нагнетателем) ........................ 20 4) 7 -цилиндровые звездообразные двигатели (без редуктора и нагнетателя) ........................ 18 5) 5 -цилиндровые звездообразные двигатели (с редуктором и нагнетателем) ........................ 19,5 6) 5-цилиндровые звездообразные двигатели (без редуктора и нагнетателя) ........................ 18 7) 6-цилиндровые рядные двигатели (без редуктора и нагнетателя) ............................. 21,5 8) 4-цилиндровые рядные двигатели (без редуктора и нагнетателя) ......... ? ................... 22 9) 12 -цилиндровые V-образные двигатели воздушного охлаждения (с редактором и нагнетателем) .......... 21 Отклонения от этих величин составляют в среднем -?- (1,5 ч- 2) кг/дм2. Конструкционный вес 12-цилиндровых V-образных моторов жидкостного охлаждения колеблется в широких пределах, начиная с 25 кг/дм2 (Роллс-Ройс "Мерлин") и кончая 16 кг/дм2 (Испано-Сюиза 12Ydrs). Средняя величина gk сравнительно немногочисленных в.настоящее время представителей этого типа лежит около 20 - 21 кг/дм2. 2. ПРОЕКТИРОВАНИЕ АВИАЦИОННЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ Выбор размерности В общих чертах путь выбора размерности двигателя по заданной мощности и оценки его весовых показателей заключается в следующем. При расчете невысотных двигателей определяют тепловым расчетом величину среднего эффективного давления ре или задаются этой величиной, а также средней скоростью поршня vp по исполненным конструкциям, сообразуясь с назначением проектируемого двигателя, сортом топлива, совершенством охлаждения камеры сгорания и допустимой степенью сжатия. По величине удельной мощ- ности Np = -е?р- определяют суммарную площадь поршней из выражения: t 4 Np peVp После этого находят диаметр цилиндра для различных чисел цилиндров (а следовательно, и различных схем расположения цилиндров), оценивают вес ж габариты полученных двигателей и производят окончательный выбор между ними с учетом всех конструктивных, производственных и эксплоатационных соображений. Габаритный диаметр двигателя можно подсчитать по следующей формуле, непосредственно получающейся из фиг. 66: 135 У исполненных двигателей ), колеблется в пределах 3,2-3,8; а = 0,3- 0,45. Коэфициент [3 при степени сжатия 6-7,5 имеет следующие значения: Двигатели воздушного охлаждения с разваленными клапанами................. 1,1 -1,25-1,,4 Двигатели воздушного охлаждения с прямыми клапанами.................... 1,41-1,6 -1,7 Двигатели жидкостного охлаждения с верхними вертикальными валиками с прямыми или слабо разваленными клапанами............ 1,5 -1,65-1,8 Вуд1 предлагает следующую упрощенную формулу для подсчета габаритного диаметра звездообразного двигателя: -Deao =6,5D+ S. Наибольший габаритный размер V-образного двигателя D' по Буду определяется из формулы: D' = 4D + 28. Длину двигателей можно определить по длине цилиндрового ряда и приблизительно оценивая длину картеров редуктора и нагнетателя с агрегатами. Для высотных двигателей в основу расчета полагают мощность N'eH на валу двигателя на расчетной высоте, т. е. высотный номинал Nen с прибавлением мощности JVC, затрачиваемой на привод нагнетателя. Задан же обычно бывает только высотный номинал Nen (мощность на валу винта) и высотность двигателя. Здесь оказывается необходимым, во-первых, выбрать допустимую величину рен (или, что при известному то же самое, - величину JD^), а во-вторых, вычислить мощность, затрачиваемую на привод нагнетателя на заданной высоте и при данном среднем эффективном давлении /?е'я, отнесенном к валу двигателя. Последнее можно сделать при помощи известных из теории авиационного двигателя формул расчета высотной мощности мотора, определяя последовательным подбором значение jofc, обеспечивающее необходимую величину р'еН, и подсчитывая по ней затрату мощности на нагнетатель. Этот путь, однако, весьма долог. Приводим расчетные графики, которые прямее приводят к цели. Среднее эффективное давление рсн по высотному номиналу (мощности на валу двигателя) можно представить для различных высот и различных значений pk в виде ____L Фиг. 66. К определению габаритного диаметра двигателя. где рео - среднее эффективное давление проектируемого двигателя при атмосферном всасывании; 1 "Л SAE", vol. 39, No. I, 1936. 336 А - коэфициент, учитывающий все высотные поправочные факторы1, рн гДе PR - расчетное давление во всасывающем трубопроводе в кг/см2', р0 - давление во .всасывающем трубопроводе на уровне моря (/?0~ 1 кг/си*2); Т0 - температура смеси во всасывающем трубопроводе на уровне моря Tk - температура смеси в ° абс во всасывающем трубопроводе при давлении pk- s - степень сжатия двигателя; Рн - атмосферное давление воздуха на высоте в кг/см2', CIQ - индикаторный расход горючего в кг/ л. с. ч.\ а - коэфициент избытка воздуха; L0 - количество воздуха, необходимое для сгорания 1 кг топлива, в кг воздуха кг тпоплиза ' -r\m - механический к. п. д. двигателя; Lad - работа адиабатического сжатия в кгм{кг, равная fc- i Ха9 = 29,28 7jc - коэфициент полезного действия нагнетателя; k - показатель адиабаты (k = 1,41). v Аналогично, р'ен равно Р'еН = РеН~\- Рс = Рео В, где рс - доля среднего эффективного давления, затрачиваемая на нагнетатель; В - коэфициент, аналогичный А и отличающийся от него лишь отсутствием члена 3600 • 7бт]с ' учитывающего затрату мощности на привод нагнетателя. Отношение N N В РеН *H представляет собой единственную недостающую для расчета высотного мотора величину. Зная ее, можно по заданному значению Nen определить величину NeH^Nc = N' и далее производить расчет, как описано выше. Отношение В\А может быть изображено в функции высотности мотора для различных pk или прямо для различных отношений -^- . На фиг. 67 и 68 изображены графики В = - - .; А = -- для различных pk, а на фиг. 69 Рео Ре В Р-ГГ Ретт Y график -г- = ~^~ для различных значений - - в функции расчетной высоты для следующих исходных условий: s == 7; Cio =0,19; aL0 = 15; T]C =0,6; т)ш -= 0,86. Эти графики можно с вполне допустимой для практических -В. И. Дмитриевский, Нагнетатели и наддув авиационных моторов, 1935 г. 137 целей точностью применять для степеней сжатия е = 6,5-7,5, так как величина степени сжатия весьма слабо влияет на величину коэфициентов А и В. Есл^и мотор предназначен для скоростного самолета, то в расчет необходимо внести поправку на скоростной напор, который, уменьшая величину Nc, за- JV н+ N метно уменьшает на каждой данной высоте значение --,,---, необходимое для -^ен обеспечения заданной высотности. 0,8 Фиг. 67. РеН Рео в функции pk и расчетной высоты. Пренебрегая незначительным изменением плотности воздуха в диффузоре, можно определить давление р'н в конечном сечении воздухозаборного диффузора из уравнения Бернулли / . Рн •-= Рн 4- рн V2- Yjd - коэфициент полезного действия диффузора (в среднем Y]d = 0,7); v - скорость самолета в м/сещ v0 - скорость топливо-воздушной смеси во всасывающем трубопроводе (v0 ^ 50 м/сек). Скорость полета можно считать изменяющейся с высотой пропорционально /Ро/Р> Определив р'н, можно по уравнению (а) [стр. 137], заменив в нем величину -- величиной -т-, найти необходимую в данном случае адиабатиче-Рн рн скую работу сжатия. На фиг. 68 пунктиром изображено значение для случая использования скоростного наддува при скорости самолета на уровне моря v = 500 км/час. РеН с grj. Фиг. 68. -- в функции дд. и расчетной высоты. РРО Пунктирными линиями изображено значение РеН для случая использования скоростного наддува; скорость самолета на уровне моря принята равной 500 км/час. Величина -- при заданном значении pk от величины скоростного напора, Рео разумеется, не зависит. На фиг. 70 изображен расчетный график, аналогичный графику фиг. 69 для случая использования скоростного наддува. Порядок расчета следующий. Избрав р'ен, и vp и зная значение исходного среднего эффективного давления рео для мотора с атмосферным всасыванием, находят отношение --. Значения рео в зависимости от степени сжа- Рео тия по данным Рикардо, исправленными в соответствии с новейшими материа- 7) лами, приведены на фиг. 71. Для удобства расчета отношение --^изображено "ео 139 J на фиг. 72 непосредственно в функции p'eJJ и е. Определив -- , находят по Рео фиг. 69 (или 70) для заданной расчетной высоты отношение РеН Яе РеН N еН Фиг. 69. еН в функции --^- и расчетной высоты. РеН Рео после чего не представляет труда по заданному высотному номиналу NeH определить N'eII = NeH + Nc и найти суммарную площадь поршней по уравнению, аналогичному!уравнению (14): N еН BN, еН Nr. (14а> Пример расчета Определим размерность и вес авиационного двигателя воздушного охлаждения мощностью 2000 л. с. на высоте 4000 ж, предназначенного для скоростного самолета со скоростью полета у земли на номинальном режиме мотора ^500 км/час. Зададимся значениями s=7,5; vp = 13,6 м/сек и р'ен - 13,2 кг/см2. Тогда N' = 60 л. с./дм2. Цифра, как видно из фиг. 58, уже достигнутая на некоторых наиболее форсированных моторах и тем более допустимая для вновь 140 проектируемого двигателя, который поступит в эксплоатацию не раньше чем через 1г/2-2 года после начала проектирования. По графику фиг. 72 для р'вн = 13,2 кг/см2 и е = 7,5 получаем -^ = 1,345. По графику фиг. 70 для Н =4000 мъ- = 1,345 получаем •лте - =--лт-- = 1,11. Следовательно, нагнетатель потребляет 11% эффек- •^еН -^еН ' хх тивной мощности двигателя и Лт' = 1,11АтеЯ = 2220 л. с. Фиг. 70. _J5 в функции -----. и расчетной высоты для случая использования РеН Рео скоростного наддува. Скорость самолета на уровне моря v = 600 км/час. Для определения диаметра цилиндров при различном их числе составляем по уравнению (14а) для Np = 60 --• график (фиг. 73); построение его не нуждается в пояснениях. По графику фиг. 73 мощность 2220 л. с. могут при диаметре цилиндра < 165 мм развить несколько типов моторов с 18; 20; 24; 28; 30 и 36 цилиндрами. Руководствуясь фиг. 65, принимаем для наших двигателей минимальный конструкционный вес 17,5 кг/дм?, достигнутый в наилучших двигателях 1939 г. Индивидуальные различия в конструкционном весе оцениваем на основе выводов, приведенных на стр. 135. Сводка всех данных по двигателям приведена в табл. 2. Как видим, двигатели по весу отличаются друг от друга незначительно, за исключением Н-образного двигателя, который немного тяжелее остальных из-за двойного картера. Таблица 2 заключает в себе все или почти все, что может дать расчет. Окончательный выбор между различными вариантами двигателей производится на основании конструктивных, производственных и эксплоатационных соображений, с учетом степени динамической уравновешенности двигателя, совер- 141 7 4 5 6 Фиг. 71i p.Qи /?ео-в функции степени сжатия. '7 8 9' , Ю Л; 12. /3 14 15 16 17 18 Фиг. 72. -IS. в функции степени сжатия и г^' (фиг. 58), 142 Ш 140 150 160 мм Фиг. 73. К определению диаметра цилиндров по заданной эффективной мощности двигателя. Фиг. 73а. Определение положения ЦТ двигателя взвешиванием: шенства охлаждения его цилиндров, сложности конструкции и производства основных деталей двигателя, сроков выхода его в эксплоатацию, удобства обслуживания, простоты моторной установки и других факторов, Таблица 2 i ' •"* • =S ц ю ' 1" а cr m ftg, л Л 5 ^ К В О с* 0 S 0 g :S • ^Q CQ о; g "q во 1 о Тип sli 03 § К СГ g" <5 1 ** G,cle м Е к 5 СИ t-" 5; s g а " ga а*^. S CD ^ кИ ° " g S *§ rt Н S| 1 I ЕГ R Ч ?гС) ч^ Offi Ё" _Э и О Йн Ж м К^ Q^ ^н g^ =- t=C" 18 Двухрядная девятиконечная звезда 162 66 19 960 0,48 1380 1510 20 Четырехрядная пятиконечная звезда 153,5 62,2 17,5 880 0,44 1300 1800 24 Х-образный двигатель 140 57,3 18 900 0,45 1200 2150 24 Н-образный двигатель 140 57,3 20 1010 0,505 1300 2150 24 Четырехрядная шестиконечная звезда 140 57,3 17,5 880 0,44 1200 1720 28 Четырехрядная семиконечная звезда 130 53,2 18 900 0,45 1100 1670 30 Шестирядная пятиконечная звезда 125,5 51,1 17,5 880 0,44 1075 2050 36 Шестирядная шестиконечная звезда 114,5 46,7 17,5 880 0,44 980 1960 .для полного освещения которых может потребоваться составление нескольких эскизных компановок двигателя и тщательный разбор их при консультации производственников, самолетостроителей и т. д. А. Литература BensingerW., Die Einfluss der Zylindergrosse auf das Baugewicht motoren, "Luftfahrt-forsch.", 1937, 20/IV. Donaldson G., Proportioning Sizes of Similar Parts, "Prod. Eng-g", v. 7, No. 9. ГендлёрЛ. В., О подобии авиадвигателей, "Труды ЛИИГВФ", 1936, вып. 7. Р у д и н Д. Н-, К оценке основных параметров авиадвигателей, "ТВФ", 1939, N° 8. ~ ~ К методике проектирования авиационных двигателей, "ТВФ", 1939, von Flug-1936, IX, И., Орлов П. № 9-10. Орманов П. И., Весовые характеристики и удельный вес авиационного двигателя, Труды МАИ, вып. 3, 1939, Оборонгиз. К о с с о в С. Г., Оценка параметров звездообразных двигателей, "ТВФ", 1934, № 4. Jaklitsch F., Der Weg /urn Grossflugmotor, "ATZ", 25 Nov. 1939. Проектирование Исходной базой для проектирования авиационного двигателя являются точно сформулированные технические условия, составляемые с учетом потребностей самолетостроения и на основании анализа динамики развития авиационного моторостроения. Технические условия разрабатываются планирующими органами на основе заявок и планов потребляющих организаций - управления военно-воздушных сил, управления гражданской авиации, конструкторских отделов самолетостроительных заводов и т. д. В технических условиях указываются номинальная, максимальная, взлетная и эксплоатационная мощность, для высотных двигателей - высотный номинал и высота, на которой двигатель должен развивать его. Указываются типы самолетов, для которых предназначен двигатель. Обычно указываются также способ охлаждения, сухой вес и число оборотов на винте, 04 топлива,предельный расход топлива и масла. Кроме того, технические условия содержат указания, относящиеся к агрегатам двигателя. Технические условия могут, например, потребовать, чтобы двигатель был снабжен двумя независимыми системами пуска, чтобы двигатель был снабжен автоматическим регулятором давления на всасывании, имел привод к динамо и т. п. Технические условия могут содержать известные требования к эксплоатации мотора,например,чтобы двигатель был рассчитан для работы на определенных топливах, чтобы он был снабжен приспособлением для быстрого 144 прогрева в холодную погоду и т. д. В некоторых случаях технические условия могут ограничить лоб и длину двигателя известным пределом, выставить требование максимально удобного обзора для летчика и т. д. В технических условиях могут содержаться указания об условиях монтажа мотора на самолете; технические условия могут например потребовать, чтобы мотор полностью размещался в крыле и т. д. В отдельных случаях технические условия предъявляют мотору специальные требования, например, возможность стрельбы из пушки через полый вал винта, возможность пропуска лонжерона через картер мотора и т. д. На долю конструктора мотора остается выбор типа, размерности и конструкции двигателя, позволяющих достигнуть заданных показателей и по возможности превысить их. Массово-поточное производство, насыщенность производства специализированными автоматическими и полуавтоматическими станками, применение специальных приспособлений и инструментов - все это крайне затрудняет перестройку производства и переход с одного типа продукции на другой, и обусловливает известный консерватизм производства. Заводы стараются придерживаться одной модели двигателя возможно продолжительный срок и приспосабливают ее к изменяющимся условиям эксплоатации и быстро возрастающему уровню технических требований второстепенными изменениями конструкции и выпуском мотора в различных модификациях. В качестве примеров можно привести двигатель "Кестрель" завода Роллс-Ройс, который находится в производстве беспрерывно с 1927 по 1940 г., двигатель "Циклон" фирмы Кертис-Райт, строящийся в продолжение более 10 лет и выпускаемый в настоящее время больше, чем в 15 различных модификациях. Помимо затруднительности ломки производства подобная устойчивость типов продукции вызвана тем обстоятельством, что процесс усовершенствования и развития мотора идет параллельно с накоплением эксплоатационного опыта. Длительная эксплоатация мотора в разнообразных климатических условиях, на различной службе, при разном качестве обслуживания и т.д. обнаруживает мелкие и крупные недостатки конструкции и проявляет его сильные стороны.-Изучение мотора в длительной эксплоатации позволяет "выжать" из мотора максимум того, что он может дать. Только через несколько лет после выпуска и только в результате непрерывной доработки авиационный мотор достигает наибольшего совершенства. Продолжительность производства мотора одной модели обязывает конструктора к величайшей осторожности при выборе основных параметров мотора и заставляет предусмотреть в основном конструктивном замысле мотора возможность его форсировки и введения модификаций, которые могут потребоваться ростом уровня авиационной техники через несколько лет. Определение основных параметров двигателя представляет собой в высшей степени ответственный процесс. Мелкие частности конструкции поддаются изменению, но ошибки, допущенные при определении основных параметров двигателя, в большинстве случаев непоправимы и приводят не только к бесплодной затрате крупных материальных средств, но, что хуже, могут нанести существенный ущерб национальному моторостроению и отодвинуть его развитие на годы. Одна из непременных предпосылок правильного выбора размерности мотора состоит в изучении статистических данных, тщательном анализе исполненных и зарекомендованных конструкций и исследовании динамики развития самолетостроения и авиационного моторостроения. Конструктор двигателя должен иметь полное представление о том, какие показатели потребуются от мотора через несколько лет. Он должен тщательно изучить исполненные конструкции авиационных двигателей и показатели их тепловой и динамической напряженности (среднее эффективное давление, средняя скорость поршня, литровая мощность, удельная мощность, литровый, конструкционный и удельные веса) и отдать себе полный отчет в том, какими особенностями конструкции, эксплоатации и применяемого топлива объясняются повышенные показатели одних и пониженные показатели других моторов. Орлов-1071-10 145 В качестве примера можно привести некоторые особенности мощных американских и английских двигателей воздушного охлаждения. Первые, как правило, имеют более высокое среднее эффективное давление и работают при меньшем числе оборотов коленчатого вала, чем английские двигатели. Последние более быстроходны, работают при меньшем среднем эффективном давлении и развивают (вследствие повышенного числа оборотов) приблизительно одинаковую с первыми литровую мощность. Дело объясняется тем, что американские двигатели, как правило, имеют больший диаметр цилиндра (порядка 155-160 мм), чем английские, диаметр цилиндра которых ближе к 135-145 мм. Располагая огромными запасами высококачественного топлива с высокими антидетонационными качествами, американские авиамоторостроители без труда компенсируют наддувом пониженное вследствие большого диаметра цилиндра число оборотов двигателя. Умеренное число оборотов позволяет им ограничиться применением двух клапанов, что в свою очередь допускает значительный развал клапанов, улучшающий форму камеры сгорания, обеспечивающий удобное расположение свечей, прекрасное охлаждение межклапанного промежутка, клапанных седел и направляющих. Благодаря хорошему охлаждению головка может выполняться литой. Повышенная степень сжатия, обязанная высокому качеству топлива и полушаровой форме камеры сгорания, обеспечивает низкий удельный расход горючего. Затруднения с охлаждением клапанов большого диаметра преодолеваются применением клапанов с пустотелой головкой, охлаждаемой натрием. Английские моторостроители вынуждены для получения удовлетворительного значения литровой мощности итти по пути увеличения оборотов мотора. Помимо уменьшения диаметра цилиндров, они снабжают для этой цели свои двигатели четырьмя клапанами, обеспечивая тем самым нужную скорость смеси в клапанах и понижая напряжения в клапанном механизме. Это обстоятельство заставляет придавать камере сгорания плоскую форму с небольшим развалом клапанов, в результате чего несколько ухудшается процесс сгорания и страдает охлаждение головки и клапанов. Если при этих условиях клапаны работают удовлетворительно, то это объясняется, главным образом, малым диаметром клапанов, обязанным применению четырехклапанной системы. Степень сжатия у английских двигателей, как правило, не очень высока, но это обстоятельство, наряду с высоким числом оборотов и малым диаметром цилиндра, делает их менее прихотливыми к топливу. Для повышения прочности головки, противодействия разрушающему влиянию на материал головки слабых форм детонации и, наконец, с целью улучшения охлаждения английские авиамоторостроители обычно применяют кованые и кругом обработанные головки и" легких сплавов с глубокими и часто расположенными фрезерованными ребрами (завод Бристоль). Выбрав конструкцию цилиндра и его головки, схему мотора и число цилиндров, конструктор приобретает возможность по аналогии с исполненными двигателями оценить среднее эффективное давление и среднюю скорость поршня. В более счастливом положении в смысле точности определения размерности двигателя находится конструктор, если он располагает экспериментальной одноцилиндровой установкой с цилиндром тех размеров и той конструкции, которую предполагается положить в основу проектируемого двигателя. Опыт в таком случае может дать точные данные о пределах форсировки данного цилиндра при помощи повышения ре и vp. Эти две величины, определяющие, как мы видели в предыдущем разделе, термическую и динамическую нагрузку мотора, позволяют при заданной конструктивной схеме двигателя найти диаметр цилиндра D. Если технические условия не определяют конструктивной схемы мотора, то задача конструктора состоит в определении размерности, числа цилиндров и конструктивной схемы двигателя, наилучшим образом отвечающих поставленному заданию. В этом случае по величине Np определяют суммарную площадь . TtD2 поршней г -т-и, задаваясь различными значениями г, соответствующими упот-146 ребительным схемам, обеспечивающим удовлетворительную уравновешенность и правильное чередование вспышек, из уравнения (14-14а) получают соответствующие каждой данной схеме диаметры цилиндра. Полученные варианты двигателей подвергают критическому анализу с точки зрения уравновешенности двигателя, стоимости изготовления, удобства сборки, удобства монтажа на самолете, легкости обслуживания и ремонта, возможности форсировки и т. д., отбрасывают наименее удачные варианты и сосредоточивают внимание на одном или нескольких наиболее обещающих вариантов. Следующий этап проектирования заключается в составлении эскизного проекта одного или нескольких вариантов двигателя. Эскизный проект, не преследуя цели выяснения всех конструктивных деталей, имеет назначением разработку основной конструктивной схемы двигателя и конструкции главных его узлов - цилиндра и головки с распределением, шатунно-поршневой группы, картера с коленчатым валом, редуктора и основных агрегатов. При составлении эскизного проекта разрабатывается в основных чертах система охлаждения и смазки, выясняется расположение всасывающих и выхлопных трубопроводов и главных обслуживающих агрегатов. Устанавливается технология изготовления основных деталей. Эскизный проект обычно вычерчивается в виде поперечного и продольного разрезов двигателя, к которым иногда добавляются некоторые разрезы и виды, поясняющие конструкцию отдельных деталей и узлов. Часто для удобства обсуждения отдельные узлы и детали разрабатываются в нескольких вариантах. На эскизном проекте проставляются лишь главные размеры. К периоду времени, когда складывается основной конструктивный замысел двигателя и разрабатывается эскизная компановка, обычно приурочивается проведение экспериментов для проверки некоторых конструктивных нововведений. Так например, проверяются способы жидкостного и газового уплотнений блоков моторов жидкостного охлаждения, определяются жесткость и прочность отдельных деталей и соединений и т. д. При составлении эскизного проекта двигателя производят некоторые расчеты. Строят предварительные внешнюю, дроссельную и высотные характеристики двигателя. Определяют среднюю величину удельного давления и работу трения на шатунных и коренных шейках, рассчитывают сечения основных деталей и приблизительно определяют вес мотора. Для двигателей воздушного охлаждения производят расчет охлаждения, заключающийся в определении поверхности охлаждения, необходимого количества воздуха, сечения входного и выходного отверстий капотов, воздушного сопротивления, минимальной скорости воздушного потока, обеспечивающей удовлетворительное охлаждение, и наконец, затраты мощности на охлаждение. На этой стадии проектирования широко пользуются прикидочными (ориентировочными) способами расчетов, сберегающими время и обеспечивающими достаточную для эскизного проектирования точность. Вместо кропотливого графического или аналитического построения полярных диаграмм действующих на шейки вала усилий, пользуются разработанными несколькими авторами (см. гл. VI, стр. 558) способами приближенного определения величин среднего удельного давления на подшипники. При определении веса мотора широко пользуются теорией подобия, приближенно вычисляя вес деталей по литровому или (точнее) по конструкционному весу аналогичных по форме деталей исполненных моторов. Мотор отнюдь не должен быть рассчитан "на пределе" и не должен иметь перенапряженных деталей, могущих лимитировать форсировку мотора при его дальнейшем развитии. "Резервы" мотора, его пригодность для форсировки. должны стоять при проектировании в центре внимания конструктора. Эскизная компановка должна предусмотреть возможности модификаций и видоизменений двигателя, которые могут потребоваться развитием авиационной техники и интересами расширения области применимости моторов на самолетах различного класса. Конструкция двигателя должна допускать возможность перемены передаточного числа в редукторе и в коробке привода нагнетателя, возможность установки винтов изменяемого шага разной конструкции и т. д. 147 Параллельно с составлением эскизного проекта производят некоторые расчеты, связанные с применением мотора на самолете. Определяют число оборотов винта, обеспечивающее наиболее высокие показатели самолета того класса, для которых предназначен мотор. Делают аэродинамический расчет первого приближения самолета с проектируемым мотором с целью определения макси-,мальной скорости полета, скороподъемности, рабочего потолка, длины разбега при взлете и пробега при посадке, дальности полета и т. д. Данные этих расчетов, производимых специалистами-самолетостроителями, фигурируют при разборе эскизной компановки, как материал для суждения о рациональности избранной конструктором схемы и целесообразности постройки двигателя. Следующий этап проектирования заключается во всесторонней критике и оценке эскизного проекта, к которым привлекают производственников, эксплоатационников и специалистов - самолетостроителей. Консультация производственников имеет целью выяснить удобство изготовления отдельных деталей, приспособленность их к массовому производству.- После всестороннего обсуждения, критики слабых сторон проекта и оценки его соответствия техническим условиями назначению мотора, проект отвергается или утверждается в целом или с известными поправками. В случае, если эскизных проектов несколько, производится окончательный выбор между представленными вариантами. Определение основных параметров мотора, выбор его конструктивной схемы и составление эскизной компановки представляют наиболее ответственный этап проектирования мотора. Работа на этом этапе обычно ведется небольшой, хорошо сработавшейся группой высококвалифицированных конструкторов под руководством главного конструктора двигателя, отлично знающих приемы конструирования, в совершенстве знакомых с производством и эксплоатацией авиационных двигателей, обладающих творческой инициативой и изобретательностью. На последующем этапе конструирование приобретает несколько более ремесленный, если можно так выразиться, характер. Оно поддается разделению на простейшие операции и может быть во много раз ускорено привлечением работников средней и низшей квалификации. Этот этап заключается в разработке рабочей компановки двигателя. В противоположность эскизной компановке, рабочая компановка должна не только давать общее представление о моторе, но и определять конструкцию и размеры всех деталей двигателей с полнотой, достаточной для разработки детальных чертежей. На этой стадии проектирования должны быть решены все конструктивные проблемы двигателя, полностью разработана система смазки и охлаждения, размещены агрегаты и т. д. Основным приемом составления рабочей компановки является конструктивная разработка узлов. При разработке узлов производится полный расчет деталей на прочность. Разработка узлов ведется при непрерывной консультации производственников, помогающих придать деталям вид, наиболее удобный для изготовления. На компановке и на узловых чертежах проставляются увязочные размеры, позволяющие раздеталировать чертежи узла. Узловые чертежи сводятся в чертеж общего вида мотора. После просмотра и утверждения рабочей компановки производится разработка детальных (рабочих) чертежей. Обычно еще задолго до деталировки, но уже после того как установлены основные размеры деталей, выполняются поковочные чертежи крупных деталей, подлежащих изготовлению штамповкой или поковкой с тем расчетом, чтобы к началу изготовления деталей производство было обеспечено поковками. Поковочный чертеж изображает поковку в таком виде, как она поступает, на механическую обработку, с припусками 4-5 мм на сторону. На поковочном чертеже наносится пунктиром контур детали после механической обработки. Составление поковочных чертежей деталей, изготовляемых ковкой в закрытых штампах, представляет некоторые особенности и производится с участием специалистов горячей обработки. При деталировке в первую очередь разрабатываются чертежи крупных литых деталей, требующие изготовления сложных моделей, и чертежи сложных 148 кованых деталей, процесс механической обработки которых занимает много времени. Последними выполняются чертежи мелких деталей, нормалей и крепежных деталей, изготовляемых из сортового материала. На рабочих чертежах указывается материал детали и механическая обработка поверхностей, проставляются все необходимые для производства размеры и допуски. Цементуемые и азотируемые зоны отмечают условными знаками; указывают глубину цементованного или азотированного слоя и необходимую твердость. Отдельно на чертеже указывают специальные требования, например о 'соосности центрирующих отверстий и буртиков и т. д. На чертежах деталей, масса которых влияет на уравновешенность двигателя (поршни, поршневые пальцы, шатуны и т. д.) указывают весовые допуски. При составлении рабочих чертежей целесообразно определять вес деталей. Это приучает конструктора оценивать должным образом фактор веса и помогает при конструировании детали придавать ей наиболее целесообразную по прочности и выгодную по весу форму. Существует несколько приемов, облегчающих элементарную, но кропотливую задачу определения веса деталей. Некоторые детали поддаются расчленению на ряд симметричных частей. Так например, среднюю часть картера рядного двигателя можно разделить на несколько отсеков и ограничиться определением веса одного из отсеков. Детали сложной формы разделяются на элементарные тела - конусы, цилиндры, призмы с сечениями, приблизительно равными действительным сечениям. При известном навыке подобный подсчет дает достаточно точные результаты. Вес тел вращения сложной формы удобно определять по известной формуле Гюльдена-Паппуша. Рабочие чертежи маркируют маркой мотора. Детали нумеруют узловым и индивидуальным номером. Узлам присваивают буквенное обозначение по первой букве названия узла. Крепежные детали для облегчения производства выносят в отдельную группу. Весьма ответственная операция состоит в проверке рабочих чертежей, при которой проверяют правильность размеров, допусков, назначения материала обработки, а в отдельных случаях производят и поверочный расчет на прочность. Наилучшим способом проверки размеров рабочих чертежей является изготовление сборочных чертежей узлов. Узловые сборочные чертежи являются необходимым элементом документации мотора и является важным пособием при составлении технологических разработок при контроле и при монтаже готовых деталей. На сборочных чертежах проставляют номера деталей и указываются зазоры и посадки. Размеры на сборочных чертежах не проставляют. На сборочных чертежах шатунно-поршневой группы указывают весовые допуски. Заключительным этапом изготовления проекта является составление общего вида мотора, обычно в поперечном и продольном разрезах. На общих видах указывают номера деталей. По общему виду и рабочим чертежам производится генеральный поверочный расчет двигателя, состоящий втепловом расчете, построении характеристик двигателя, динамическом расчете, проверке уравновешенности, определении критических чисел оборотов коленчатого вала, построении полярных диаграмм сил, действующих на коренные и шатунные шейки вала, построении диаграмм износа, в полном расчете всех деталей двигателя на прочность, усталость и износ, расчете смазочной системы, охлаждения и т. д. Одновременно для потребностей самолетостроительных заводов .изготавливают габаритный чертеж двигателя и определяют положение центра тяжести мотора. Центр тяжести проектных моторов определяют по положению центров тяжести отдельных узлов. Центр тяжести исполненных моторов определяют взвешиванием двигателя на двух весах (фиг. 73а) или подвешиванием мотора в трех положениях (третий подвес - контрольный), отбивкой вертикалей по продолжению ТОЧЕН подвеса и определением точки пересечения вертикалей, указывающей положе- 149 ние центра тяжести мотора (фиг. 74). Применение фотографического аппарата или теодолита для отбивки вертикалей позволяет определить положение центра тяжести с точностью до десятых долей миллиметра. Конструкторская работа отнюдь не заканчивается составлением проекта. Подготовка к производству, производство, испытание и доводка мотора требуют интенсивной конструкторской работы над двигателем. В процессе изготовления моделей и технологических разработок детали подвергаются многочисленным изменениям. Отливка сложных деталей часто сопряжена с затруднениями, которые могут потребовать не только маневрирования приемами отливки, но иногда и значительной конструктивной переделки. Требования механической обработки вносят свои изменения в конструкцию детали. По указанию технологов конструктору приходится иногда менять размеры, давать базы для обработки и т. д. Фиг. 74. К определению центра тяжести мотора. В процессе испытания и доводки двигателя конструктору также приходится вносить существенные изменения в детали и решать многочисленные конструктивные задачи, которые в этом случае усложнены стесненностью габаритов и необходимостью решения задачи с минимальными изменениями и в кратчайший срок. Настоящей проверкой для двигателя является длительная рксплоатация, обычно выявляющая множество мелких и крупных неполадок, часто остающихся незамеченными при заводских и государственных испытаниях. Из летных отрядов, из управлений воздушных линий идет непрерывный поток пожеланий об изменении способов крепления деталей, об улучшешщ антикоррозийных покрытий, об изменениях в системе смазки и охлаждении и т. д. Конструкция мотора совершенствуется только в результате совместных усилий конструкторов, производственников, эксплоатационников и т. д. 150 Освоив производство и наладив выпуск мотора, завод ведет постоянную интенсивную работу над форсировкой мотора. Применение материалов повышенной крепости и сопротивлению усталости, улучшение качества смазочных итоплив, улучшение конструктивных форм деталей, усовершенствование способов охлаждения и, наконец, применение вспомогательных агрегатов позволяют поддерживать мотор на уровне все возрастающих требований авиации. О расчете деталей авиационных двигателей на прочность Расчет деталей авиационного двигателя на прочность в таком виде, как он вложился к настоящему времени и как изложен в настоящем курсе, имеет весьма условный характер. Это объясняется затруднительностью определения допустимых напряжений, неточностью определения действующих сил и работающих сечений и приближенностью формул определения напряжений. Почти все ответственные детали авиационного двигателя работают под переменной нагрузкой. Предельным напряжением для них является усталостная прочность, величина которой (см. стр. 187) зависит не только от материала и его термической обработки, но и от целого ряда других факторов: диапазона колебания напряжений, конфигурации детали, ее абсолютных размеров, от состояния поверхности, чистоты ее отделки, конструкции переходов и сопряжений, ориентации волокон, структуры металла и многих других факторов. Работа над созданием новых способов расчета с численным учетом этих факторов еще далека от завершения. В настоящее время ограничиваются подчеркиванием значения этих факторов для прочности -конструкции и рекомендацией целесообразных технологических и конструктивных приемов, имеющих целью повышение усталостной прочности деталей. Обычно расчет базируется на "номинальных" напряжениях, получающихся в случае растяжения-сжатия простым деле- ударной на-нием максимальной действующей за цикл нагрузки на мини- грузки, мальное сечение детали, в случае изгиба - делением максимального действующего за цикл момента на модуль сопротивления опасного сечения и т. д. Вторая причина условности расчета- заключается в затруднительности, а иногда и полной невозможности определения истинной величины сил, действующих на детали. Только в сравнительно редких случаях можно с достаточной степенью достоверности определить величину действующих усилий (например силы газов и инерции, действующие на поршень и на шатун). Заметим, однако, что и здесь мы далеки от знания истинных напряжений, вызываемых этими силами, по той причине, что мы не учитываем скорости изменения этих сил, продолжительности их действия и степени упругости системы, в которой развиваются эти силы. Известно, что величина напряжений, вызываемых кратковременно действующей ударной силой, к которой отчасти относится также сила .вспышки, зависит от обстоятельств приложения этой силы. Обратимся к наиболее элементарной схеме. Пусть на стержень а (фиг. 75), подвешенный к пружине в, массой которой ради простоты пренебрегаем, падает с некоторой высоты груз G. В момент соприкосновения со стержнем груз обладает вполне определенным запасом кинетической энергии, которая в последующий момент сообщается стержню и затрачивается, с одной стороны, на преодоление инерции стержня, а с другой, - на растяжение пружины. Очевидно, что в каждый данный момент сила, с которой груз G растягивает стержень, будет равна силе натяжения пружины Р и произведению массы стержня на сообщаемое ему ускорение М}. Напряжение растяжения будет е. Mj + Р различным по длине стержня: оно будет максимальным и равным -~- р в сечении d-d и минимальным и равным -=- в сечении е-е, и будет изменяться 151 по линейному закону по длине стержня. Как видно, величина максимального напряжения зависит от массы стержня и упругости пружины. Известную аналогию этой схемы представляет шатунно-кривошипный механизм. Действительные напряжения, вызываемые силой вспышки в деталях кривошшшо-шатунного механизма, меньше тех, которые вызвала бы постоянная сила той же величины, действующая неопределенно долгое время. Часть энергии вспышки пойдет на работу растяжения цилиндра, его головки, шпилек крепления цилиндра к картеру и самого картера и на придание ускорения этим деталям. Другая часть будет затрачена на деформацию сжатия поршня, изгиба шатунного пальца, сжатия шатуна, изгиба и кручения коленчатого вала, на создание ускорения этих деталей в пределах этих деформаций и, наконец, на вытеснение масляного слоя в многочисленных зазорах между сопрягающимися поверхностями этих деталей. Большая часть этой энергии обратима и возвращается в последующие моменты, другая часть - работа гистерезиса, вытеснения и вязкого сдвига масляного слоя - является потерянной. Чем больше упругость системы, т. е. чем длиннее крепежные шпильки, чем податливее масляный слой, чем длиннее коленчатый вал и т. д., тем меньше будут силы, напрягающие рабочие детали в момент вспышки. Упругие связи, вводимые в некоторых случаях в кривошипно-шатунный механизм (например упругое соединение коленчатого вала с винтом или с шестерней редуктора, упругое крепление противовесов у звездообразных моторов и т. д.), могут весьма существенно уменьшить напряжения в деталях. Вместе с тем, как мы видели вышег напряжения будут неодинаковы по длине деталей. Все эти обстоятельства не учитывает современный расчет на прочность, определяя напряжения в деталях от ударных нагрузок так же, как от постоянных сил. В более сложных случаях нагрузки приходится итти на дальнейшие упрощения, которые являются источником новых погрешностей. Так например, при расчете коленчатого вала предполагают, что вал абсолютно жесток, мысленно разрезают его на отдельные колена и ведут расчет каждого колена в отдельност!:, игнорируя влияние соседних колен и их опор. Еще более приближенно определение нагрузок на картер. Условным является и выбор расчетного режима - режима номинальной мощности. Взлетная мощность современных моторов с нагнетателями превышает номинальную мощность на 20-40%, газовые силы достигают в это время максимального значения и, несмотря на то, что пользование взлетной мощностью ограничено х/2-1 мин., именно этот режим определяет прочность многих деталей двигателя. Напряжения от сил инерции достигают наиболее высокого значения на режиме пикирования на полном дросселе, применяемом при выполнении некоторых боевых маневров. Вследствие того что винт при этом режиме автороти-рует, число оборотов двигателя возрастает иногда на 20%, вследствие чего инерционные нагрузки, пропорциональные квадрату числа оборотов, увеличиваются почти на 50% по сравнению с режимом номинальных оборотов. При пикировании на прикрытом дросселе нагрузки могут также несколько возрастать вследствие уменьшения газовых сил, сопровождающегося увеличением алгебраической суммы газовых и инерционных сил в вер хне и л о л овине хода поршня, где газовые и инерционные силы имеют разные знаки. В свете этих, часто упускаемых из виду, обстоятельств практикуемое во многих случаях скрупулезное определение сил инерции на номинальном режиме с точностью до десятых долей килограмма, представляется мало осмысленным занятием. Третий источник погрешностей заключается в затруднительности определения в целом ряде случаев истинной величины сечений, воспринимающих нагрузку, и распределения напряжений в деталях. Классическим примером такого случая является картер, в особенности, у блочных двигателей. Каково распределение нагрузок между верхним и нижним картером, какова степень участия цилиндровых блоков в несении нагрузки,. 152 каковы размеры сечений, воспринимающих сосредоточенные нагрузки от силовых шпилек, -на все эти вопросы в настоящее время нельзя дать ответа. Да и вряд ли когда-либо будет разработана система расчета, позволяющая достаточно достоверно определить истинные напряжения в материале таких деталей, как картер, блоки рубашек и головок. Но и в более простых случаях распределение напряжений в теле детали далеко не всегда представляется ясным. Номинальные напряжения, определяемые по известным формулам сопротивления материалов, имеют место лишь в брусках постоянного сечения, на значительном удалении от участков закрепления. В точках приложения сосредоточенных сил возникают местные напряжения, величина которых может во много раз превысить номинальные напряжения. Распространяясь вглубь материала по закону окружностей, касательных друг к другу в точке приложения нагрузки (круги Буссинэ), эти напряжения выравниваются лишь на большом расстоянии от точек приложения сил. Фасонные очертания детали, наличие переходов, местных ослаблений, отверстий и т. д. в свою очередь являются источниками повышенных местных напряжений. Явление концентрации напряжений не представляет опасности для деталей, подвергнутых статической нагрузке и изготовленных из достаточно вязких и однородных материалов, вроде стали,вследствие того, что в перенапряженных участках возникают пластические деформации, вовлекающие в работу соседние участки и снимающие пики напряжений. В деталях же, подвергнутых переменным нагрузкам, к числу которых принадлежат основные детали авиационного мотора, в деталях из более хрупких материалов (литейные алюминиевые сплавы) описанный процесс упрочнения не происходит. Концентрация напряжений в участках местных ослаблений учитывается коэфициентом концентрации напряжений fc, величина которого определена лишь для некоторых простейших случаев (см., например, фиг. 76). В авиационном моторе, где действующие силы обычно велики и приложены на незначительном расстоянии друг от друга, масса же и размеры деталей весьма незначительны, форма деталей, как правило, сложна, где переходы и ослабления являются совершенно неизбежными, - местные напряжения весьма велики и простирают свое влияние иногда на все протяжение детали. Общие напряжения почти в каждом участке таких деталей представляет собой сумму номинального напряжения и местных напряжений различного направления и величины. Величина и направление местных напряжений непрерывно меняются вследствие переменности нагрузки и вследствие переменной величины сечений, участвующих в работе. Максимум общих напряжений может не совпадать с максимумом номинальных напряжений. Таким образом напряжения и деформации в деталях авиационных моторов являют собою очень сложную и быстро изменяющуюся во времени картину. Если еще можно ожидать, что напряжения, например, в среднем сечении стержня шатуна приближаются к величине, даваемой формальным расчетом, то направление усилий, характер нагрузок и расположение опасных сечений на поршневой и особенно кривошипной головках шатуна подчас выясняются лишь по трещинам и разрывам, на сломанном шатуне. Дальнейший источник погрешностей состоит в грубом упрощении схемы действия сил в сопряженных деталях, например в неподвижных соединениях 453- 0,7 Фиг. 76. Коэфициент k концентрации напряжений (на кручение) для ступенчатого образца в функции отношения диаметров ступеней и радиуса их сопряжения. или в опорах скольжения. Для примера возьмем поршневой палец. Поршневой палец воспринимает силу вспышки через подшипники поршневых бобышек и передает ее шатуну через подшипник поршневой головки шатуна. Как известно из точных опытов, давление по длине несущего масляного слоя в плоскости приложения силы Р изменяется по параболической кривой с показателем около 2,5-3, максимальная ордината которой в 2,5-3 раза больше величины / Р \ среднего удельного давления k (k = ------J и расположена в центре симметрии подшипника. Картина распределения давления по окружности подшипника изображена в перспективе на фиг. 77. Проекция всех сил давления на плоскость приложения нагрузки равна последней. Схема распределения сил, принимаемая при нормальном расчете, имеет очень мало общего с действительностью. При расчете принимают, что нагрузка сосредоточена в центре опорных поверхностей (фиг. 78) или равномерно распределена по длине опорных поверхностей в плоскости приложения силы (фиг. 79). Расчет по первому предположению преувеличивает напряжения в опасном сечении пальца/ расчет по второму предположению - преуменьшает. Ни тот ни другой способы расчета не учитывают напряжений, возникающих в пальце от действия поперечных компонентов давления. Ни тот, ни другой не позволяют составить правильное представление о деформации пальца под действием нагрузки. Фиг. Ц. Распределение давления на опорных поверхностях поршневого пальца. Фиг. 78. К схеме расчета поршневого пальца. Фиг. 79. К схеме расчета поршневого пальца. Четвертый источник погрешностей кроется в игнорировании теплового состояния мотора. Прочность и предел усталости сталей в диапазоне температур, при которых работает большинство стальных деталей (до 150°), изменяются сравнительно незначительно. Материал же картеров, работающий при температуре до 100-120°, теряет при этом значительную часть своей прочности, не говоря уже о головках цилиндров двигателей воздушного охлаждения, температура которых достигает сплошь и рядом 270-300° (ср. фиг. 86). Неравномерность температуры различных сильно нагретых частей мотора, особенно стенок камеры сгорания, выхлопных патрубков и т. д., вызывает в материале этих частей термические напряжения, которые сами по себе могут иметь довольно значительную величину, а, складываясь с оставшимися в материале литейными напряжениями и напряжениями -от действующих сил, приводят сплошь и рядом к разрушению детали. Термические напряжения поддаются определению только в отдельных простейших случаях, например в нижнем поясе головки воздушного охлаждения. Очень большую роль в конструкции авиационного мотора имеет жесткость, особенно в тех узлах, где происходит относительное движение деталей. Недостаточная или неравномерная жесткость гильзы цилиндров может вызвать быстрый износ или даже заедание поршней и поломку поршневых колец. Неравномерная жесткость головки цилиндра, особенно в участках, близких к седлам клапанов, способствует короблению головки под действием сил вспышки и неравномерных температур стенки и может быть причиной очень трудно устранимого прогара клапанов. Многократно повторенная деформация ("дышание") неподвижных соединений (например, соединения шатунного пальца с кривошипной головкой шатуна, соединения втулки винта с носком коленчатого вала) может вызвать эрозию и интенсивную коррозию поверхностей. Подшипники особенно часто -страдают от недостаточной жесткости вала или корпуса подшипника, деформации которых нарушают правильные условия работы подшипника, ослабляют или уничтожают несущую способность масляной пленки и способствуют появлению полужидкостного или полусухого трения, быстро выводящего подшипник из строя. Известен случай, когда оказалось совершенно невозможным устранить аварии коренных подшипников одного мотора с очень узким и длинным картером, который в работе деформировался во всевозможных направлениях. Приведем другой характерный случай. Носок коленчатого вала опытного редукторного мотора, опертый в подшипнике, был нагружен сравнительно небольшой реакцией от усилия на зубе малой шестерни редуктора. Конструктор не преминул облегчить носок вала и ограничился формальным расчетом вала на прочность, в основу которого положил обычную для коленчатых валов цифру допустимого напряжения на изгиб (порядка 2000 кг /еж2). Получилась конструкция, схематически из-ображенная на фиг. 80, а. Непрерывные аварии переднего подшипника заставили внимательнее присмотреться к конструкции носка. Когда коленчатый вал был установлен на испытательную машину и к носку вала приложили силу, равную расчетной силе, то оказалось, что носок прогнулся, приняв в поперечном сечении форму эллипса, большая ось которого превысила на 0,2 мм диаметр подшипника. Между тем при диаметральном зазоре в подшипнике около 0,1 мм эллипсность вала приблизительно в 0,06 мм совершенно уничтожает клино-видность масляного слоя на участке максимального сближения вала с подшипником, являющуюся непременным условием возникновения подъемной силы в масляном слое. Дефект удалось ис- Фиг. 80. Увеличение жесткости носка коленчатого вала запрессовкой шайбы. править очень простым способом и без значительного увеличения веса конструкции. В носок вала запрессовали шайбу (фиг. 80, б), которая резко повысила жесткость носка и обеспечила сохранение правильной цилиндрической формы вала. Расчет на прочность, вообще говоря, следовало бы дополнить расчетом жесткости конструкции, но в подавляющем большинстве случаев такой расчет оказался бы еще менее обоснованным, чем расчет на прочность, не только из-за затруднительности определения нагрузок и сечений, воспринимающих нагрузки, и сложности конфигурации деталей, но и потому, что в явлениях деформаций участвует ряд факторов, чрезвычайно трудно поддающихся учету. Возьмем, например, только что разобранный случай. Овализация вала под нагрузкой уничтожает несущую способность масляного слоя в направлении действия силы, но в то же самое время в направлении, перпендикулярном действию силы, возникают несущие силы, обязанные перемещению вдоль стенок цилиндра клиновидных зазоров а ж б (фиг. 81). Вертикальные составляющие этих сил несут нагрузку, а горизонтальные противодействуют овализации 155 Фиг. 81. Овализация полого вала в подшипнике под нагрузкой. вала. Величину сил, тормозящих деформацию вала, определить очень затруднительно, а потому невозможен и точный расчет деформаций вала. Существующий расчет учитывает фактор жесткости лишь одним способом - рекомендацией определенных напряжений, заведомо пониженных по сравнению с обычными допускаемыми напряжениями и выбираемых на основании статистических данных по аналогичным узлам и конструкциям исполненных и проверенных в эксплоатацйи моторов. Все остальное предоставляется навыкам и чутью конструктора или проверке непосредственным опытом, который часто бывает очень горьким. При всех своих недостатках теперешний стандартный расчет представляет большую ценность для конструкторов и для лиц, изучающих устройство авиационного мотора. Расчет позволяет установить хотя и приблизительную, но в основных чертах правильную схему действия сил в авиационном моторе и определить порядок их величины. Расчет зиждется на известном подобии авиационных моторов одинакового типа и на подобии некоторых деталей, общих для авиационных моторов произвольного типа. Условность расчета не имеет значения, пока условия, полагаемые в основу расчета, остаются одинаковыми для одинаковых и подобных деталей. Если при помощи такого условного расчета определена исходное сечение детали, например, наименьшее сечение стержня шатуна, а все остальные части (например, головка шатуна и т. д.) выполнены с таким же фактором пропорциональности по отношению к этому основному сечению, как в прототипной детали, то распределение и величина напряжений в остальных частях детали будут приблизительно такими же, как в прототипе. Если про-тотипная деталь работает удовлетворительно, то можно с основанием предположить, что и проектируемая деталь будет также работать удовлетворительно. Нетрудно видеть, что подобная методика расчета смыкается с приложением закона подобия (см. главу IV), который гласит, что напряжения в деталях геометрически подобных машин разного размера одинаковы, если одинаковы линейные скорости деталей и давления рабочих жидкостей (пара, продуктов сгорания и т. д.). В авиационном моторе линейная скорость характеризуется средней скоростью поршня г?р, а рабочие давления ФиГ> 82. фотография образцов с выре-средним эффективным давлением ре. Для того чтобы напряжения в проектируемом моторе и прототипе были одинаковыми, достаточно соблюсти геометрическое по-добиэ между проектируемым мотором величины vp и ре. Расчет, однако, гибче, чем непосредственное приложение правил подобия, он позволяет определить напряжения при отходе от употребительных значе- 756 зами и резкими переходами, подвергнутых: а-сжатию; б-разрыву (оптический способ изучения напряжений). и прототипом и сохранить те же ний vp и ре, а в некоторых случаях - при нарушении и геометрического подобия. Недостатки расчета заставляют в особенно сложных случаях дополнять расчет разнообразными вспомогательными способами определения деформаций и напряжений. К числу таких способов относится оптический способ изучения напряжений, основанный на свойстве некоторых упругих материалов (стекло, ксилонит и др.)? подвергнутых напряжениям, менять свои оптические свойства •сообразно с величиной напряжений и становиться двоякопреломляющими. Если расположить образец, изготовленный из подобного материала, в пучке поляризованного света и подвергнуть действию нагрузки, аналогичной нагрузке, действующей на изучаемую деталь, то участки образца, подвергнутые напряжениям, разложат поляризованный луч по направлениям главных деформаций на два луча с некоторой разностью фаз. Если принять эти лучи вторым поляризатором, "скрещенным" с первым, то вследствие интерференции световых лучей образец представится окрашенным в различные цвета, соответствующие разности главных деформаций, т. е. величине, полагаемой в основу расчета по принятой в настоящее время теории прочности Кулона-Мора (третья теория прочности). Таким способом часто изучают концентрацию напряжений в подрезках, участках резких переходов и в точках приложения сосредоточенных нагрузок (фиг. 82 и 83). Этот способ является мощным средством исследования напряжений в плоских образцах. Исследование напряжений в трехмерных образцах значительно сложнее, что ограничивает ценность этого способа. Другой способ заключается в проверке деталей при помощи статических испытаний , в условиях, насколько возможно приближающихся к рабочим условиям. С этой целью детали устанавливают в приспособления и нагружают силами, примерно соответствующими рабочим усилиям. Деформации детали измеряются при помощи индикаторов или тензометров о малой длиной регистрирующих элементов. Этот метод во всяком случае позволяет локализировать слабые места деталей и представляет ценное подспорье аналитическому методу определения прочности детали. Иногда поверхность детали покрывают специальным лаком, который при превышении определенной величины деформации трескается. По направлению трещин, по их величине и частоте расположения судят о направлении и величине деформации и о расположении опасных сечений. Метод изучения напряжения по лаковой пленке отличается тем преимуществом, что может быть применен для определения напряжений в деталях на работающем моторе. С помощью его можно, например, изучить картину распределения напряжений в стенках картера на работающем моторе и т. д. Поломки деталей очень часто бывают обязаны не чрезмерным напряжениям, а технологическим дефектам (пороки металла, неудовлетворительная структура, дефекты технологического процесса, остаточные напряжения, возникающие при обработке деталей, неправильный монтаж и т. д.). Каждый случай поломки деталей должен быть тщательно и всесторонне исследован. Предпринимать конструктивные переделки следует лишь после того, как будет найдена истинная причина дефекта и будет доказано, что в дефекте не повинен материал и технология изготовления детали. Фиг. 83. Фотография образца, подвергнутого действию сосредоточенной сжимающей силы (оптический способ изучения напряжений). На фотографии видны круги Буссине. V. МАТЕРИАЛЫ Стали являются основным конструкционным материалом для наиболее-ответственных и напряженных деталей авиационного мотора. Наличие громадного ассортимента сталей с самыми разнообразными механическими свойствами,, начиная от очень мягких, тягучих и вязких сталей и кончая весьма твердыми и упругими, возможность влиять на механические свойства сталей изменением их химического состава и способов термической обработки, способность сталей подвергаться химико-термической обработке для достижения особо высокой поверхностной твердости, возможность при помощи специальных присадок получать стали с особыми качествами вроде жароупорности, устойчивости против коррозии, малого или, наоборот, высокого коэфициента линейного расширения, легкая обрабатываемость, свариваемость - все это делает сталь исключительно ценным конструкционным материалом. В какой мере можно влиять специальными добавками'на физические и механические свойства сталей, ярко свидетельствует пример сталей, у которых коэфициент линейного расширения почти равен нулю, и сталей, у которых этот коэфициент равен 26- 10-6, т. е. превышает коэфициент линейного расширения алюминиевых сплавов. В последнее время за границей получены сложные высоколегированные хромоникелевые стали с присадками Мо, V и др. элементов, обладающие исключительно высокими механическими качествами [1]. Временное сопротивление этих сталей достигает 230-240 кг /мм2 при удлинении 9-10°/0 и при ударной: вязкости 15-22кг-м/см*. Предел усталости на растяжение - сжатие по Валеру у гладких образцов из таких сталей достигает 90 кг/мм2, у надрезанных образцов - 44 кг /мм2. Стали по химическому составу делятся на две основные группы. 1. Углеродистые стали, представляющие собой сплавы железа с углеродом, содержащие в качестве неизбежных примесей небольшие количества Мп и Si, а также S и Р. Последние являются вредными примесями; содержание их стремятся максимально снизить. Кроме того, углеродистые стали иногда содержат до 0,2-0,3% Ni и Сг. 2. Специальные, или легированные стали, содержащие, кроме углерода, присадки Ni, Cr, Mo, Mn, W и других элементов, придающих сталям особа высокие механические качества, способность воспринимать различные виды термической и химико-термической обработки и т. д. Эта группа сталей занимает преобладающее положение в авиационном моторостроении. Ввиду высоких требований, предъявляемых к материалам для авиационных моторов, все высококачественные стали, предназначенные для ответственных деталей, как правило, выплавляются в электрических или тигельных печах и лишь в редких случаях - в мартеновских. Углеродистые стали Углеродистые стали имеют в авиамоторостроении сравнительно ограниченное применение. Из них изготовляют детали, не нуждающиеся в высо- 158 кой прочности и специальных свойствах. В табл. 3 приведены состав и механические свойства1 главных углеродистых сталей, применяющихся в авиамоторостроении. Углеродистые стали Таблица 3 Марка Химический состав, % (Fe - остальное) Механические свойства после термообработки ОСТ Авиа С Мп Si S Р °ъ кг/мм* s % ak кгм/см2 нв кг/мм2 не более 10 ОМ 0,05-0,15 0.35-0,65 <0,3 0,04 0,04 24-38 22-24 _ _ 15 0,15-0,2 0,35-0,65 <0,35 0,04 0,04 30-40 22-24 - - 20 М 0,15-0,25 0,35-0,65 0,17-0,37 0,04 0,04 45-50 24 - 110-136 25 У2 0,2 -0,3 0,5 -0,8 0,17-0,37 0,04 0,04 43-55 18 3.5 130-170 35 УЗ 0,3 -0,4 0,5 -0,8 0,17-0,37 0,04 0,04 50-65 15 45 140-187 45 У4 0,4 -0,5 0,5 -0,8 0,17-0,37 0,04 0,04 60-75 13-14 4,5-6 175-240 Стали марки 10 и 20 в листах находят применение для изготовления сварных рубашек цилиндров. Прутковые стали 10 и 20 применяются для мелких деталей, не подвергающихся термической обработке. Стали марки 25 и 35 в прутках применяются главным образом для изготовления неответственных пробок, заглушек, слабонагруженных крепежных болтов, шпилек, гаек,, шайб, штифтов и т. д. Эти детали на моторостроительных заводах подвергаются нормальной термообработке: закалке и отпуску. Для более ответственных деталей (стаканы цилиндров, втулки винтов, противовесы коленчатых валов) применяются поковки из стали 45 или из хромистых сталей 38-ХА-45-ХА (состав см. табл. 6). Стали типа 15-25 (табл. 3) применяются для изготовления вкладышей под заливку свинцовой бронзой. В табл. 4 приведены сорта углеродистых сталей, идущих на изготовление проволоки. Таблица 4 Стали для изготовления проволоки Марка Химический состав, % (Fe - остальное) о кг/мм2 С Мп Si S | Р не более К ВС овс <0,12 0,6-0,7 0,7-0,8 <0,6 0,3-0,6 0,3-0,6 <ОД5 0,17-0,37 2,15-0,3 0,04 0,03 0,03 0,04 0,035 0,035 46-48 100-170 130-200 Проволока из стали К применяется для контровки гаек. Проволока из стали ВС (высокого сопротивления) и ОВС (особо высокого сопротивления) применяется для пружин (за исключением клапанных и других наиболее ответственных пружин, которые изготовляются из легированной хромованадие-вой стали Х5Ва состава, приведенного в табл. 5). Хромистые и никелевые стали Хромистые и никелевые стали применяются в авиамоторостроении для неособенно напряженных деталей. Хромистые стали Х4 и Х5 идут для изготовления втулок винта, цилиндров, тяг привода клапанов и других деталей. Высокоуглеродистая сталь Х2 идет для изготовления сферических головок тяг и гнезд толкателей и коромысел двигателей воздушного охлаждения. Состав этих сталей приведен в табл. 6. В табл. 6 приведен также состав хромо-ванадиевой стали ХТВ и хромомолибденовой ХТМ. 1 Обозначения в табл. 3-32 (и далее) разъяснены в списке условных обозначений (стр. 5). 159 Хромованадиевая сталь для клапанных пружин Таблица Марка Химический состав, % (Fe - остальное) Механические свойства Авиа ОСТ С V Мп Сг 'Ni -Si S Р аь кг/мм2 as кг/мм2 8 °/ /0 Ф % ak кг-м/см2 Нв кг/мм2 не более Х5Ва 50ХФА 0,45-0,55 0,15-0,3 0,25-0,6 0,71-1,1 <о,з <0,4 0,035 0,035 130 110 10 45 10-12 360 I Таблица 6 Марка Химический состав, % (Fe - остальное) Механические свойства Авиа ост С Сг Ni Мп Другие элементы S р съ кг/мм2 CTs кг/мм2 8 °/ /0 Ф % ak кг • м/см2 Нв кг/мм2 не более Х4 38-ХА 0,3 -0,42 0,8-1,1 <0,3 0,5-0,8 0,17-0,37 Si 0,030 0,035 95 80 12 50 9 271-321 XT В 40-ХФА 0,35-0,45 0,8-1,1 <о,з 0,5-0,8 0,15-0,25 Va 0,030 0,035 90 75 10 50 9 270-360 хтм 30-ХМА 0,25-0,32 0,8-1,1 <о,з 0,4-0,7 0,15- 0,25Мо 0,030 0,035 95 80 12 50 9 270-360 Хб 45-Х А 0,4^-0,5 1,2-1,6 - 0,4-0,7 0,4 Si 0,030 0,035 80 55 - 12 50 8 228-321 Х2 ШХ-15 1,0 -1,15 1,3-1,6 - - - 0,030 0,035 Никелевые стали Таблица Марка Химический состав, % (Fe - остальное) Механические свойства Авиа ОСТ С Ni Сг Мп Si S Р сть кг/мм2 as кг/мм2 8 °/ /0 Ф % ak кг-м/см2 Нв кг/мм2 не более ЦК Н5А Н5Б 13-Н2А 13-Н5А 21-Н5А ОД -0,16 0,1 -0,17 0,18-0,25 1,7-2,3 4,5-5,25 4,5-5,25 0,2-0,5 <0,25 <0,25 0,2-0,5 <0,6 <0,6 <0,35 <0,35 <0,35 0,025 0,03 0.03 0,03 0,03 0,03 60 95 125 40 75 95 15 11 • 9 55 55 45 12 10 5 178-302 277-363 363-444 Из никелевых сталей в авиамоторостроении применяются стали ЦК, Н5А и Н5Б. Состав этих сталей приведен в табл. 7. Первые две марки стали, приведенные в табл. 7, --- цементующиеся. Из стали ЦК изготовляют распределительные валики, из стали Н5А - кулачковые шайбы звездообразных моторов воздушного охлаждения. Сталь Н5Б идет на изготовление валиков передач к агрегатам и тому подобных деталей. Хромоникелевые стали Наиболее широко применяются в авиамоторостроении хромоникелевые стали перлитного или сорбитного класса и реже - аустенитного класса. Присадки хрома и никеля увеличивают прочность и вязкость стали, повышают ее прок&иваемость, способствуют созданию мелкозернистой структуры и улучшают антикоррозийные свойства стали. Применяемые в авиамоторостроении хромоникелевые стали разделяются на две основные группы - стали для цементации и стали, подвергаемые закалке с последующим отпуском. В табл. 8 приведен состав и свойства наиболее распространенных хромоникелевых сталей первой группы. Помимо приведенных в табл. 8 простых хромоникелевых сталей, в настоящее время применяются сложные цементующиеся стали с присадками Мо и W, обладающие повышенными механическими качествами. Состав и свойства 1 этих сталей приведены в табл. 9. Высоколегированные стали 53-А1 и 53-А1М с повышенным содержанием С (до 0,22%) применяются также как калящиеся стали для изготовления коленчатых валов, валов винта и т. д. Стали Х1Н, ХМ1, 7330 применяются для изготовления кулачковых валиков, цементуемых шестерен, поршневых пальцев, валиков передач и т. д. Сталь И-114 применяется для тех же деталей в случаях, когда необходимы повышенные вязкость и сопротивление удару. Стали 53-А1 и 53-А1М с повышенными механическими качествами идут на изготовление наиболее ответственных деталей двигателя - сильно нагруженных кулачковых валиков, а также шатунов и коленчатых валов, подвергаемых цементации. Все стали этой группы поддаются цианированию (см. стр. 204). В табл. 10 приведены состав и свойства основных конструкционных хромо-никелевых сталей, подвергающихся закалке и отпуску. Сталь Х2Н является наиболее распространенной конструкционной сталью для ответственных деталей, работающих при незначительном трении и подвергающихся средним и высоким напряжениям с большим числом переменных циклов. Она идет на изготовление ответственных болтов, шпилек, тяг, толкателей, валиков передач, иногда шатунов. Стали ХЗН, Х4Н с повышенным содержанием углерода применяются для изготовления сильно нагруженных деталей, наряду с прочностью нуждающихся в твердости и испытывающих значительные напряжения на срез, скручивание и удар. Из стали ХЗН изготовляются шатуны, коромысла клапанов, обоймы упорных подшипников и т.. д. Из стали Х4Н изготовляются нецементуемые шестерни, замки и тарелки клапанов, толкателей и т. д. Наряду с двойными хромоникелевыми сталями, т. е. сталями, содержащими только Сг и Ni, в последнее время применяются сложные стали, которые кроме Сг и Ni содержат значительные количества Mo, W и других элементов, придающих стали повышенные механические качества. Среди них наиболее высокими качествами отличаются хромоникельмолиб-деновые стали. Приводим состав и свойства некоторых сложных хромоникелевых сталей (табл. 11). / Стали 53-А2, 53-А2М и 7320 отличаются повышенной по сравнению с простыми хромоникелевыми сталями вязкостью. Они применяются для изготовления наиболее ответственных деталей: коленчатых валов, шатунов, валов редуктора, силовых шпилек и т. п. Стали 53-А2 и 53-А2М применяются Орлов-1071-И 161 Цементующиеся хромоникелевые стали Таблица 8 Марка Химический состав, % (Fe - остальное) Механические свойства после термообработки Авиа ост С О Ш Мп Si S Р сть кг/мм2 as кг/мм2 5 °/ /0 Ф % ak кг • м/см2 нв ке/мм* не более Х1Н ХМ1 12-ХНЗА 13-ХН4А ОД- 0,16 ОД- 0,16 0,6 -0,9 0,75-1,1 2,75-3,25 3,4 -4 0,25-0,55 0,2 -0,5 0,17-0,37 0,35 0,03 0,03 0,035 0,03 100 100 80 80 11 9 50 55 11 9 293-388 293-388 Сложные хромоникелевые стали для цементации Таблица 9 Марка Химический состав, % (Fe - остальное) Механические свойства после термообработки Авиа ОСТ С Сг Ni Мп Si S Р Другие элементы кг/лш2 кг/мм? 5 /о 0 ak кг-м/см? нв ке/мм? не более 7330 И-114 53-А11 53-А1М 12-Х2-Н4А 13-ХНВА 18-ХНВА 18-Х НМЛ ОД -0,15 ОД -0,16 0,15-0,22 0,15-0,22 1,25-1,75 1,35-1,65 1.35-1,65 1,35-1,65 3,25-3,75 4,1 -4,6 4,1 -4,6 4Д -4,6 ОД -0,5 0,25-0,55 0,25-0.55 0,25-0,55 <0,35 0,17-0,37 0,17-0,37 0,17-0,37 0,03 0,03 0,03 0,03 0,03 0,035 0,035 0,035 0,25-0,45 Мо или 0,8- 1,2 W 0,8 - 1,2 W 0,25-0,45 Мо 100 100 120 80 85 95 12 12 10 55 50 45 10 12 10 293-375 321-383 340-388 По спецификации ГУАП-ХНБЦ. Хромоникелевые стали Таблица 10 М арка Химический состав, % (Fe - остальное) Механические свойства после термообработки Авиа ОСТ С Сг Ni Мп Si S Р аь кг/мм? ffs кг/мм2 Ь °/ /0 Ф % ak КЗ'М/СМ2 Нв кг /мм* не более Х2Н ХЗН Х4И 20-ХНЗА 37-ХНЗА 0,17-0,25 0,25-0,35 0,33-0,4 0,6-0,9 0,9-1,3 1,2-1,6 2,75-3,25 2,8 -3,5 3,0 -3,75 0,3 -0,6 0,3 -0,6 0,25-0,6 0,17-0,37 <0,4 <0,4 0,03 0,03 0,03 0,03 0,03 0,03 100 110 115 85 100 100 10 9 10 55 50 50 10 7 6 293-340 326-400 352-415 для штамповки коленчатых валов мощных двигателей жидкостного охлажде- , ния; из стали 7320 делаются валы двигателей воздушного охлаждения, шатуны и другие детали. Из стали ХНМ4 изготовляются детали, требующие особо высокой твердости - нецементуемые поршневые пальцы и т. д. Азотируемые стали Наилучшие результаты дает азотирование хромомолибденоалюминиевых сталей, хотя азотированию поддаются и многие другие легированные и малоуглеродистые стали. Состав и свойства азотируемой хромомолибденовой стали ХМА4 приведены в табл. 12. Стали ХМА4 применяются для изготовления азотируемых цилиндров, шестерен редуктора, поршневых пальцев и других деталей. Перед азотированием эти стали подвергаются закалке и отпуску, в результате чего приобретают механические свойства, указанные в табл. 12. После азотирования термообработка не производится. Толщина слоя зависит от режима азотирования и в среднем выбирается равной 0,5-0,7 мм 1 поверхностная твердость азотированного слоя достигает Ну = 1000; твердость сердцевины после азотирования не меняется. Клапанные стали Для изготовления клапанов применяются высоколегированные хромони-келъкремнистые стали с добавками Mo, Si и др. элементов. Состав их и свойства приведены в табл. 13. Стали 8160, 8163, 8164 и 25Н принадлежат к классу аустенитных. Сталь 8163 азотируется. Она наиболее часто применяется для выхлопных клапанов; из всех современных клапанных сталей она наряду со сталью 8164 обладает наиболее высокими качествами. Клапанные седла чаще всего изготовляются из стали 8164. Изменение механических свойств некоторых клапанных сталей с температурой показано на фиг. 84. Временное сопротивление различных сталей, равное при комнатной температуре 70-4-140 кг/мм2, падает при температуре 800° до 15-^-30 кг/мм2. Величина относительного удлинения изменяется по температуре по-разному у разных сталей. Стали ЭХ12-К при температуре 800-900° становятся весьма пластичными; удлинение этих сталей возрастает с 3°/0 при комнатной температуре до 60% при 900 °. Сталь ЭИ72 при высокой температуре становится, напротив, более хрупкой, чем при комнатной температуре;, удлинение ее при 900° падает до 4%. СПЛАВЫ СПЕЦИАЛЬНОГО НАЗНАЧЕНИЯ Инвар Стали с содержанием 34-38% Ni отличаются малым коэфициентом линейного расширения [(1 -- 6)10-6 в интервале 0-250°]. Под названием инвара они находят применение для изготовления деталей, от которых требуется свойство сохранять линейные размеры при переменной температуре. В авиамоторостроении из инвара иногда изготовляют тяги компенсаторов и втулки под силовые болты, имеющие назначением уменьшить тепловые напряжения в болтах и стягиваемых деталях (см. стр. 257). В автомобильном моторостроении инвар часто вводят в конструкцию поршней с целью уменьшения, тепловых деформаций поршней. На фиг. 85 приведена диаграмма коэфициента линейного удлинения инвара с. 37,3% Ni в функции температуры. 1 Исключение составляют тонкостенные гильзы цилиндров жидкостного охлаждения, которые азотируются по рабочей поверхности на глубину не более 0,15-0,2 мм. Сложные хромони к елевые стали Таблица /7 Марка Химический состав, °/0 (Fe- остальное) Механические свойства после термообработки Авиа ест С Сг Ni Мп Si S Р Другие элементы °ь KefMMz о5 ке/мм* В 0/ /о Ф '/. Ч ка-м/см* "в кг/мм2 не более ХНВА 53-А2 -53-А2М 7320 ХНМ4 20-ХН4-ФА 25-ХН4-ВА 25-ХН4-МА 50-ХНМА 42-ХН4-МА 0,16-0,25 0,2 -0,3 0,2 -0,3 0,35-0,45 0,38-0,45 0,7-1,1 1,3-1,7 1,3-Д,7 0,6-0,9 0,5-0,7 3,7-4.6 4,0-4,7 4,0-4,7 1,25-1,75 4,3-4,9 0.25-0,5 0,25-0,5 0,25-0,5 0,4-0,8 <0,4 <0,4 <0,4 <0,4 <0.35 <0.35 0,03 0,025 0,025 0,03 0,03 0,03 0,03 0,03 0,03 0,03 0,2 -0,4 V 0,8 -1,2 W 0,25-0,45 Мо 0,15-0,25 Мо 0,7 -1,2 Мо* 110 110 110 110 180 90 95 95 95 160 10 12 12 12 5 50 50 50 50 10 8 9 9 8 5 321-375 321-363 321-363 33i- 375 514-600 По спецификации ГУАП-ХНВ. Азотируема-я сталь ХМА4 Таблица 12 Марка Химический состав, °/0 (Fe - остальное) Механические свойства после термообработки rt "• В со кг/мм2 es кг/млг2 5 °/ /0 Ф % ak кг • м/см* ,нв кг[мм* не более ХМА4 40-ХМЮА 0,35-0,45 1,35-1,65 <0,4 0,4-0,6 0,75-1,25 0,3-0,6 0,17-0,37 0,03 0,035 100 85 15 Эв* 9 285-321 Жаростойкие (клапанные) стали Таблица 13 ' Марка Химический состав, °/0 (Fe - остальное) Механические свойства (при 20°) Коэфициент ли- нейного расши- Авиа Завод Электросталь С Сг Ni Si 1 Мп Мо S | Р Другие элементы °ь кг/мм* °s KeJMM2 5 0/ /0 Ф °/о ak K3-M/CMZ HB кг/мм2 рения винтер-вале 200-800° не более Х12М ЭХ12-14 1,45-1,7 11-12,5 0,5 0,35 0,5-0,8 0,03 0,03 <0,3V 207-255 Х12К ЭХ12-К 1,1 -1.4 11-13 0,5 0,2-0,4 0,2-0,5 0,5-1 0,025 0,025 2,5-3 Со - - - - - 207-255 _ 8160 ЭИ-72 0,25-0,37 11,5-14 6,5-7,5 2-3 0,65 - 0,03 0,03 - 120 80 10 25 - - 17-10~6 СХ8М ЭИ-107 0,35-0,45 9-12 0,5 2-3 0,3-0,7 0,7-1,3 0,02 0,03 - 95 75 10 40 3 302-363 8163 ЭИ-69 0,4 -0,5 13-15 13-15 0,3-0,8 0,7 0,4-0,6 0,03 0,03 2- 2,75 W 130 90 8 40 4 229-269 20-Ю"6 8164 - 0,4 -0,5 13-15 13-15 2,75-3,25 0,7 0,4-0,6 0,02 0,03 - 130 85 8 40 4 229-269 22 -Ю"6 25 Н эя-зс 0,3 -0,4 16-22 23-27 2,3-2,9 0,4-0,7 - 0,025 0,025 - 70 35 25 - 6 190-230 18,3- Ю~6 (ЭНЕРЖ7) Я-1Т ЭНЕРЖ 6 0,15 17-19 8-1.1 - • - 0,5Г> Ti. 0,025 0,03 - 56 _ 40 - - 241-285 - 100 2СО 300 400 SCO 600 700 800 900 Фиг. 84. Изменение механических свойств клапанных сталей с температурой. 200 °Ц Фиг. 85. Коэфициент линейного расширения инвара - с 37,3% Ni в функции температуры. 165 Тяжелый сплав В последнее время в качестве материала для изготовления противовесов предложен сплав с особо высоким удельным весом, известный под названием "тяжелого сплава". Тяжелый сплав состоит из 90% W, 6% Ni и 4% Си. Удельный вес этого сплава колеблется в пределах 16,5-17 кг /дм2. Временное сопротивление сплава достигает 60 кг /мм2, предел текучести 57 кз/лш2, удлинение 4%, твердость по Бринеллю 250-290 кг/мм2. Коэфициент линейного расширения сплава равен 5,6 • 10~6. Тяжелый сплав хорошо обрабатывается, сваривается и спаивается со сталью. В авиационном моторостроении тяжелый сплав пока применяется для противовесов лопастей винта изменяемого шага. Применение тяжелого сплава для изготовления противовесов коленчатых валов позволит придать противовесам компактную форму, добиться более благоприятной разноски масс и тем самым уменьшить вес противовесов. Магнитные стали Для изготовления постоянных магнитов магнето и магнитных масляных фильтров применяют кобальтовые и кобальто-хромовые стали с высокой коэрцитивной силой1. Магниты фильтров изготовляют из стали типа ЭЕК следующего состава: 0,9 - 1,05%С; 13,5 - 16,5°/0Со; 8,0-10,0% Сг; 1,2 -1,9% Мо; остальное-Fe. Содержание Со в сталях для магнитов магнето доходит до 35%. Инконель Для изготовления выхлопных коллекторов и патрубков в последнее время применяют сплав инконель, состоящий из 80% Ni; 14% Сг; остальное - Fe. Инконель отличается высокой жароупорностью и устойчивостью против корродирующего действия выхлопных газов. Коэфициент прочности инконеля 60-65 кг /мм2, предел упругости 20-22 кг/мм2. Температура плавления ~ 1400°; удельный вес 8,55 кг/дм*. Инконель изготовляется в тонких листах, которым прессовкой придают нужную форму. Листы инконеля соединяют сваркой. Выхлопные трубопроводы изготавливают также из нержавеющих сталей типа Я-1Т (состав см. табл. 13). Стеллиты Стеллиты представляют собой сложные сплавы Со, Сг, W и других элементов. Они применяются в авиамоторостроении для наплавки фасок и торцов клапанов, рабочих поверхностей кулачковых шайб и других деталей, работающих при высокой температуре, большом удельном давлении и трении. Стеллиты отличаются весьма болышэй твердостью (HR(, ~ 57-67), которую сохраняют при высокой температуре, и очень хорошо сопротивляются коррозии. Своей твердостью стеллиты обязаны присутствию карбидов вольфрама, кобальта и хрома. Теплопроводность стеллитов низка (4-7 кал(м час °С). Коэфициент линейного расширения в интервале 200-600° колеблется в пределах (12 ~ 16) • 10~6. Состав применяемых в авиамоторостроении стеллитов приведен в табл. 14. В последнее время с успехом применяются более дешевые железистые стеллиты с преобладающим содержанием Fe, по твердости и антикоррозийным качествам не уступающие кобальтохромовым стеллитам. 1 Напомним, что коэрцитивной силой называют напряженность магнитного пели в гауссах, необходимую для удаления остаточного магнетизма при перемагничивании. 166 Стеллиты Таблица 14 Химический состав, % Марка С Сг Со W Ni Si Mo Fe Другие элементы В И AM 3 0,9-1,2 28-32 58-63 4-5 2-2,5 Американский стеллит 0,87 10,8 59,5 - - 0,8 22,5 2,6 2,05 Mn Стеллит Гайнса 2 29,6 55,6 9,7 - 0,4 - 3,4 - Немецкий стеллит 1,5^ 19,5 50 9,7 - - 13 5 - Стеллит Ni, Сг, Со 0,32 18 51 - 23 2,3 - - 0,5 Mn Сортмайт 3 26,5 59 - 5,5 4 - - . ЗМп Фестел 0,7 21,2 22,2 - - - - 15,6 - Стеллит 80/20 - 20 80 - - - - . - - Стеллит 55/40 2 40 55 3 - - - - - Стеллит № 2 - 35 55 10 - - - . - - Гестеллой - - . - - , 85 20 _ _ 5 Си Гестеллой " 14 ~ 5 58 17 6 2А1 АЛЮМИНИЕВЫЕ СПЛАВЫ В технике применяются сплавы алюминия с Gu, Mn, Mg, Si, Ti и другими элементами. Алюминиевые сплавы отличаются малым удельным весом (2,6-3,1), высокой теплопроводностью, устойчивостью против коррозии, удовлетворительной прочностью и сопротивлением усталости. Прочность алюминиевых сплавов быстро падает с температурой, но имеются сплавы, сохраняющие удовлетворительные механические качества до 250- 300° (фиг. 86). Многие алюминиевые сплавы обладают прекрасными литейными качествами, большинство из них поддаются ковке и штамповке. Эти свойства обеспечили широкое применение алюминиевых сплавов в авиамоторостроении. Детали из алюминиевых сплавов в современном авиационном моторе составляют иногда 50-60% по весу. Из алюминиевых сплавов отливаются корпусы помп, нагнетателей и т. д. картеры, головки и рубашки цилиндров двигателей жидкостного охлаждения, отливаются и куются поршни, картеры и головки цилиндров двигателей воздушного охлаждения и т. д. Литейные сплавы В табл. 15 приведены свойства некоторых применяемых в авиамоторостроении литейных алюминиевых сплавов. 167 Фиг. 86. Сопротивление разрыву дуралюмина, сплавов Y и RR при повышенных температурах. Для сравнения на фигуре приведена кривая прочности магниевого сплава AZ-855. Алюминиевые сплавы для фасонного литья делятся по химическому составу на несколько групп: 1) Медно-адюминиевые сплавы (Al-Cu). 2) Цинко-алюминиевые и цинко-медно-алюмиииевые сплавы (Al-Zn и Al-Zn-Gu). 3) Кремне-алюминиевые и кремне-медно-алюминиевые сплавы (Al-Si и Al-Si-Cu). 4) Магние-алюминиевые сплавы (Al-Mg). 5) Сложные сплавы (Al-Ni-Cu-Mg и др.) типа Y и RR и др. Таблица 15 Алюминиевые сплавы Показатели / Медно-алюминиевые сплавы с 5-12о/0 Си Цинко-алю-миниевые сплавы 1-3% Си, 7-15% Zn Кремне-алю-миниевые сплавы 5-13% Si Сплавы Y и RR о g 2 85 29 3 26 27 о 74 2 78 Температура плавления, °С .... Коэфициент линейного расширения в интервале 20 - 100° ...... 635 22,5 -КГ"6 620 24 • 10~6 640 20- 22-10~6 635 22,5 -10~6 То же при 100-200° ....... Теплопроводность, кал/м час °С . . Модуль упругости первого рода, кг/мм2 .......... .... 23,5 -10~ь 120 6700 26-Ю"6 115 6700 23-10~6 145-150 6700 23,5 -10~6 140-145 6700 Модуль упругости второго рода, кг/мм2 ............. 2575 2575 2575 2575 Сплавы Al-Cu первыми среди алюминиевых сплавов нашли применение в авиамоторостроении. Хотя эти сплавы предложены почти тридцать лет назад, некоторые из них благодаря высокой прочности применяются и до сих пор. Удельный вес их довольно высок (2,85-3,1). Литейные качества хорошие. Типичными представителями этих сплавов являются сплавы, приведенные в табл. 16. Таблица 1Q Сплавы Al-Cu Химический состав, °/0 (А1 - остальное) Механические качества после термообработку Марка Си Si Mg Мп Fe Ni *ь кг /мм2 0 °/ /0 нв mJMMz Ас 10 3,8-5,2 <0,6 1,0 >20 >2 80-100 Ас 2 7-9 0,8-2,2 - - 0,5-1,5 - >10 0-3 60-80 Ас 3 10-14 <0,7 - - . <1,0 - >10 - - Ас 4 10-13 <0,7 - • - • <1,0 0,5-1,5 >ю "" - Сплавы с 10-12% Си отличаются жаростойкостью и первыми были применены для изготовления поршней и головок двигателей воздушного охлаждения. Сплавы Al-Zn-Cu обладают посредственными литейными качествами. Они быстро теряют прочность при повышенной температуре. Характеристика типичного представителя сплавов этой группы приведена в табл. 17. Таблица 17 j Химический состав, % (Al-ос- Механические свойства Марка Си Zn Fe уь кг/мм2 8 0/ /0 "в кг /мм2 Acl 1,8-3,5 11-14 0,7 > 15 2 60-80 Ч 168 Сплавы Al-Si с 5-15% Si называются силуминами (во Франции альпак-сами). Они отличаются низким удельным весом (2,6 - 2,7), прекрасными литейными качествами и свариваемостью. Устойчивость их против коррозии выше, чем у сплавов Al-Cu и Al-Zn, прочность приблизительно такая же. По этим причинам силумины почти полностью вытеснили ме дно-алюминиевые и цинко-алюминиевые сплавы. Они особенно подходят для отливки сложных тонкостенных деталей. Силумины перед отливкой подвергаются обработке фтористыми солями натрия и калия (модифицированию), способствующей измельчению зерна и улучшающей механические свойства сплавов. Состав и свойства силуминовых сплавов, применяемых в СССР для литья, приведены в табл. 18. * Таблица 18' Химический состав, °/0 (А1- остальное) Механические свойства (после модификации) М арка Si Си Mg Fe Со °ь кг/мм* 5 0/ /0 "в кг/ммг АЛ2 11-14 <0,6 _ <0,7 _ >16 >з >50 АЛ4 9-Ю <0,2 0.2-0,3 <0,5 0,4-0,6 >16 •>4 >50 >20* >3* 65* АЛ6 4,5-5,5 1-1,5 0,4-0,6 <0,5 - >20* >2* >80* АЛ5 4-5,5 1,5-3 0:5 <0,5 - >13 >1,б 60 К группе сложных алюминиевых сплавов относятся сплавы Y, RR и це-рие-алюминиевые сплавы (церал-юмины). Сплав Y отличается повышенной прочностью при высоких температурах (см. фиг. 86) и применяется для отливки и ковки головок цилиндров и поршней. Церие-алюминиевые сплавы представляют собой сплав Y с. добавлением небольших количеств Се, улучшающего структуру и литейные качества сплава. Состав и свойства сплава типа Y, его аналога-отечественного сплава АЛ-1, и цералюминов приведены в табл. 19, Таблица 19 Марка Химический состав, °/0 (А1 - остальное) Механические свойства Си Ni Mg Fe Si Се °ь KS/MMZ 0 0/ /о "в кг /мм2 Y АЛ1 Цералюмин С Цералюмин D 4 3,5-4,5 2 о 1,8-2,3 1-2 1,5 1-2 0,51 <0,7 1-1,4 <0,7 1-1,4 0,05-0,21 22-25 >21 28 22 0,5-1,5 >1,5 1,3 90-95 >90 130-140 100-104 Цералюмин С, хорошо сохраняющий прочность при высокой температуре,, применяется для отливки поршней в кокиль. Отлитый в кокиль цералюмин С имеет следующие механические свойства: аь = 36-42 кг/мм2; о = 1%: Н'в = = 130-^140 кг/лш2; предел усталости (при 20 • 1C6 циклов) 13 кг/лш2. Цералюмин D получается в результате видоизмененной термообработки и отличается от цералюмина С повышенной вязкостью. Сплавы RR (иначе гидумины, Hidyminium), разработанные инженерами фирм Роллс-Ройс и High Duty Alloys, обладают повышенными механическими;; качествами и применяются для отливки и ковки. В табл. 20 приведены состав и свойства главных типов сплавов RR и их аналога-отечественного литейного сплава АЛЗ. * После термообработки. Таблица 20 Химический состав, °/о (А1- ос- Механические свойства тальное) (после термообработки) Назначе- Марка Си Ni Mg Fe Ti Si °ь кг /мм2 8 % "в кг /мм2 ние сплава RR50 1,3 1,3 од 1 0,18 2,2 17,5-20,5 3 72 1 Для отли- АЛЗ 0,9-2 1-1,75 <0.3 0,8-1,4 <0,2 1,8-2,8 14-16 >1 60 /вок в землю RR56 2 1,3 0,8 1,4 ОД 0,7 38-44 10-16 120-130 Для ковки RR59 2,25 1.3 1,6 1,4 од 0,5 36г-45 6-10 120-150 Для ковки и штамповки * поршней Сплавы Al-Mg отличаются малым удельным весом (^2,6) и высокой прочностью. Литейные качества сплавов этой группы посредственные. Состав и свойства сплава с 9,5-11% Mg приведены в табл. 21. Таблица 21 Марка Химический состав, % (А1 - остальное) Механические свойства (литье в землю) Mg Си Si Fe °ь кг /мм' S 0/ /0 ЯВ кг/мм2 Магналь 9,5-11 <0,2 <0,2 <0,25 28-30 12 70 Поршневые сплавы Порщни авиационных моторов работают в очень тяжелых условиях при температуре, доходящей до 350 °. Материал поршней должен сохранять прочность при высокой температуре, обладать высокой теплопроводностью и удовлетворительными антифрикционными качествами, быть по возможности легким для уменьшения сил инерции и обладать по возможности малым коэфициентом расширения во избежание чрезмерных зазоров между поршнем и стенками цилиндра при холодном поршне (в пусковые периоды). Чугун, применявшийся как материал для поршней на заре авиации, после открытия жароупорных медноалюминиевых сплавов был быстро вытеснен последними. Медно-алюминие-вые сплавы в свою очередь уступили место более совершенным сплавам типа Y и RR. В последнее время с этими сплавами успешно конкурируют сплавы с высоким содержанием кремния, обладающие пониженным коэфициентом линейного расширения. Кроме уже упомянутого церие-алюминиевого сплава С среди этих сплавов можно назвать американский сплав Lo-Ex1 и KS 245. Свойства их приведены в табл. 22. Состав сплавов, применяемых для ковки поршней, см. табл. 23. Алюминиевые сплавы для ковки, штамповки и прессовки В табл. 23 приведены состав и свойства алюминиевых сплавов, применяемых для ковки и штамповки. Сплав АК1 является сплавом типа дуралюмин. Он применяется для штамповки воздушных винтов, крыльчаток нагнетателя и других деталей, нуждающихся в высокой прочности и работающих при нормальной температуре, Сплав АК2 является сплавом типа Y. Благодаря высокой жаростойкости, теплопроводности (145 кал/м час СС) и низкому коэфициенту линейного расширения (21 • 1СГ~6) он применяется для штамповки поршней. Предел текучести его os = 20-23 кг/мм*; предел пропорциональности ар = 10 кг/мм2; предел усталости aw-14-15 кг[мм2; ?=7030 кг/мм2. 1 Сокращенное Low-Expansion Alloy,т.е. сплав с пониженным коэфициентом расширения. 170 Таблица 22 Химический состав, % (Al - остальное) Механические свойства Удельный Коэфйциент линейного расширения в интервале Теплопроводность Марки кал Си Fe Si Ni Mn Mg °ъ кг/мм2 0 о/ /0 Нв кг /мм* кг/дмэ 20 - 100° 20 - 200° 20 - 200° кал/м час °С Lo-Ex 0,8 1 14 2,6 1 18-22 0,4-1 130 2,8 19-10-6 , 20-10-6 21-10-6 120-130 KS 245 4,5 • 12 1,5 1,2 0,7 15-20 0,5-1 110-130 2,8 20-10-6 ф 20,4-10-6 21,5-10-6 Таблица 23 Алюминиевые сплавы для к о в it и и штамповки Map к а Химический состав, % (А1- остальное) Механические свойства Назначение ч Си Мп Mg Si Fe Ni Ti Сг ъъ кг/мм* 8 °/ /0 Ив кг /мм* АК1 АК2 АКЗ 3,8-4,8 0,4-0,8 0,4-0,8 <0,7 <0,7 0,5-1,2 <0,7 0,5-1 1,1-1,6 1,8-2,3 1-1,6 0,5-0,12 - 36-38 34-36 34-38 8-12 3-5 5-10 90 90-100 90-100 Штамповка и поковка Штамповка и поковка поршней Штамповка картеров 3,5-4,5. 9 --2, б "0,2 <0,2 0,4-0,8 0,4-1,0 АК4 ' 9-2,5 <0,2 1,4-1,8 0,5-1,2 1,1-1,6 1-1,5 0,5-0,12 - 34-38 2,5-4 ' 90-100 Штамповка и поковка поршней, головок ци- *пиндров воздушного АК5 А Кб АК7 0,2-0,6 1,8-2,6 3,9-4,9 0,15-0,35 0,4-0,8 0,6-1,2 0,45-0,8 0,5-0,8 <0,2 0,6-1,2 0,6-1,2 0,6-1,2 <0,7 <0,6 <0,7 - - <0,2 28-30 33-36 34-36 10-12 5-8 8-12 85-90 95-100 90 охлаждения Сложные штамповки (картеры и т. п. детали) Штамповка воздушных винтов и др. деталей То же Д1 38-4.8 0,4-0,8 0,4-0,8 <0,7 <0,7 - - - , 38 10 95 Корпусы помп, картеры передач и т. д. Сплавы АКЗ и АК4 аналогичны описанным выше сплавам RR53. После термообработки механические качества этих сплавов следующие as - 30 кг\мм^\ ош = 15-16 кг!мм2. Сплав АК5 близок к сплаву, известному за границей под маркой авиаль. Сплавы АК6 и АК7 отличаются пластичностью и применяются для поковки воздушных винтов. Сплав D1 является нормальным дуралюмином. МАГНИЕВЫЕ СПЛАВЫ Магниевые сплавы (называемые часто электронами) состоят из Mg (90% и выше) с присадкой Al, Zn, Mn, Ti и других элементов. В табл. 24 приведены состав и физико-механические свойства одного из лучших литейных магниевых сплавов AZG (6,3% А1; 3,6% Zn; 0,4% Mn; остальное Mg) и сплава VI (10% А1; 0,2-0,5% Мп; остальное Mg), подвергаемого прессовке. Таблица 24 Сплав AZG - Сплав VI (отливка в (прессован- песок) ный) Удельный вес 1,8 1,84 Теплоемкость, кал/кг °С 0,36 0,36 Теплопроводность, кал/мчас °С 60-65 70-75 Коэфициент линейного расширения в интервале 27-10-6 29-10-6 ^ 20-200° Временное сопротивление разрыву, кг/мм2 18-22 34-37 Временное сопротивление срезу, кг/мм* 8-12 13-14 8, % 4,6-5 7-9 Ф, % 6 9-12 а^ кг -см /см'1 40 90 Предел упругости (0,01%), кг/мм2 2,8-3 3,5-5 Е, кг/мм2 4300 4400 ар (0,001%), кг/мм2 1,7-1,8 2,2-3 а,; (0,2%), ке/мм* 7,5-8 25-28 аш кг/мм2 7-8 14-15 Hg, кг /мм2 55 70 Свойства магниевых сплавов определяются свойствами их главного компонента - магния. Магний представляет собой серебристый металл весьма легкий (удельный вес 1,74 кг\дм2), химически активный, легко соединяющийся с кислородом и неустойчивый против .воздействия влажной атмосферы. Магний, подобно кадмию и цинку, кристаллизуется в гексагональной системе в отличие от других, применяемых в технике металлов, кристаллизующихся в кубической системе. Кристалл магния представляет собой правильную шестигранную призму с одной главной осью симметрии. Это обусловливает значительную анизотропию монокристалла магния. В поликристаллических кусках магниевого сплава с беспорядочным расположением кристаллов анизотропия сглаживается. Тем не менее кристаллические особенности магния оказывают глубокое влияние на свойства магниевых сплавов, прежде всего на упругие их свойства. При растяжении образца из магниевого сплава кристаллы, расположенные под углом, близким к 45° к направлению нагрузки, начинают скалываться при самых незначительных напряжениях, вследствие чего в образце возникают остаточные деформации. Предел пропорциональности, определяемый у прочих легких сплавов, как напряжение при остаточной деформации 0,001%, у магниевых сплавов весьма низок - около 1,5-2 кг/мм2. Малое значение модуля Юнга обусловливает малую жесткость деталей из магниевых сплавов. Предел усталости магниевых сплавов достигает 14-15 кг/мм2 (на изгиб). Однако высокая чувствительность магниевых сплавов к неизбежным на практике местным концентрациям напряжений при переменной нагрузке в большинстве сводит это преимущество на-нет. Меха- 172 нические качества магниевых сплавов резко ухудшаются с повышением температуры (см. фиг. 86). Низкий предел пропорциональности и легкая деформируемость магниевых сплавов исключают их применение для деталей, которые должны сохранять первоначальную форму под нагрузкой (например крылья самолетов). Способность легко деформироваться, представляющая определенный недостаток при статической нагрузке, оказывается, однако, выгодной при знакопеременной (вибрационной) нагрузке. Магниевые сплавы отличаются способностью демпфировать колебания благодаря высокому интеркристаллитному трению при сдвиге кристаллов, сопровождающемся необратимым расходом энергии. Магниевые сплавы весьма чувствительны к концентрации напряжения в точках крепления, в переходах и острых углах на участках резких изменений сечений и т. д. Концентрация напряжения вызывает местный сдвиг кристаллов, сопровождающийся образованием микроскопических трещинок, которые, сливаясь, образуют глубокие трещины и приводят к разрушению материала. При проектировании изделий из магниевых сплавов следует учитывать конструкционные особенности последних. Жесткость деталей из магниевых сплавов увеличивают рациональным размещением материала и оребрением, а концентрацию напряжений предупреждают плавными переходами, большими галтелями и т. д. Острых кромок и сверлений в нагруженных участках деталей по возможности избегают. Число крепежных болтов и шпилек увеличивают,- развивают опорные поверхности, под гайки и болты подкладывают шайбы с эластичными (матерчатыми) подкладками. Магниевые сплавы поддаются ковке, которая улучшает их структуру и увеличивает прочность. Ориентацию кристаллов, могущую вызвать анизотропию изделия, устраняют чередованием вытяжки и осадки ("перепутыва-нием волокон"). Исключение составляют случаи, когда ориентированная структура желательна по условиям нагрузки, как например, в случае лопастей винтов, растягиваемых центробежной силой. При ковке лопастей винтов ориентированная структура получается сама собой. Магниевые сплавы отличаются удовлетворительными антифрикционными качествами и в кованом виде могут применяться как материал для подшипников, работающих при неслишком высокой температуре и при условии, если поверхность вала имеет повышенную твердость (азотизацией или цементацией). Существенным недостатком магниевых сплавов является легкая их окисляе-мость при отливке, способствующая получению неоднородных качеств материала. Современную технику отливки магниевых сплавов в сырые формы со специальными присадками (серный цвет, фториды аммония, борная кислота и т. д.), предупреждающими окисление сплава, нельзя считать совершенной и обеспечивающей получение вполне доброкачественных отливок. Отливки из магниевых сплавов рекомендуется подвергать исследованию при помощи рентгеновских лучей для обнаруживания скрытых литейных пороков - включений шлака и флюсов, плен, рыхл от и т. д. Вторым крупнейшим недостатком магниевых сплавов является повышенная склонность к коррозии, особенно во влажной атмосфере. Очагами коррозии часто являются включения флюсов, рыхлоты, а также точки приложения сосредоточенной нагрузки, например, точки закрепления детали. В настоящее время практика разработала многочисленные способы предохранения изделий из магниевых сплавов от коррозии. Включения флюсов удаляют травлением отливок в 10-15% растворе хромовой кислоты или азотной кислоты и двухро-мокислого калия. Поверхность изделий из магниевых сплавов защищают от коррозии химической пленкой из хромовых или фосфористых солей магния, получаемой электрохимической обработкой деталей в ваннах с растворами хромовых или фосфористых солей натрия (дихромизация). Так как коррозия может возникнуть еще в процессе механической обработки, то все отливки из магниевых сплавов подвергают дихромизации перед выходом из литейного цеха; перед выпуском готовой детали производят окончательную дихромиза-цию. Обработанные подобным образом поверхности покрывают красителями - 173 окисью цинка, алюминиевым порошком и т. д. на льняном, тунговом масле или глипталевой смоле, или другими лакокрасочными покрытиями. Детали, требующие герметичности, пропитывают бакелитом. Находящиеся в эксплоа-тации детали периодически осматривают и в случае обнаружения коррозии подвергают соответствующей обработке. Недостатки магниевых сплавов заставляют применять их преимущественно для изготовления несиловых и слабо нагруженных деталей. Избегают делать из магниевых сплавов детали, работающие при высокой температуре, во влажной атмосфере и соприкасающиеся с водой (особенно морской). В авиамоторостроении из магниевых сплавов изготовляют крышки, несиловые картеры (из магниевого сплава изготовлены например корпус нагнетателя мотора Испано-Сюиза 12 Ydrs, задняя крышка мотора Райт "Циклон"), подвески коренных подшипников коленчатого вала (мотор Лоррэн), подшипники распределительных валиков и вертикальных передач, • корпусы масляных помп (мотор Изота-Фраскини) и т. д. Известны примеры изготовления главных картеров моторов из магниевых сплавов (моторы Изота-Фраскини). С успехом применяются магниевые сплавы для деталей, нагруженных центробежными нагрузками, величина которых зависит от удельного веса материала, и подверженных вибрациям (лопасти воздушных винтов, крыльчатки нагнетателей). Делались попытки изготовления поршней из магниевых сплавов, однако, широкое распространение топлив с присадкой тетраэтилового свинца, вызывающего сильную коррозию магниевых сплавов, и повышение рабочей температуры поршней в связи с ростом удельной мощности двигателей весьма затрудняют решение этой задачи. В табл. 25 приведены состав и механические свойства применяемых в СССР магниевых сплавов. МЕДНЫЕ СПЛАРЫ Сплавы меди с оловом, цинком, алюминием и другими металлами обладают рядом ценных качеств. Они отличаются высокой теплопроводностью (220-300 кал/мчас°С) и устойчивостью против коррозии. Многие из них обладают высокими антифрикционными качествами. Некоторые их представители отличаются жаростойкостью. По величине линейного коэфициента расширения [(15-18) • 10~6j медные сплавы занимают промежуточное положение между ста-, лями и алюминиевыми сплавами. Большинство медных сплавов очень хорошо отливается; многие из них поддаются ковке и прокатке. По прочности и величине модуля упругости медные /74 сплавы уступают конструкционным сталям (аъ до 75 кг/лш2; Е=11 000 кг/мм2), удельный вес их (8,4-9 кг/дж3) на 10-20% выше, чем у сталей, стоимость их значительно выше, чем сталей. В силу последних обстоятельств медные сплавы применяются в авиамоторостроении лишь для весьма немногочисленных деталей, для которых имеют особое значение специфические качества медных сплавов; высокие антифрикционные свойства, теплопроводность, устойчивость против коррозии, довольно значительная жаростойкость при удовлетворительной механической прочности. К числу таких деталей относятся направляющие втулки и седла клапанов, втулки свечей, подшипники скольжения, винтовые и червячные шестерни и т. д. Из многочисленных медных сплавов в авиамоторостроении применяются главным образом оловянные, оловянно-свинцовые и оловянно-цинковые бронзы (для подшипников) и алюминиевые, алюминиево-железно-марганцовые и берил-лиевые бронзы (для деталей, нуждающихся в жаростойкости). В последнее время для заливки подшипников широко применяется свинцовая бронза (см. раздел "Антифрикционные сплавы"). Состав и свойства оловянных и оловянно-свинцовых бронз приведены в табл. 26. Таблица 26 Химический состав, % (Си - остальное) Механические свойства Марка Sn Pb Zn Fe Sb Р V кг/мм2 5 °/ /0 Нв кг /мм* БрОФ 6,5-0,4 6-7 <0,02 <0,2 0,3-0,4 25 10 75 БрОФ 10-1 9-11 - - <0,2 • - 0,6-1,0 22 3 80 БрОЦ 10-2 9-11 <0,5 1-3 <о,з - - 20 10 80 БрОцС 6-6-3 5-7 2-4 5-7 <0.2 - • - 15 8 60 БрОС 10-10 9-11 9-11 <0,5 <0,02 <0,5 <0,1б 18 3 70 БрОС 5-26 4-6 23-26 <0,1 <0,5 <0,2 12 4 45 Чисто оловянные бронзы применяются преимущественно в кованом состоянии (бронзы каро). Твердость бронзы каро для подшипников различного назначения можно менять изменением термической обработки. Наличие свинца увеличивает пластичность бронзы и уменьшает ее твердость. Оловянно-цинково-свинцовая бронза БрОЦС 6-6-3 применяется для втулок поршневых головок шатунов, втулок кривошипных головок прицепных шатунов и других трущихся деталей, работающих при ударной нагрузке. Оловянно-свинцовая бронза БрОС 5-25 применяется для слабонагруженных втулок, работающих при скудной смазке (подшипники вспомогательных приводов и т. д.). В табл. 27 приведены состав и свойства алюминиевых и других бронз повышенной прочности и жаростойкости. Таблица 27 Химический состав, % (Си - остальное) Механические свойства Марка А1 Fe Мп РЬ Ni Zn Be Р аь-кг/мм2' 8 °/ /0 'нв кг/мм2 i БрАЖ 8,5-10,5 1-1,5 <0,5 <0,03 <0,4 50 5 100-120 БрАЖМц 9-11 3-4 1-2 <од - <0,4 - - 60 12 130-170 БрАЖН 9,5-11 3,5-5 - <0,03 3,5-5 <0,3 - - 60 20 215 10-4-4 БрБ-2 0,25 0,2 - - - - 2-2,5 <0,1 40 10 120 70* 0,5* 350* * После термообработки. 175 Алюминие-железная бронза БрАЖ идет на втулки свечей, направляющие всасывающих клапанов и т. д. Алюминие-железно-марганцевая бронза БрАЖМц применяется для изготовления шестерен и других деталей высокой прочности. Алюминие-железно-никелевая бронза БрАЖН отличается жаростойкостью и применяется для изготовления клапанных седел, направляющих выхлопных клапанов и деталей, испытывающих ударную нагрузку при высокой температуре.. Бериллиевая бронза БрБ-2 рекомендуется для сильно нагруженных деталей, работающих при высокой температуре, при хорошей смазке. ЧУГУН Чугун в авиамоторостроении применяют почти исключительно для изготовления поршневых колец, реже - для направляющих втулок клапанов. Чугун для отливки поршневых колец должен обладать высокими механическими качествами при повышенной температуре, хорошо сопротивляться износу и обладать малым коэфициентом трения при работе по стали. Таблица 28 Химический состав, % (Fe- остальное) Способ Р S Сг Ni отливки ^nfiTrt с связ Si Мп UUll^ не более Индивидуальная отливка в землю 3,8-4,0 0,7-0,9 2,4-2,8 0,6-1,0 0,5-0,7 од 0,3 0,3 Маслоты, отливка в сухую землю 2,9-3,3 0,7-0,9 1,5-1,9 ,1,2-1,6 0,3-0,6 0,1 0,6 0,4 Маслоты, отливка в сырую землю 2,9-3,3 0,7-0,9 1,5-1,9 0,7-1,0 0,3-0,6 0,1 0,3-0,6 0,15-0,45 Маслоты, центро- бежная отливка, отливка в кокиль 2,9-3,3 0,7-0,9 1,5-1,9 0,8-1,2 0,3-0,6 0,1 0,6 0,4 Этим требованиям отвечает чугун с равномерной мелкокристаллической перлитной структурой. Присутствие тонко распределенного графита (см. фиг. 297) придает чугуну способность удовлетворительно работать по стали в условиях недостаточной смазки. Состав применяемых в авиамоторостроении чугунов приведен в табл. 28. АНТИФРИКЦИОННЫЕ СПЛАВЫ Баббиты Среди многочисленных антифрикционных сплавов на оловянной, свинцовой, цинковой и кадмиевой основе, известных под общим названием баббитов, или белых антифрикционных металлов, в авиамоторостроении применяют почти исключительно высокооловянистые баббиты, обладающие наиболее высокими механическими свойствами, в частности сопротивлением ударному изгибу. Вследствие малой механической прочности баббиты применяются лишь для заливки тонким слоем стальных или (реже) бронзовых вкладышей и втулок. Оловянистые баббиты обладают превосходными антифрикционными свойствами. Поверхность баббитовой заливки благодаря пластичности баббита хорошо прирабатывается к валу. Подшипники с баббитовой заливкой не боятся небольших неточностей монтажа и обработки, которые в эксплоатации до известной степени исправляются благодаря пластичности баббита. Мягкость баббита делает сравнительно безопасным присутствие в масле твердых частиц (металлической пыли), которые впрессовываются в баббитовую заливку и становятся относительно безвредными. При возникновении местного полусухого трения выступающие участки баббитовой заливки размягчаются и оседают, вслед- 176 ствие чего нагрузка передается на соседние участки поверхности и причина сухого трения устраняется сама собой. Заливка подшипников баббитом проста. Применяемые для заливки вкладышей авиационного мотора баббиты содержат 87-94% Sn; 3,5-5% Sb; 3,5-4% Си; 0,3% Pb;<0,2% Fe; < 0,5% Ni. По правилу Шарпи, антифрикционные металлы должны состоять из двух фаз - пластичной и твердой. Роль пластичной массы в оловянных баббитах играет оловянно-медная эвтектика, твердой структурной составляющей являются кристаллы Sn (Sb) и иглы CuSn (фиг. 87). Физико-механические свойства высокооловянистого баббита приведены в табл. 29. Таблица 29 Свойства высокооловянистого баббита При температуре 15° 80° 1400 800 760 360 0,3 од 28-30 12-15 245 - 470 - 20-30 - • 21-10-6 - Предел текучести при сжатии , которая соответствует временному сопротивлению материала. После точки 6 прочность образца быстро падает; на образце образуется шейка (сужение), непрерывно утоншающаяся, вплоть до разрыва образца (точка д). Тангенс угла наклона прямой растяжения в области упругой деформации равен в масштабе диаграммы модулю упругости материала: Остаточная де/рорм.аи,ия Относительное удлинение 8 % Фиг. 91. Диаграмма растяжения стального образца. Отрезок оа указывает величину упругой, а отрезок ас - остаточной деформации (удлинение 8). Площадки, расположенные под соответствующими участками кривой, символизируют работу упругой (площадка ofa) и остающейся (площадка afpsbgc) деформации на единицу объема образца г. Сумма этих площадок изображает всю удельную работу, затраченную на разрыв. У большинства сталей пределы упругости, пропорциональности и текучести весьма близки. Поэтому на практике их часто считают приблизительно эквивалентными, принимая в качестве практического предела упругости точку s, определяемую как напряжение, при котором остаточные деформации не пре- 1 Здесь мы для простоты пренебрегаем различием работ упругих деформаций в момент разрыва и в момент достижения предела упругости. 184 восходят 0,2%. Это допущение достаточно точно лишь для сталей; у других-материалов (медь, магний) оно может привести к грубым ошибкам. Современная практика конструирования все более отходит от оценки прочности по величине временного сопротивления. Одно из наиболее важных условий правильного взаимодействия деталей авиационного мотора состоит в том, чтобы действующие напряжения в деталях не превышали предела упругости, так как остаточные деформации изменяют первоначальные рабочие зазоры и вызывают повышен- _ ное трение и износ деталей. Еще более важное ~~ условие состоит в том, чтобы напряжения в деталях, подвергающихся переменной нагрузке, не превышали предела усталости (см. стр. 187). Предел упругости и предел усталости различных материалов отнюдь не пропорциональны их временному сопротивлению и расчет по временному * сопротивлению даже с большим коэфициентом надежности может привести к грубым ошибкам. Однако, так как временное сопротивление относится к числу наиболее просто и легко определяемых констант материала и так как для определенных групп материала можно подметить известную пропорциональность между предел ом упругости и временным сопротивлением, последнее до сих пор часто приводится как основная характеристика прочности материала. Удлинение представляет весьма важную конструкционную характеристику материала, несмотря на то, что это свойство проявляется лишь за пределом упругости, т. е. в области, в которой правильно рассчитанные детали не должны работать. Удлинение, во-первых, характеризует способность материала поглощать работу при внезапных превышениях расчетной нагрузки, например, в случае аварии (заедание поршня в цилиндре, схватывание вала в подшипнике и т. д.). Деталь, изготовленная из материала, обладающего малым удлинением, при этих условиях ломается, деталь же из пластичного материала деформируется и приобретает остаточную деформацию, которая, правда, может вывести деталь из строя, но, поглотив энергию удара, предотвращает поломку детали и предупреждает еще более серьезную аварию. Весьма существенное значение имеет пластичность материала и в нормальных условиях работы машины. Несовершенство способов расчета, особенно резко дающее себя знать при расчете деталей сложной конфигурации, концентрация напряжений в участках резких переходов, неоднородность материала, дефекты сборки и т. п., все это часто приводит к тому, что напряжения в отдельных участках деталей и даже в отдельных деталях превосходят предел упругости. Пластическая деформация перенапряженных участков детали или отдельных деталей вызывает перераспределение действующих нагрузок, заставляет соседние, менее напряженные участки детали перенять часть нагрузки и придает таким образом системе способность до известной степени приспособляться к действующим нагрузкам. Для иллюстрации этого явления, очень важного для понимания условий работы деталей, представим себе подвешенный на многочисленных тонких стержнях или тросах диск А (фиг. 92), на который падает с известной высоты груз Gf двигающийся по направляющей. Положим, что суммарная прочность всех стержней достаточна для того, чтобы выдержать силу падения. Допустим, однако, что вследствие неодинаковой длины стержней, перекоса диска или груза,, нагрузка приходится лишь на один стержень или на небольшую группу стержней, напряжения в которых в этот момент превосходят предел упругости" Фиг. 92. К иллюстрации значения пластичности материалов. 200 300 400 500 Если вытяжка перегруженных стержней недостаточна для того, чтобы обеспечить раздачу нагрузки на соседние стержни, то перегруженные стержни разрываются, и целость системы нарушается. Если же материал стержней отличается высоким удлинением, т о в результате пластичной вытяжки перегруженных стержней в работу вступают соседние стержни, воспринимающие нагрузку на себя и предупреждающие разрушение системы. В конструкции мотора можно найти многочисленные аналогии описанной элементарной схемы. Для примера назовем цилиндр двигателя воздушного охлаждения, прикрепленный к картеру многочисленными шпильками, разрываемыми силами вспышки и боковым давлением поршня, крышку шатуна, отрываемую силами инерции шатуна и поршня и т. д. ' Помимо чисто конструкционного значения, удлинение представляет собой важную технологическую характеристику материала. Высокая величина удлинения свидетельствует о том, что материал поддается деформации в холодном состоянии, что имеет большое значение 00 В при изготовлении профильного материала. У литейных сплавов по величине удлинения судят о склонности материала образовывать утя-жины и трещины при застывании в форме в результате усадки сплава и сопротивления, оказываемого усадке стержнями формы. Сплавы с высоким удлинением при температуре кристаллизации, как правило, отличаются повышенными литейными качествами. Твердость является в известной мере показателем износоустойчивости материала. У сталей твердость пропорциональна прочности и возрастает вместе с повышением временного сопротивления (фиг. 93). По величине твердости можно судить о легкости обработки материала. У сталей крайним пределом, еще .допускающим механическую обработку, считается твердость, соответствующая диаметру отпечатка по Бринеллю 3,1-3,2 мм (Яв=385-360 кг/мм2). Детали разного назначения нуждаются в материале с различными механическими свойствами. Коленчатые валы, шатуны и другие детали, работающие при высоких переменных нагрузках, изготовляются из сталей с высокими пределами упругости и усталости, с большим удлинением и высокой вязкостью. Летали, поверхности которых работают на износ (например, шестерни редукторов, кулачковые валики, распределительные шайбы и т. д.) наряду с высокой вязкостью и прочностью нуждаются в большой поверхностной твердости. Поверхностная твердость имеет большое значение для шеек валов, вращающихся в подшипниках. Материал подшипников напротив должен отличаться мягкостью и пластичностью, позволяющей подшипникам с течением времени прирабатываться- к шейке вала. Описанные свойства не исчерпывают всех требований, которым должны отвечать авиационные материалы. Материалы для некоторых деталей авиационного мотора должны обладать специальными свойствами. Материал для выхлопных |f клапанов и лопаток турбинных колес турбокомпрессоров дол--жен обладать жароупорностью, т. е. способностью сохранять прочность при высоких температурах, крипостойкостью и устойчивостью против 256 •Фиг. 93. Связь между временным сопротивлением и твердостью по Бринеллю. .1-углеродистые стали; 2-хромистые стали; 3-хромоникелевые стали. горячей коррозии. Материал для подшипников, для направляющих втулок клапанов и т. д., должен обладать высокими антифрикционными качествами. Материал поршней и головок цилиндров должен обладать высокой теплопроводностью и т. д. В некоторых случаях материалы должны отличаться хорошей свариваемостью (сталь для цилиндров с наваренными рубашками). Материалы для деталей, изготовляемых отливкой, должны отличаться рядом качеств, совокупность которых называется литейными качествами: жидкотекучестью, т. е. способностью хорошо заполнять форму, устойчивостью против окисления в расплавленном состоянии, высокой теплоемкостью, высоким удлинением при температурах застывания и др. 9. ао. 11. Литература G о u g h H. G., Materials of Aircraft Construction, "Л RAS", 1938, XI, v. 42, No. 335. Go ugh H., Materials for Aircraft, "Met. Progr.", 1938, VII, v. 34, No. 1. P у e D. R., Metallurgy and the Aero-Engine, "Eng-r", 1937, 10/IX, No. 4261. P у e D. R., Recent Progress in Aircraft-Engine Materials, "Eng-g Mechanics", 1937, 24/IX, v. 22, No. 570. Dickinson H. a. NeillT., La construction et les materiaux des moteurs d'avia- tion americains, "Journees Techn. Int. de 1'Aer., 1936, 23-27/XI, Paris. G a d d E., Metallurgical Problems of Aero-Engines Manufacture, "Jl RAS", 1936, VIII, v. 40, No- 308. J о h n s о n J. В., Aircraft-Engine Materials, "Jl SAE", 1937, IV, v. 40, No. 4. The Testing of Aero-Engine Materials, "Mach-y" (L), 1937, 9/IX, v. 50, No. 1300. Гевелинг Н. В., Металловедение, Оборонгиз, 1938. Л а х т и н Ю. М. и др., Авиационное материаловедение, ОНТИ, 1937. Зиновьев В. С., Справочник по авиационным металлам и сплавам, Оборонгиз, 1938. 12. Саморуков И-, Современные авиаматериалы, "ВВФ", 1934, № 7. 13. Hill Н. С.- Design Problems in the Quantity Production of Aircraft Engines, "Jl SAE" Nov. 1939, No. 5, Jan. 1940. No. 1. Усталостная прочность Деталь, подвергнутая знакопеременной нагрузке, разрушается при напряжениях, значительно меньших временного сопротивления металла в случае, если . число колебаний нагрузки достаточно велико. Классические опыты Вэлера (1870 г.) установили, что число колебаний нагрузки до разрушения зависит от величины максимального напряжения и от величины интервала между максимальным и минимальным напряжениями. По мере уменьшения максимума напряжений и интервала напряжений, число колебаний до разрушения увеличивается, и, наконец, при некотором достаточно малом напряжении и малом интервале изменения напряжения материал приобретает способность выдерживать неограниченно большое число колебаний без разрушения. Это напряжение называется пределом усталости (пределом выносливости) материала. На фиг. 94 изображена разрушающая нагрузка в функции числа перемен нагрузки для легированной стали с временным сопротивлением 110 кг/см2. Раз- 187 I 2 Фиг. 94. Разрушающая нагрузка в функции числа циклов приложения нагрузки. рушающая нагрузка резко падает, номере увеличения числа перемен нагрузки, и выравнивается, приближ?ясь к некоторой постоянной- величине. Начиная с 8 • 106 перемен нагрузки разрушающее сопротивление можно считать практически постоянным и равным 50 кг {мм2. Эта величина является пределом усталости материала. Опыт показывает, что предел усталости для большинства сталей выясняется с полной определенностью при 10-106 перемен нагрузки; эта цифра и кладется в основу стандартного определения предела усталости. Для цветных металлов, вроде алюминиевых и магниевых сплавов, число перемен нагрузки, необходимое для того, чтобы определить предел усталости, значительно больше: (200-i-500) • 106. Даже при столь большом числе циклов, кривая усталости иногда продолжает асимптотически сближаться с осью абсцисс, откуда можно заключить, что предела усталости у многих цветных металлов в указанном выше смысле не существует. Явления усталости объясняются следующим образом. Под действием повторенных знакопеременных нагрузок в кристаллитах (зернах) материала происходят сдвиги. Первыми подаются плоскости наименьшего сопротивления, которые расположены в направлении действия касательных напряжений. Подобные сдвиги на- Фиг. 97. Различные циклы изменения нагрузок. близдаются и при статической нагрузке, но в этом случае они не являются предвестниками разрушения материала; сдвиги в некоторых кристаллах тормозятся соседними кристаллами, благоприятно ориентированными относительно направления нагрузки, вследствие чего после появления первых сдвигов материал упрочняется. Иначе происходит дело в случае переменной нагрузки. С переменой направления нагрузки в ослабленных предшествующим сдвигом плоскостях происходит новый сдвиг в обратном направлении. Многократно повторенные сдвиги, сопровождающиеся трением поверхностей друг относительно друга, приводят к отслаиванию кристаллитов. В участках сдвигов образуются субмикроскопические трещины, которые при дальнейшем повторении нагрузок начинают расти, захватывая новые области и пересекая соседние кристаллиты. Очень часто трещины проходят по участкам неоднородностей, посторонних включений, по участкам, близким к местным ослаблениям и т. д., где наблюдается концентрация напряжений. Отдельные трещины соединяются друг с другом, разрастаются, резко ослабляя прочность сечения, в результате чего материал внезапно разрушается. Усталостный излом имеет характерный вид. Зона излома обычно имеет фарфоровидную поверхность, иногда по краям - на участках наибольших деформаций при переменах нагрузки - заглаженную, нагартованную в результате наклепа от "дышания" трещины. Зона основного излома имеет кристаллическую структуру, без следов пластической деформации, такую же как например в случае ударного разрушения. В зоне трещины иногда бывают видны ступенчатые "линии отдыха" - следы временного закрытия трещины в результате пластических деформаций напряженного материала, стремящегося приспособиться к повышенной нагрузке в участках концентрации напряжения. Типичные усталостные изломы показаны на фиг. 95 и 96. 188 Все причины, способствующие возникновению местных перенапряжений,- местные ослабления, трещины, флокены, волосовины, включения шлака, пленок окислов и т. д.,-понижают предел усталости. Поликристалличность, гетерогенная структура, многофазность и неориентированная структура затрудняют образование сдвигов, повышают усталостную прочность материала при приложении нагрузок. При переменном напряжении изгиба и кручения, когда наиболее напряжены внешние волокна, особое значение имеет состояние поверхности (см. стр. 191 и 201). Испытания материалов на усталость производятся при знакопеременных напряжениях, колеблющихся в интервале между некоторым положительным значением и равным ему отрицательным значением (фиг. '00 г~-----Предел усталости? 97, а). Между тем конструктору крайне важно знать величину предела усталости и в том случае, когда отрицательная нагрузка по абсолютной величине меньше положительной (фиг. 97, б), и в том случае, когда нагрузка пульсирует между некоторым максимйль-ным и минимальным значением, сохраняя свой знак (фиг. 97,в) и, наконец, в том случае, когда цикл изменения нагрузки имеет сложный характер, как это схематически изображено на фиг. 97, г. Опыты Вэлера и Баушинге-ра показали, что уменьшение напряжения сжатия позволяет безопасно повысить напряжения растяжения (п наоборот) и что уменьшение интервала напряжения вообще повышает предел усталости. Для случая растяжения-сжатия стали с. временным сопротивлением 100 кг/мм2 изменение предела усталости в функции интервала нагрузки изображено на фиг. 98. Для большей наглядности прямая минимальных напряжений наклонена под углом 45° к оси абсцисс и на ней, как на базе, отложены величины максимальных напряжений, благодаря чему можно непосредственно видеть интервал напряжений и его знак. Линия оа изображает предел усталости при колебании напряжений от положительного максимума до отрицательного минимума такой же величины. Изменение предела усталости правее линии оа изображается кривой ас. Величина предела усталости непрерывно возрастает с уменьшением интервала напряжений <зтах- amin и при <зтах- amin = 0 становится равным аь. Левее линии оа, где напряжения сжатия превышают напряжения растяжения, предел усталости правильнее определять по напряжению сжатия. Предел усталости в этой области изменяется так же, как и в случае преобладания напряжений растяжения, т. е. возрастает с уменьшением интервала напряжений. 80 60 UQ 20 О 20 40 60 80 100 Фиг. 98. К определению предела усталости при различных циклах нагрузки. Назовем отношение коэфициентом амплитуды напряжения. При <-тах = - <-тт (точка О на фиг. 98); г= - 1; при amjn - 0 (точка е на фиг. 98 г = 0; для положительных значений amin ^зтах (вправо от точки е) величина г колеблется в пределах 0 -т- 1. Случай г =1 соответствует случаю статической нагрузки. Обозначим сю(Г=- 1) - предел усталости при г = - 1; a">(r=o) - предел усталости при г = 0; 189 зЮг - предел усталости при произвольном соотношении omin и зтах. По формуле Тетмайера _ fa-1 /a-fcl gb \ - <3w(-=-1) I S ''I 9~ ^ I L \. " ">(-=-11 / -"(/•=-1 ГД6 °"(, a = --- зь - временное сопротивление. Эта формула дает наиболее точные результаты, но требует знания не только 3uKr=-i)' но и аш(г=0). По более простой, но менее точной формуле Джонсона-Гудмана: Между пределом усталости на растяжение-сжатие зш на изгиб о^ и на кручение aw существуют довольно устойчивые соотношения: 3^(-=- 1) == (1,33 ~ 1,45) aw(--=_i); =- 1) = (0,75 -ь 0,85) аШ(Г=_1 ). Этими соотношениями можно пользоваться для приближенного определения пределов усталости стали для различного вида нагрузки, если известен один из них. Обычно бывает известно значение a^/r=_1)5 наиболее просто определяемое в лабораторных условиях. Несмотря на то что прямой связи между усталостной прочностью и временным сопротивлением нет, все же делаются попытки установить некоторые эмпирические зависимости между ними. Приводим одну из наиболее распространенных формул: где а и 6 - коэфициенты, равные для хромонике левых сталей: а =0,0035-^-0,0040; 6 = 0,77^-0,86. Принимая средние значения а и Ь, получаем следующую приближенную формулу, пригодную для ориентировочного определения предела усталости хромоникелевых сталей: вШ(г-- 1 ) - 0,0037 ol -f 0,82 оь. Пределы усталости некоторых специальных сталей приведены ниже (табл. 32, стр. 199). Все предыдущие цифры относятся к случаю хорошо отделанных, шлифованных и тщательно отполированных до исчезновения следов обработки образцов одинакового сечения. Как показывает опыт, предел усталости весьма существенно понижается при наличии на поверхности детали рисок, царапин, случайных повреждений, следов коррозии, а также выточек, входящих углов, резких изменений сечений и тому подобных неправильностей формы, повышающих местные напряжения. Характер обработки также влияет на усталостную прочность детали. Грубая обработка, оставляющая на поверхности детали следы режущего инструмента, неровности и микроскопические трещины, может понизить предел усталости на 20 - 30% и больше. Даже царапина обыкновенной иголкой на поверхности детали снижает усталостную прочность на 10 - 15%. Падение предела усталости выражено тем резче, чем выше прочность материала. Особенно сильно 190 зависит от состояния поверхности и формы детали предел усталости при изгибе и кручении, т. е. в случаях, когда наиболее сильно напряжены поверхностные волокна металла. На фиг. 99 изображено изменение предела усталости в зависимости от характера обработки для сталей различных прочностей. В табл. 31 приведены результаты испытания на усталость цилиндрических брусков 0 7 мм (фиг. 100), отличающихся Друг от друга лишь радиусами галтели в участке перехода от толстой части к тонкой. Эти и другие опыты показывают. 'что предел усталости очень сильно снижается при радиусе закругления менее (0,5 -ч- 1) d. На практике галтели выполняются радиусом не более (0,05 -г- 0,1) d- при этом предел усталости сильно страдает. Разные материалы по разному 50 60 70 80 90 WO ПО 120 130kz/CM7- реагируют на повреждения поверх- Фиг. 99. Влияние поверхностной обработки на усталостную прочность образцов из материала различной крепости. таблица 31 ности и местные ослабления. Многие материалы, имеющие в гладких образцах высокую усталостную прочность, настолько быстро теряют ее при малейших повреждениях поверхности, что негладкие образцы из таких; материалов имеют значительно меньший предел усталости, чем такие же образцы из материала с меньшим пределом усталости в гладких образцах, но менее чувствительным к повреждениям поверхности. Чувствительность материала к повреждениям поверхности и ослаблениям форм характеризуется коэфициентом поверхностной чувствительности материала Радиус галтели мм - Предел усталости при изгибе а," кг/мм2 IV ' 250 25 36 3,6 34,3 33,2 100 97 7 0,0 V-образный подрез 1 0,0 31,2 16,8 13,3 81 49 39 "(r=-i) Фиг. 100. Образцы для усталостных испытаний (к табл. 31). где аы)(г=_1) - предел усталости гладкого образца; предел усталости образца с повреж- денной определен- ным образом по- верхностью. У сталей величина А обычно составляет 0,5 - 0,7. При одной и той же обработке поверхности величина коэфициента чувствительности, вообще говоря возрастает с увеличением твердости и хрупкости материала (ср. фиг. 99). Опыты Мура, Петерсена, Фаульхабера, Майлендера, Бауерсфильда и других выяснили в высшей степени интересное обстоятельство', предел усталости при прочих равных условиях зависит от размеров образца, довольно заметно падая с ^увеличением размеров, Само собой разумеется, что при этих опытах были исключены все побочные факторы, могущие повлиять на прочность образцов разной величины: степень проковки образца, величина зерна и т. до. 191' •были одинаковыми во всех случаях. Опыты [Майлендера и Буаэрсфильда, произведенные над образцами из высококачественных легированных сталей (фиг. 101), показали, что с увеличением диаметра образца с 14 до 45 мм, т. е. приблизительно в.З раза, предел усталости снижается приблизительно на 30%. Еще разче падает с увеличением диаметра усталостная прочность образцов с выточками и т. п. Уменьшение предела усталости становится менее резким, при увеличении диаметра образцов до 75-80 мм. Значительно снижает предел усталости коррозия. При сильной коррозии .предел усталости снижается до 15 кг (мм2, почти независимо от механических качеств и размеров образцов. 25 о Фиг. 101. Влияние диаметра образцов на величину усталостной прочности. 1 и 2-опыты Майлендера и Вауэрс- фельда (сталь, переменное кручение); Л-опыты Горджера (сталь с 0,47°/0 С, переменный изгиб). Фиг. 102. Влияние давления на-прессовки на усталостную прочность. Напрессовка на деталь дисков, колец и т. п. или затяжка ее хомутом вызывает сильное снижение предела усталости как вследствие возникающего на сжатой поверхности напряжения, так и вследствие обычно развивающейся на таких поверхностях под действием переменной нагрузки коррозии (см. стр. 211). На фиг. 102 изображена диаграмма предела усталости цилиндрического образца из углеродистой стали в функции давления, при зажиме образца в стальных захватах. При нарастании давления предел усталости быстро падает и при давлении 400 кг/см2 теряет около 30% первоначальной величины. При дальнейшем росте давления падение предела усталости замедляется. Меры увеличения усталостной прочности можно разделить на конструктивные и технологические. В конструкции деталей, подверженных переменным нагрузкам, следует избегать местных ослаблений, резких переходов, отверстий и т. д. Все переходы рекомендуется выполнять с галтелями радиусом не меньше 0,1-0,2 диаметра детали. Для таких деталей следует выбирать стали не только с высоким пределом усталости, но и малой поверхностной чувствительностью, так как повышенная чувствительность может в рабочих условиях, при неизбежной на практике концентрации напряжений, свести на-нет преимущество высокого предела усталости. Поверхности деталей, работающих под переменными нагрузками, должны быть тщательно отделаны, отшлифованы и отполированы. Нагартовка поверхности, например, накаткой, обработкой стальной дробью (см. стр. 205) и т. п., повышает предел усталости и очень сильно снижает поверхностную чувствительность стали. Особенно рекомендуется нагартовка поверхности участков, ослабленных выточками, канавками, отверстиями и т. д. Накатка профильным роликом галтелей коленчатых валов и других ответственных деталей в настоящее время введена на некоторых заводах как нормальный производ- 192 ственный процесс. Нагартовка почти полностью устраняет падение усталостной прочности деталей, подвергаемых сжатию в результате зажима или напрес-совки на них других деталей. Наиболее эффективным средством борьбы с усталостными разрушениями, особенно в случае переменного изгиба и кручения, является азотирование. Азотированный слой обладает весьма высоким сопротивлением усталости, он очень тверд и поэтому предохраняет деталь от случайных абразивных повреждений, могущих сильно понизить усталостную прочность, наконец, азотированный слой превосходно сопротивляется коррозии и предупреждает .падение усталостной прочности от коррозии. Азотирование практически уничтожает влияние местных ослаблений на усталостную прочность. Сочетание всех этих качеств делает азотирование исключительно ценным способом обработки таких деталей, как например коленчатых валов, работающих под переменной нагрузкой, имеющих по необходимости сложную конфигурацию и нуждающихся в высокой поверхностной твердости (особенно при работе в подшипниках с заливкой свинцовой бронзой). Влияние азотирования на усталостную прочность иллюстрирует пример, приводимый Гау [10]. Коленчатый вал, изготовленный из хромоникельвольфра-мовой стали, при испытании показал предел усталости 50 кг/мм2. После сверления радиального масляного отверстия предел усталости упал до 22,6 кг /мм2, т. е. в 2,2 раза. Азотирование повысило предел усталости несверленного вала до 73 кг/лш2, т.е. на 45%, по сравнению с несверленным неазотированным валом. Азотирование сверленного вала повысило усталостную прочность до 40,5 кг/мм2, т. е. почти на 80%, по сравнению со случаем сверленного неазотированного вала. Литература 1. Т h u m A-, Dauerfestigkeit in Konstruktion, Berlin, 1932. 2. Lehr E., Spannungsverteilung in Konstruktionselementen, Berlin, 1934. 3. H е г о 1 d W., Wechselfestigkeit metallischer Werkstoffe, Berlin, 1934. 4. L e q u i s W., Biegeschwingungsfestigkeit und Kerbeempfindlichkeit, 1934. 5. Т h u m A. u. В a u t z W., Zeitfestigkeit, "Z. VDI", 1937, 4/XII, Bd 81,, Nr. 49. 6. Т h u m A., Einfluss von Warme-Eigenspannungen auf die Dauerfestigkeit, "Z. VDI" 1937, 27/11, Bd. 81, Nr. 9. 7. Т h u m A- u. В a u t z W-, Steigerung der Dauerhaltbarkeit von Formelementen durch Kaltverformung, VDI V-g, Berlin, 1936. 8. ThumA. u. WunderlichF., Die Reibeoxidation an festen Paarverbindungen und ihre Bedeutung fur den Dauerbruchfestigkeit, "Z. Metallkunde", 1935, Bd. 27, Nr. 12. 9. ThumA., Einfluss von Oberflachendrucken, Mitt-en MPA, H. 5, 1934. 10. Go ugh H. J., Corrosion Fatigue of Metals, "Eng-r", 1932, v. 154, No. 4001. 11. BehrensO. u. DusoldF., Einfluss der Korrosion auf die Biege- und Dreh- wechselfestigkeit von Stahlen und Nichteisenmetallen, "Z. VDI", 1930, Bd. 78, Nr. 3. 12. Hiltscher R., Polarisationsoptische Untersuchung des raumlichen Spannungs- zustandes, "Z. VDI", 1939, 14/1, Nr. 2. 13. F о p pi L., Neue Erfolge in der Spannungoptik, "Z. VDI", 1937, 6/II, Nr. 6. 14. L a u r e n t P. et P о р о f f A., La photoelasticite, "Rev. Met-", 1938, n° 8. 15. F 6 p p 1 L. u. N e u b e r H., Festigkeitlehre mittels Spannungoptik, V-g Oldenburg, 1935- 16. Сервисен С. В., Прочность металла и расчет деталей машин, ОНТИ, 1937. 17. Сервисен С. В., О прочности деталей машин под действием переменных нагрузок, изд. А. Н. УССР, 1938. 18. Сервисен С- В., Концентрация напряжений и усталость в коленчатых валах, Ин-т Строит. Мех. А- Н. УССР, № 13, 1935. 19. Попов А. А-, Усталость металлов от местного нагрева, "Вести- Инж. Техн-", 1936, № 4. Сравнительная весовая оценка авиационных материалов Представим себе два бруска из разных материалов одинаковой длины и с подобными сечениями, подвергаемых растяжению (или сжатию) одинаковой силой (фиг. 103). Пусть временное сопротивление материала первого бруска Орлов-1071-13 193 будет с?, а второго а'ь. Спрашивается, как будут относиться веса брусков, если сечения их выбраны с таким расчетом, чтобы оба бруска были равнопрочными-По условию равнопрочности оба бруска работают с одинаковым коэфи-циентом надежности. Следовательно, напряжения в обоих брусках о' и о* должны относиться друг к другу, как коэфициенты их временного сопротивления: Ш но Фиг. 103. К оценке весовой выгодности материалов. а' = ^ и а"-=р-г, где Р - растягивающая (или сжимающая) сила; F' и F" - сечения образцов. Подставляя значения а' и а" в соотношение (а), получаем F' (Ь) Веса обоих брусков Ог и G2 пропорциональны площади поперечного сечения и удельному весу материалов f' и у": Л" Подставляя в это выражение значение -=- из соотношения (Ь), получаем Итак, веса равнопрочных брусков обратно пропорциональны отношению °ь • - . Чем больше это отношение, тем легче брусок и, следовательно, тем выгод- нее данный материал по весу. Отношение- называется удельной проч- ностью и является одним из основных критериев качества авиационных материалов. Если расчет ведется по пределу усталости <зш, то совершенно аналогичными рассуждениями можно доказать, что выгодность материала определяется от- ношением - ^-, которое называется удельной выносливостью и представляет собой вторую основную характеристику авиационного материала: Для случаев ивгиба и кручения написанные соотношения несколько видоизменяются. Предположим, что сравниваемые образцы из различных материалов имеют одинаковую длину, что сечения их подобны и что образцы изгибаются одинаковым моментом М. Аналогично предыдущему По условию равнопрочности где о' и о* - разрушающие напряжения при изгибе. Но . 196 \ flmn/(n!ff7 в землю \ \ ! f • Отливал В землю __ ? 1 1 __ •^ -^ ^ -^ ^, \ j i$r г --чу х5_ \i. •^ -^ \ (j? ^о ^^ fj -t * г --- -<5> ^i-L .^ ^-- -с T^N *-3 Н ^ ^ ,<0 5:' е N \ | 5 I ^5 5 S- ^ 1 1 § i, А: М * 3 -t: rv-j ч ч 1 Ч °г: \Y30XMA J; Q 5 сз -^ \\ ^ \ к. N i ^5 1 § 1 а \ "-о - S 1 1 Сх си § t •ч -5; X Q-; N 5 1 01 - Г7 I ^3 5 ^ Стали сплаоо! Фиг. Ю4. Удельная прочность -- авиационных материалов. "к \ Отливка S землю 55 . <^ ^ -- \ Omлu8ka 6 землю ? 1 - Л , ^ ^> t^-.. '--з' 5; \ 5 1 -? ч | {§ OQ Ч 1 i \ \ ХромансиШ J ^ II i $ ?^t 5; --5Г \ \Дюралит (д knl\ \~Црралюмин С ! 1 X •1 I Уз NJ 1 1 Со Г \ \ Текстолит [ эуонпшд] \ \ ?^ I~ $ ^ N "•Hi-; х ^ сЗ ^ ^ Стали. 'Алюминиевое сплав Ь/ МагниевЬ/е Пластики сплаии! Фиг. Удельная усталостная прочность авиационных материалов. 197 Работа упругой деформации на единицу объема образца (площадь треугольника oaf) равна Представим себе два равнопрочные на удар бруска из различных материалов, одинаковой длины и с подобными сечениями. Сечения подобных брусков из Фиг: lOfr. Удельная ударная прочность СТР авиационных материалов. условия равнопрочности, очевидно, обратно пропорциональны фактору -~, а веса G1 и G2, кроме того, пропорциональны удельному весу -(• Следовательно: Фактор ~ (уде льна я ударная прочность) характеризует весовую выгодность равнопрочных Фиг. 107. Удельная жесткость на удар брусков из различного материала. Е В табл. 32 приведены значения удельной - авиационных материалов. r J Т ст. о прочности - удельной усталостной прочности -- а2 ' Е удельной ударной прочности -=Щ удельной жесткости - и сводного коэфи- о, а Е циента --(tm)- для главных материалов авиационного моторостроения. На фиг. 104-108 значения этих коэфициентов изображены графически. Выбор материала для того или иного назначения производится отнюдь не только по его весовой выгодности, но и по целому ряду других факторов, среди которых на первом плаце находятся: способность материала к формоизменению, (для литейных сплавов - их литейные качества, для пластически деформируемых - способность поддаваться ковке и штамповке и прокатке), размеры сырьевой базы, первоначальная стоимость, отсутствие в сплаве дорогих 98 Таблица 32 Материал о i Я , о, 0 О) ^ и* О о -" S 1 о •? О ^ У* .. Удельная Удельная Удельная я н * 3 Я 04 К <-> сб & Q> Я д "^ CD H 2? ш р Е Я Е* §с| " н 1 ш R § ^ " ^ я " ^g S -г Tf Т Ef Л-Л " Я о со ^ и -егЧ О ^ S ь и "111 15-21 c&Sf 1 Т т s а я- Стали 7,85 22000 ~2800 Углеродистые М У-4 (среднее значение) (среднее значение) 45 70 25 35 20 30 5,75 9 2,55 3,85 0,0036 0,0071 41000 97000 X ром онике ле- ( Х2Н ХЗН 100 100 70 80 50 60 12,8 12,8 6,4 7,6 0,028 0,037 228 000 273 000 вые , Х4Н 110 90 65 14 8,3 0,047 325 000 Сложные хро- 53а-2 ХНВА 110 110 95 90 70 60 14 14 8,9 7,6 0,052 0,047 350 000 296000 моникелевые 53а-1 115 85 70 14,6 8,9 0,042 365 000 Хромомолиб- деновая 30-ХМА 135 110 65 17,1 8,3 0,070 399 000 Хромокремни- стая Хромансиль 130 100 65 16,6 8,3 0,058 375 000 Алюминиевые сплавы 2,75 7000 ^2550 А1- Си 2,8 (среднее значение) 12-16 7 5,2 5 1,86 0,0025 23600 Al- Zn 2,95 18-22 6,5 5,5 6,8 1,86 0,0021 32200 Al- Si 2,6 18-20 6 4,5 7,3 1,72 0,002 32000 Отливка Дюралит 2,8 18-25 8 6 -7,7 2Д5 0,0032 42000 в землю Al- Cu-Si (6340) 2,7 20-24 9 6,5 8,1 2,4 0,0043 49 ?00 Y 2,75 22-25 7 5,5 8,5 2 0,0025 43500 l Цералюмин С 2,75 24-26 9 7 9,1 2,54 0,0042 59000 Отливка f Дюралит 2,8 28-35 24 8 11,3 2,85 0,0295 82000 в кокиль [ Цералюмин С 2,75 34-37 30 10 12,9 3,65 0,047 120 000 1Дюралюмин 2,85 36-38 32 12 13 4,2 0,0515 139 000 К ованые Y 2,75 38-44 35 12 15 4,35 0,064 167 000 RR56 2,72 40-42 36 12 15,1 4,4 0,068 170000 Магниевые сплавы 1,8 4200 Г-/2350 Отливка | AZG ( МА4 (среднее значение) 16-18 16-18 8 8 6 , 7 9,5 9,5 3,3 3,85 0,0085 0,0085 73500 93000 в землю 1 MA6 20-24 10 7-8 12,2 4,15 0,0132 144 000 Кованый МАЗ 28-32 18 9-11 16,7 5,6 0,042 267 000 Пластики Бакелит 1,25 1000 3,5-7,5 2 1 4,4 0,8 0,0032 3500 Текстолит 1,4 1100 9-17,5 3-5 2-7 9,4 3,2 0,01 800-1250 30000 Гетинакс 1,4 150 12-20 5-10 2-5 11,4 2,5 0,023 28500 или дефицитных компонентов, легкость и экономичность механической обработки, однородность механических свойств, коррозийная стойкость, а в отдельных случаях некоторые специальные качества, вроде жаростойкости, анти- с. а Е Фиг. 108. Значения фактора - w- для разных авиационных материалов. фрикционных качеств, износоустойчивости, низкого (или напротив высокого) коэфициента линейного расширения и т. д. VI. ОБРАБОТКА ПОВЕРХНОСТЕЙ ьо 20 Состояние поверхности наряду с материалом и способом изготовления детали оказывает очень большое влияние на ее прочность и срок службы. Для трущихся частей, например, для шеек коленчатых валов, очень большое значение имеет поверхностная твердость. Чем выше твердости вала (при заданной твердости подшипника), тем меньше износ в периоды полужидкостного трения, от которого не избавлены даже правильно рассчитанные и сконструированные опоры скольжения, тем дольше вал сохраняет первоначальную цилиндрическую форму и тем надежнее он работает. С другой стороны, износ сильно зависит от степени гладкости поверхностей. Если поверхности шероховаты, то масло растекается из области давления по микроскопическим выемкам и канавкам в поверхностях, ограничивающих масляный слой, вследствие чего несущая способность масляного слоя падает. При частичном или полном соприкосновении относительно движущихся металлических поверхностей, наблюдающемся при возникновении в подшипнике полужидкостного трения, величина силы трения и износ в свою очередь сильно зависят от степени гладкости поверхностей. На фиг. 109 изображены результаты опытов Шоу над износом шлифованного вала, опертого в подшипниках с баббитовой заливкой, обработанных разными способами. Трение носило полужидкостный характер. Фиг. 109 изображает относительные величины износа в функции удельного давления на цапфу вала. Как видно из фигуры, износ уменьшается с улучшением качества отделки поверхности подшипника. Усталостная прочность, как известно, сильно зависит от состояния поверхности (ср., например, фиг. 99). Предел усталости увеличивают, устраняя мельчайшие неровности, царапины, следы обработки режущим инструментом, микроскопические трещины и поры путем тонкой отделочной обработки без снятия стружки или изменяя кристаллическое строение поверхностного слоя (нага ртовкой или химикотермической обработкой). Очаги местной коррозии также могут стать источником концентрации на-пряжения^ Поэтому все мероприятия, увеличивающие стойкость поверхности против коррозии, прямым путем ведут к повышению долговечности деталей. Способы поверхностной обработки деталей можно разделить по назначению на следующие три группы: 1) обработка, имеющая целью увеличить поверхностную твердость с целью увеличения износоустойчивости детали (цементация, азотирование, цианирование и т. д.); 2) обработка, имеющая целью уве- 201 О 1 Фиг. 109. Влияние качества отделки подшипника на износ вала при полужидкостном трении в функции удельного давления. На оси ординат отложена величина износа в процентах. личить износоустойчивость и усталостную прочность материала (полировка, лэппинг, нага ртовка, азотирование); 3) обработка, имеющая целью повышение устойчивости против коррозии. К последней группе обработки принадлежат многочисленные способы химической и электрохимической защиты, лакокрасочные покрытия и т. д. СПОСОБЫ ПРИДАНИЯ ПОВЕРХНОСТНОЙ ТВЕРДОСТИ Цементация. Цементация заключается в науглероживании поверхностного слоя стали путем нагрева в течение б - 10 час. при 850 - 1000° в присутствии карбюризаторов - твердых (угольный порошок и др.) или газовых (ацетилен и др.). После цементации изделие подвергается термообработке, 'в результате которой цементованный слой приобретает твердость до 600 по Бринеллю. Сердцевина из-делия остается вязкой. Цементации подвергают зубья шестерен, рабочие поверхности распределительных валиков, поршневые пальцы, пальцы прицепных шатунов и т. п. детали, работающие под высокими нагрузками и в условиях повышенного трения. Для цементации применяются специальные стали с содержанием не выше 0,2% С (см. табл. 8 и 9, стр. 162). Глубина цементованного слоя составляет обычно 07 - woo Фиг. 110. Изменение твердости по глубине азотированного и цементованного слоя. и регулируется продолжительностью цементации. Техника частичной защиты от цементации вполне разработана. Нецементуемые участки детали выполняются с припуском 2 - 3 мм на сторону, который после цементации снимается вместе с цементованным слоем. Другой метод предохранения от цементации со- стоит в омеднении детали электролитическим способом. На цементуемых участках слой меди перед цементацией снимается на станках. Отверстия предохраняются от цементации пробками из смеси огнеупорной глины с асбестом и жидким стеклом. При цементации и при закалке детали часто коробятся, вследствие чего возникает необходимость правки их. Цементуемые участки выполняются с припуском 0,1 - 0,8 мм на сторону и после термообработки правятся, после чего шлифуются, в случае надобности полируются. Азотирование. Азотирование (или нитрирование) состоит в насыщении поверхности стали азотом длительной выдержкой изделия (в течение 50 - 90 час.) в электропечах в токе аммиака при температуре 500 - 550°. Азотированию подвергаются специальные стали с содержанием А1,Сг, Мо (см. табл. 12, стр.164). Образующиеся в поверхностном слое нитриды железа (Fe2N; Fe4Nn Fe6N) придают поверхности огромную твердость, достигающую 1000 - 1100 по Виккерсу (ср. диаграмму фиг. 90). Эта твердость получается без всякой дополнительной термообработки. Термообработка производится до азотирования. Азотированные детали подвергаются шлифовке и полировке, иногда только полировке. Толщина снимаемого шлифовкой слоя не должна превышать 0,02-0,06 мм, так как твердость азотированного слоя быстро падает с глубиной (ср. фиг. 110). При азотировании поверхностный слой набухает на 0,01-0,02 мм. Это обстоятельство учитывают при механической обработке, предшествующей азотированию, уменьшая размеры азотируемых частей на 0,01 - 0,02 мм на сторону. 202 Участки, не подлежащие азотизации, покрывают сдоем олова (электролитическим путем или облуживанием), меди или никеля. Подлежащие азотированию поверхности предохраняют от облуживания резиновой изоляционной лентой. Поверхности, покрываемые предохранительным слоем, не обрабатывают начисто, а выполняют с припуском 1-1,5 мм на сторону, который удаляется после азотизации. При этом способе отпадает опасность повреждения окончательно отделанной поверхности при удалении защитного слоя. Глубокие отверстия и сверления защищают от азотирования металлическими пробками. Так как защита от азотирования довольно затруднительна и так как азотированная поверхность обладает ценными качествами (см. стр. 193), то очень часто детали азотируют кругом. Несмотря на сравнительную новизну, процесс азотирования получил широкое распространение. Это объясняется преимуществами процесса азотирования перед цементацией .и исключительно ценными качествами азотированной стали как конструкционного материала. В противоположность цементации с последующей закалкой азотирование почти не вызывает коробления детали. По твердости азотированный слой на 30-50% превосходит цементованный. Твердость азотированного слоя сохраняется при нагреве до 500 °, тогда как цементованный слой начинает терять твердость уже при 200°. Твердость азотированного слоя, однако, быстро убывает с глубиной (фиг. 110), тогда как твердость цементованного слоя остается практически постоянной до глубины, равной 25% глубины слоя. Азотирование очень значительно (на 30-60%) повышает сопротивление материала усталости при изгибе и кручении (меньше при растяжении-сжатии) (см. об этом подробнее стр. 193) и почти сводит иа-нет отрицательное влияние выточек, царапин, рисок и шероховатостей на предел усталости материала. Кроме того, азотированная поверхность очень хорошо сопротивляется износу и случайным абразивным повреждениям, которые могут в аксплоатации сильно понизить предел усталости материала. Азотирование повышает устойчивость сталей (за исключением аустенитных сталей) против коррозии не только при нормальных температурах, но и при повышенных. Это обстоятельство, ценное само по себе, дает побочный благотворный эффект, предупреждая падение предела усталости вследствие коррозии поверхности. Недостатком процесса азотирования являются его длительность и высокая стоимость. Применение ступенчатого процесса с последовательным нагревом изделия с 5?0 до 580° и выше в присутствии катализаторов (анилин, диэтил-амин и др.) ускоряет процесс азотирования в 3-4 раза. Ступенчатый процесс увеличивает глубину азотированного слоя и делает более плавным падение твердости по глубине. Азотированный слой довольно хрупок и легко откалывается. Особенно часто это явление наблюдается на выступающих острых углах, в которые азот проникает с двух сторон (фиг. 111,а), в результате чего материал пересыщается азотом. Материал у входящих острых углов, напротив, насыщается азотом в недостаточной мере (фиг. 111,6), вследствие чего в этих участках падает предел усталости. Поэтому все выступающие углы на деталях, подлежащих азотированию, даже в неответственных участках закругляют радиусом не меньше 1-3 мм, а входящие - радиусом 3-6мм. Стали, содержащие А1, дают относительно более хрупкий слой и по этой причине постепенно выходят из употребления. Избегают азотировать детали, подверженные сосредоточенному поверхностному давлению выше 70 кг [мм2. Для слабо нагруженных деталей тол- 203 а 6 Фиг. 111. Схема насыщения азотом поверхностного слоя стали во внешних и входящих углах. щину азотированного слоя устанавливают в пределах 0,1-0,2 мм. Для сильно нагруженных деталей толщину азотированного слоя доводят до 0,5 мм. Если азотированные поверхности подвергаются шлифовке, то эти цифры увеличивают на 0,1-0,15 мм. Счастливое сочетание высокой износоустойчивости и повышенного предела усталости на изгиб, присущее азотированным деталям, делает азотизацию особенно ценным процессом обработки коленчатых валов. В настоящее время коленчатые валы лучших современных авиационных моторов изготовляются из азотируемых сталей. С появлением азотированных валов резко сократилось число поломок коленчатых валов от усталости. Кроме того, в авиамоторостроении подвергают азотированию части деталей, нуждающиеся в повышенной твердости и износоустойчивости и сопротивлении коррозии при повышенной температуре, например, внутреннюю поверхность (зеркало) цилиндров, штоки выхлопных и всасывающих клапанов. Азотирование является единственным возможным способом придания поверхностной твердости зубьям шевронных шестерен редуктора. Цементация вызывает' сильное коробление зубчатого венца таких шестерен, которое можно исправить только шлифовкой зуба; шевронный же зуб шлифовке не поддается. Цианирование. Цианирование представляет собой процесс одновременного насыщения поверхностного слоя углеродом и азотом при помощи выдержки изделия в течение 15-20 мин. в ваннах с расплавленными цианистыми солями (чаще всего NaCN в присутствии NaCl и Na2CO3) при температуре 800-900°. После цианирования сталь замачивается в воде. Цианированная корка содержит 0,5-0,8% С и приблизительно столько же азота. Твердость планированного слоя достигает Нцс = 58 -~- 64, т.е. значительно превышает твердость цементованного слоя. Цианированию поддаются стали с содержанием не более 0,2% С. Удовлетворительные результаты при цианировании дают стали У2Г СС, ЭХТ, Х2Н, ЖЦ, ЦК и др. Процесс цианирования несравненно проще, производительнее и дешевле* всех остальных способов придания поверхностной твердости стальным изделиям. Однако он отличается крупным недостатком: цианистые соли сильно ядовиты; испарения и брызги расплавленных цианистых солей могут вызвать тяжелые заболевания. С улучшением техники безопасности процесс цианирования должен получить широкое распространение. Поверхностная закалка. В последнее время разработана методика поверхностной закалки изделий из высокоуглеродистой стали на глубину 1-5 мм. Сердцевина изделия при этом остается вязкой; это обеспечивает высокую прочность изделия. Поверхностная закалка производится в пламени ацетилено-кислородной горелки с последующим охлаждением струей воздуха, распыленной воды или пара. Хорошие результаты получаются в этом случае, если процесс механизирован; вал приводится в медленное вращение ( ~ 100 об/мин) и поверхность его подвергается последовательному действию пламени и охлаждающей среды. Еще лучшие результаты получаются, если поверхностный слой изделия нагревать токами высокой частоты или пропусканием электрического тока через поверхность детали. Стеллитирование. Для повышения местного сопротивления износу и коррозии часто применяют наплавку на детали сверхтвердых сплавов, широко распространенных в металлорежущей промышленности. В авиамоторостроении благодаря относительной дешевизне и легкости наплавки применяются только стеллиты. Стеллиты представляют собой сложные сплавы Со, Cr, W и других элементов (состав см. табл. 14, стр. 167). Стеллиты отличаются высокой твердостью (Ннс > 50), которая сохраняется до высокой температуры (600-700°), высоким сопротивлением коррозии и прекрасными антифрикционными качествами. Стеллит наносится на поверхность нагретого изделия слоем 1-1,5 мм в расплавленном виде в восстановительном пламени ацетилено-кислородной горелки (с избытком ацетилена). По температуре плавления (1300°) и коэфициенту линейного расширения [(12-16) 10~6] стеллиты близки к легированной стали, 204 благодаря чему связь между изделием и слоем стеллита получается весьма прочной. В авиационном моторостроении стеллитирование применяется для повышения износоустойчивости деталей, подверженных сильному давлению и для повышения стойкости против газовой коррозии деталей, находящихся под воздействием горячих газов. Очень большую роль играет стеллитирование в конструкции клапанов. Стеллитируют фаску клапана и торец штока, подвер-женный действию ударника или ролика коромысла. Иногда тонким сдоем стеллита покрывают поверхность головки, обращенную в камеру сгорания. В последнее время для этой цели наряду со стеллитом применяют сплав 20% О и 80% Ni, известный под названием Брайтрей. Иногда стеллитом покрывают рабочие поверхности распределительных шайб звездообразных моторов. Хромирование редко применяется для создания твердого слоя на конструкционных деталях, несмотря на прекрасные свойства хромированной поверхности - высокую твердость, износоустойчивость, сопротивление коррозии и антифрикционные качества. Причина состоит в склонности слоя хрома к отслаиванию, особенно при высоких температурах. Хромирование чаще применяют для предупреждения коррозии (особенно фрикционной) и для декоративных целей, а также для наращивания поверхностей неподвижных соединений, случайно ослабленных в механической обработке. Хромированию иногда подвергают соприкасающиеся с охлаждающей жидкостью поверхности гильз двигателей жидкостного охлаждения. Хром осаждают электролитическим способом; толщина слоя составляет 0,005-0,05 мм. Поверхность, подлежащую хромированию, предварительно шлифуют и полируют. Участки, не подлежащие хромированию, защищают слоем бакелитового лака. Если слой хрома не превышает 0,01-0,03 мм, то после хромирования деталь не подвергается дополнительной обработке. При большой толщине слоя и при наличии выступающих углов, на которых вследствие концентрации силовых линий хром отлагается интенсивнее, чем на гладких поверхностях, хромированные поверхности шлифуют или хонингуют. Осажденный электролитическим способом слой хрома отличается микропористостью. Этот существенный недостаток особенно с точки зрения предохранения от коррозии устраняют никелированием детали перед осаждением хрома. Нагартовка. Поверхности деталей подвергают нагартовке с целью увеличения поверхностной твердости. Одновременно этот прием увеличивает сопротивление детали усталости благодаря измельчению зерна поверхностного слоя. Нагартовку чаще всего выполняют по способу Cloudburst hardening ("закалка градом"), предложенному несколько лет назад известным английским технологом Гербертом. Сущность этого способа, который по-русски можно назвать нагартовкой стальной дробью, состоит в том, что на поверхность детали направляют струю мелких (0,5-1 мм) шариков из закаленной стали, выбрасываемых из сопла сжатым воздухом под давлением 1-3 ати. Ударяясь о поверхность детали, шарики производят постепенную и равномерную нагартовку поверхностного слоя. Этот способ применим для всех поверхностей, в том числе и для точных поверхностей, сопрягающихся с другими деталями. В последнее время нагартовку шариками применяют для цементованных поверхностей. Гау приводит пример обработки подобным способом рабочей поверхности цементованных зубьев шестерни редуктора. Нагартовка повысила твердость зуба с 670 по Виккерсу до 1045; вторичная нагартовка повысила твердость до 1200 по Виккерсу. Поверхность шеек валов из облагороженной стали, особенно в участках сопряжений (на галтелях), иногда уплотняют обкаткой закаленными роликами в специальных приспособлениях или на станках. Под обкатку оставляют припуск в несколько тысячных миллиметра. После обкатки дополнительной обработки не производят. СПОСОБЫ ЧИСТОВОЙ ОТДЕЛКИ Чистовая обработка является не только способом придания детали размеров, заключенных в узких допусках, но и способом увеличения прочности и износоустойчивости деталей путем воздействия на состояние поверхностного слоя-Влияние поверхностной обработки на срок службы деталей (ср. фиг. 109) и сопротивление устал ости (ср. фиг. 99) отмечено сравнительно недавно, но учение о чистовой обработке, способах измерения и оценки степени гладкости поверхностей успело вырасти в самостоятельный и важный раздел науки о механической обработке. Как известно, обработка режущим инструментом оставляет на поверхности детали царапины и неровности, величина которых зависит от рода обработки. По Конору и Абботу величина неровностей для разных видов обработки следующая (в мм): Грубая обточка . . . 0,05 -0,1 Фрезеровка.....0,04 -0,08 Чистовая обточка. . 0,02 -0,04 Грубая шлифовка. . 0,01 -0,015 Чистовая развертка. 0,008 -0,01 Чистовая шлифовка. 0,005 -0,007 Алмазная расточка . 0,004 -0,006 Грубый хонинг . . . 0,003 -0,005 Чистовой хонинг. . 0,002 -0,003 Лэпинг. .......0,001 -0,0015 Притирка......0,0007-0,001 Суперфиниш........до 0,0001 На фиг. 112 показаны микрофото поверхностей, обработанных различными способами, а на фиг. 113 показаны контуры поверхностей, снятые при помощи особого прибора, называемого про-филографом. Профилограф конструкции Аббота и Фэйрстона состоит из острой алмазной иглы, к которой прикреплено миниатюрное зеркальце, отбрасывающее пучок света на фотографическую пластинку. Острие иглы приводится в соприкосновение с поверхностью изучаемой детали, которой придается медленное движение. Острие иглы следит за всеми неровностями поверхности, которые в увеличенном виде фиксируются на фотографической пластинке. Шлифовка, в недавнем прошлом являвшаяся основным способом чистовой обработки, в настоящее время уступает место более, совершенным способам. Недостатки шлифовки состоят в том, что зерна шлифовального круга оставляют на поверхности детали царапины, глубина которых зависит от величины зерен, скорости шлифования и других факторов. Кроме того, на шлифованной поверхности наблюдаются "блестки" или "дробление-^ - характерные, правильно расположенные фаски, возникающие от вибрации изделия и шли- фозэльного круга. В настоящее время после шлифовки часто применяют, особенно для чистовой обработки больших отверстий (вроде отверстий цилиндров), хонингова- 206 Фиг. 113. Профилограммы поверхностей, обработанных различными способами. Увеличение по вертикали У150, по горизонтали Х50. j-грубая обточка; 2-фрезеровка; г-чистовая обточка; 4-грубая шлифовка; 5-чистовая шлифовка; б-чистовая шлифовка; 7-алмазная расточка; "-грубый хонинг; 9-чистовой хонинг; Ю-лэпинг; П-притирка, 12-оптическая поверхность. н и е. Хонингование представляет собой разновидность тонкой шлифовки и производится хоном (фиг. 114) -инструментом, существенную часть которого составляют бруски из абразивного материала, направленные по образующим обрабатываемого отверстия и могущие разжиматься под действием пружины или конусного механизма. Хонингование производится на специальных станках, по большей части с вертикальным шпинделем. Хон вводится в отверстие и приводится в медленное вращение (скорость резания составляет в среднем 80 - 150 м/мин); одновременно ему придается поступательно-возвратное движение со скоростью 20-30 м/мин. Для смазки обычно применяется ке- Сеченае А-В Фиг. 114. Хон. росин. Под Хонингование оставляется припуск 0,02-0,05 мм. Хонингование исправляет незначительную эллипсность и искривления поверхности, давая матовую, ровную и гладкую поверхность. Среднюю высоту неровностей при тщательном ведении процесса можно довести до 0,002-0,003 мм. В авиамоторостроении хонингование применяется для чистовой отделки зеркала цилиндров, подшипниковых отверстий в головках шатунов, отверстий под пальцы прицепных шатунов и т. д., реже для отделки наружных цилиндрических поверхностей шеек валов и т. д. Многочисленные разновидности полировки отличаются от других способов отделки наличием давления на обрабатываемую поверхность. По новейшим воззрениям полировка оказывает глубокое воздействие на молекулярное строение поверхностного слоя. Под действием давления и тепла, выделяющегося при трении, молекулы поверхностного слоя приобретают текучесть. Острые кромки и верхушки неровностей постепенно сглаживаются, а впадины и микроскопические поры и трещины затягиваются до полного исчезновения. Это обстоятельство благотворно сказывается на величине 207 усталостной прочности изгибу и кручению и на износоустойчивости детали. Уменьшение поверхности соприкосновения с воздухом и коррозионными средами повышает устойчивость поверхности против коррозии. По этим причинам ответственные детали, работающие под знакопеременными нагрузками, часто полируют кругом, а не только по поверхностям, работающим на истирание. Так например, полируют кругом шатуны, коленчатые валы, полируют также стенки внутреннего отверстия поршневых и шатунных пальцев и т. д. Помимо своего основного назначения полировка позволяет обнаружить скрытые дефекты поверхностного слоя-трещины, волосовины, флокены и т. д., которые на грубо обработанной поверхности иногда незаметны, на полированной же проступают отчетливее. Наиболее простая разновидность полировки состоит в обработке поверхностей кожаными, деревянными или войлочными дисками с абразивными порошками - пылевидным наждаком, ювелирной пылью, окисью хрома, окисью железа (крокусом), трепелом, кремнеземом, известью и т. д. Окружная скорость на дисках достигает 30-35 м/сек. Под полировку оставляют незначительный припуск порядка 0,01 мм. Полировка не исправляет первоначальных неточностей обработки. В последнее время широкое распространение в точном машиностроении получил процесс тонкой полировки на станках - л э п и н г. Этот процесс, основанный на тех же приемах, которые издавна применяются при ручной притирке инструментов, осуществляется при помощи притиров или лэпов - колодок из дерева, меди, белого металла, сурьмы, свинца или чугуна, рабочая поверхность которых покрывается ("шаржируется") тонким полировочным порошком. Для самой тонкой доводки полировочные порошки не применяются; здесь довольствуются керосиновой или парафинной смазкой. Наилучшие результаты получаются при применении лэпов из чугуна центробежной отливки. Лэпингованию подвергают главным образом закаленные или азотированные стальные поверхности, а также изделия из твердой бронзы. В авиамоторостроении лэпингом обрабатывают шейки коленчатых валов, поршневые пальцы, пальцы прицепных шатунов!, шейки передаточных валиков и другие детали, работающие на истирание под высокими знакопеременными нагрузками. Самый простой способ лэпинга шеек коленчатых валов, ныне выходящий из употребления, состоит в том, что коленчатый вал приводится в медленное вращение на токарном станке. Шейки вала охватываются деревянными жимками, в которые последовательно закладывается сначала самая тонкая наждачная шкурка, затем полосы кожи, сукна, замши или резины, смазанные мастикой из парафина с тонким полировочным порошком. Направление вращения вала при полировке должно совпадать с направлением его вращения в рабочих условиях. В настоящее время выпущены специальные высокопроизводительные станки для лэпинга одновременно всех шеек коленчатого вала, с автоматической регулировкой силы давления на обрабатываемые поверхности. Очень хорошие результаты дает лэпинг со смазкой из раствора коллоидального графита. Графит проникает в мельчайшие поры и насыщает поверхностный слой, создавая так называемую графоидную поверхность, отличающуюся повышенными антифрикционными качествами, повышенным сродством к маслу и высоким сопротивлением коррозии. При недостаточности смазки, например в пусковые периоды, графит выполняет роль смазочного, уменьшая трение и предупреждая схватывание вала в подшипнике. Лэпинг мелких цилиндрических деталей производится на специальных станках по большей части с вертикальными шпинделями. Детали укладываются на круглый горизонтальный стол в специальном приспособлении; полировка производится чугунными лэпами, укрепленными во вращающейся головке станка. Таким способом лэпингуют поршневые и шатунные пальцы, штоки клапанов и другие детали. В последнее время в США предложен новый способ обработки поверхностей абразивными брусками - с уперфиниш. При суперфинише изделие 208 вращается, а бруски совершают колебательное движение относительно изделия с амплитудой 3-5 мм. От хонинга и лэпинга этот способ отличается малой величиной удельного давления между орудием и обрабатываемым изделием, небольшим числом проходов (3-12) и весьма малой скоростью резан ья (0,5-5 м/мин). В отличие от других способов обработки температура обрабатываемой поверхности при суперфинише почти не повышается. Это устраняет перегрев и отпуск поверхностного слоя, неизбежный при других видах обработки. Суперфинишем обрабатываются и валы и отверстия. Величина неровностей после суперфиниша может быть доведена до 0,0001 мм. Принципиально новое в суперфинише заключается в следующем: этот вид обработки удаляет поверхностный слой, поврежденный механическим и тепловым воздействием предшествующей механической обработки, обнажая материал кристаллического строения, обладающий высокой износоустойчивостью и прочностью. Эта особенность вместе с уменьшением высоты неровностей дает исключительные результаты: суперфинишированные детали в условиях жидкостной смазки произвольно долго работают без всяких следов износа; необходимость предварительной обкатки перед пуском машины в эксплоатацию отпадает. Чистовая отделка деталей из мягких металлов (алюминиевых и магниевых сплавов, мягких бронз, антифрикционных металлов) часто производится пол и-р о в к о и давлением. К этому виду обработки относится обработка отверстий уплотните л ьными развертками, протяжками или прошивками с калибровальными зубьями, проталкиванием через отверстия стальных зака- .,-••-- 1 г " Фиг. 115. Гладилка. ленных шариков, развальцовкой при помощи оправки, с раздвижными закаленными роликами ит. д. Поверхность вкладышей, залитых свинцовой бронзой, иногда обрабатывают ручными полировниками (гладилками), вроде изображенной на фиг. 115. Этот способ требует большой осторожности и высокой квалификации рабочего персонала. Под полировку давлением оставляют припуск 0,005 -т- 0,03 мм в 'зависимости от диаметра отверстия и желательной степени уплотнения. Полировка давлением придает поверхности зеркальный блеск и высокие антифрикционные качества. Она применяется только в том случае, если обрабатываемая деталь имеет достаточно массивные стенки, притом равномерной жесткости. Детали с тонкими стенками можно обрабатывать, плотно сажая их в приспособление с массивными стенками. В последнее время широко применяют обработку деталей из цветных "плавов а л м а з н ы м и (или победитовыми) резцами при высокой скорости резания (200-600 м/мин) и при очень малой подаче. Вследствие небольшой величины резца и незначительного сечения стружки абсолютная величина давления на стенки обрабатываемой детали невелика, что устраняет коробление самых тонкостенных деталей. Вместе с тем удельное давление в точке соприкосновения резца с металлом довольно значительно, вследствие чего обработанная поверхность получается несколько уплотненной, с зеркальным блеском. Алмазные резцы изготавливаются с большой точностью, только на специальных заводах. f В настоящее время алмазная расточка и обточка производится на специальных станках, отличающихся массивностью и спокойным ходом. Точность обработки на этих станках достигает тысячных долей миллиметра. Алмазными резцами в авиамоторостроении обрабатываются начисто рабочая поверхность юбки и днище поршня, отверстия под поршневые пальцы, отверстия бронзовых втулок головок шатунов, подшипников коленчатого вала, рабочие поверхности залитых свинцовой бронзой и баббитом отверстия подшипников кулачковых валиков и т. д. К обработанным алмазным резцом днищам поршня меньше пристает нагар, а приставший нагар легче удаляется, чем у поршней, обработанных другими способами. Алмазная расточка все более вытесняет развертку и протяжку втулок и вкладышей подшипников. 209 На некоторых заводах до сих пор применяют шабровку коренных вкладышей многократно опертых коленчатых валов для увеличения поверхности прилегания вала к подшипникам. Совместная развертка или протяжка коренных подшипников часто не обеспечивает необходимой соосности опор из-за неточности установки на станке, неравномерного нагрева и прогиба картера при обработке и неравномерной жесткости гнезд подшипников и т. д. и вал ложится по точкам. Шабровка заключается в осторожном снятии вручную неровностей подшипника при помощи инструмента, называемого шабром. Неровности обнаруживают, укладывая в подшипники вал-слегка смазанный краской, затягивая крышки, подшипника и проворачивая вал. Если шабровка производится по валу, то в точках соприкосновения вала с подшипником она уничтожает разность диаметров вала и подшипника, представляющую необходимое условие образования клиновидного зазора между валом и подшипником и создания устойчивой масляной пленки. Поэтому шабровку правильнее вести по оправке, диаметр которой равен номинальному диаметру отверстия подшипника. Шабровка заканчивается тогда, когда вал ложится по участкам, составляющим не менее 50°/0 опорной площади. Шабровка очень непроизводительна и требует квалифицированного персонала. При неосторожной шабровке очень легко нарушить цилиндричность отверстия, представляющую собой одно из главных условий правильной работы подшипника. По этим причинам на серийных заводах стараются избегать шабровки, добиваясь необходимой соосности подшипников правильной их совместной обработкой. В ремонтных мастерских шабровку применяют еще довольно широко. Очень часто шабровку применяют для подгонки стыков картеров, крышек подшипников и тому подобных деталей с целью получения плотного прилегания стыковых поверхностей и обеспечения герметичности стыка. Качество отделки поверхностей в производстве контролируют при помощи профилографов и профилометров. На многих заводах принята система эталонных деталей. Эталонные детали, обработанные наиболее квалифицированными, рабочими и тщательно отделанные, хранятся в контрольном отделе. Все выпускаемые цехами детали сравниваются с эталонными при помощи визуального-осмотра и исследуются под лупой. Литература 1. Feinstbearbeitung, RKW Veroffentl. Nr. 75, V-g Beuth, Berlin, .1932. 2. Armbruster E., Einfluss der Oberflachenbeschaffenheit, Berlin, 1931. 3. A n dr e s s J. E., Honing-Universal Finishing Method for Combustion Engine Cylin- ders, "Mach-y" (N. Y.), 1937, v. 47, No. 8. 4. С r i 1 1 e t E., Les revetements electrolytiques de chrome en epaisseur, appliques a la mecanique, "Prat. Ind. Mec.", 1938, v. 21, n° 6. 5. WadeL. a. Intema L., Electrodeposition of chromium, "Met. Ind.", 1938, 30/XII, v. 53, 'No.'27. 6. П a p у н - С а р к и с о в Г. Н., Обработка поверхности деталей авиа- и автодвига- телей, ОНТИ, 1932. 7. Семенов, Хонинг-процесс по опыту американских заводов, "Авиапром-сть," 1937, № 2. 8. D. A- W а Пасе, Superfinish, "Fl.SAE", vol. 46, No- 2, Febr- 1940. Антикоррозийные покрытия Коррозией называется разрушение металла в результате химических или электрохимических процессов. Даже слабые формы коррозии, разрушая строение материала на поверхности, вызывают уменьшение его прочности, особенно 210 предела усталости. Коррозия, проникающая на большую глубину по рыхлотам металла и микроскопическим трещинам, может вызвать неожиданное разрушение детали под действием нагрузок, значительно меньших временного сопротивления. Наиболее часто встречаются следующие формы коррозии. Электрохимическая коррозия возникает в результате образования гальванических пар во влажной среде (электролите), которой может служить, например, тонкая пленка влаги паров и окислов, покрывающая технические поверхности. Различные металлы или участки металлов, неоднородные по химическому составу и физическому строению, образуют в таких условиях гальванические пары, между которыми возникают токи, вызывающие растворение участка, обладающего наиболее низким отрицательным потенциалом,-анода - и осаждение продуктов электрохимической реакции на участке с более высоким потенциалом - катоде. Интенсивность разрушения анода зависит от разности потенциалов данной пары, концентрации и температуры электролита. Примерами электрохимической коррозии является, например, коррозия "мокрой" поверхности гильз двигателей водяного охлаждения, коррозия внешних деталей двигателя под действием атмосферной влаги и т. д. Химической коррозией называется коррозия, возникающая от воздействия на металл неэлектролитов (бензин, смолы, сухие газы). Разновидностью химической каррозии является газовая коррозия выхлопных клапанов или зеркала цилиндра. Последний вид коррозии иногда называется горячей коррозией. Коррозию деталей авиационного мотора вызывают включения окалины и окислов после термической обработки, включения флюсов и шлаков, загрязнение деталей потными руками в процессе производства, щелочные и кислотные соединения, содержащиеся в смазочных маслах, едкие составляющие продуктов сгорания, особенно этилового топлива, и, наконец, пары и влага, содержащиеся в наружной атмосфере. Очень часто детали подвергаются коррозии при хранении и транспортировке в неблагоприятных условиях (влажная атмосфера и т. д.). В авиационных моторах нередко встречается фрикционная коррозия, возникающая на металлических поверхностях, плотно прижатых друг к другу и подвергающихся переменным нагрузкам. Такого рода коррозия встречается очень часто в прессовых соединениях, на затянутых стыках, например, на сопряженных поверхностях головки главного шатуна и пальцев прицепных шатунов, на стыке головки и корпуса шатуна, в соединениях разъемных коленчатых валов, на втулке воздушного винта, на опорных поверхностях подшипников качения и т. д. В случае стальных поверхностей коррозия проявляется внешним образом в появлении пятен и порошка красно-коричневого цвета. У цветных сплавов явление выражается в образовании оксидных пленок. Иногда коррозия бывает настолько сильной, что детали приходится заменять новыми. Явление возникает при тех же самых условиях, что и наклеп и сваривание (см. стр. 598), и часто встречается одновременно с ними или в качестве их предвестника. Непременным условием возникновения фрикционной коррозии является наличие хотя бы минимального относительного смещения сопряженных поверхностей. Точные опыты выяснили, что для возникновения коррозии достаточны многократно повторенные относительные смещения порядка 0,001-0,0001 мм. Фрикционной коррозии более подвержены твердые металлы, чем мягкие, которые более склонны к свариванию. Сила прижатия поверхностей друг к другу не оказывает влияния на интенсивность коррозии. Присутствие масла, повидимому, усиливает коррозию. Наименее подвержены коррозии пары, состоящие из латуни или меди и какого-либо другого металла, наиболее - нержавеющие стали в сочетании друг с другом или с другими сталями. Борьба с коррозией деталей авиационного мотора ведется по трем главным направлениям: устранение источников коррозии, подбор материалов, устойчивых против коррозии, и, наконец, применение защитных средств. Для защиты 211 от коррозии применяются металлические, оксидные, лакокрасочные покрытия, а также защита протекторами. Средства борьбы с фрикционной коррозией заключаются преимущественно в применении конструктивных мер, предупреждающих относительный сдвиг между сопряженными поверхностями. К этим мерам относятся усиление затяжки сопряженных поверхностей до величины, исключающей возможность относительного сдвига, введение контрольных штифтов, центрирующих поясков (на болтах), воспринимающих скалывающие силы на стыке, применение торцевых шлицов, затяжка втулок, винтов и ступиц шестерен на разрезных бронзовых конусах и т. д. В тех случаях, когда предупредить сдвиг конструктивными способами невозможно, применяют некоторые виды обработки поверхностей - хромирование, азотирование и др. Наклеп и фрикционную коррозию на участке крепления комля металлической лопасти в стаканах втулки винта предупреждают прокладками из промасленного шелка или колец из пластиков. Металлические покрытия делятся на два принципиально различных класса. К первому относятся покрытия металлом, который имеет меньший электрический потенциал, чем защищаемый металл, по отношению к которому защитный слой играет роль анода. Защитный слой постепенно разрушается в результате электрохимических процессов, тогда как основной металл остается не тронутым. Случайные царапины и повреждения такого слоя не нарушают его защитного действия. Для стальных деталей анодными покрытиями являются покрытия кадмием, цинком и хромом. Ко второму классу относятся электроположительные катодные покрытия, лишь механически защищающие металл от атмосферных воздействий. Материал такого покрытия должен быть сам устойчив против коррозии. При царапинах, пористости и т. д. и других повреждениях защитного слоя в защищаемом металле возникает усиленная местная коррозия. К числу катодных покрытий принадлежат покрытия оловом, медью и никелем. Защитные покрытия получаются чаще всего электролитическим осаждением на поверхности детали слоя металла. Из металлических покрытий в авиамоторостроении чаще всего применяется покрытие кадмием и цинком. Толщина кадмиевой пленки обычно 0,01- 0,05 мм. Слой кадмия отличается мягкостью, что позволяет с успехом применять его для резьбовых соединений; он обладает высокой защитной способностью и придает детали красивый внешний вид. В авиамоторостроении кадмируют болты и шпильки, внешние мелкие детали (тяги, ниппели, шту-церы и т. д.), "мокрую" поверхность цилиндров двигателей жидкостного охлаждения и т. д. Слой кадмия не стоек против химических воздействий, на чем собственно и основано его применение; в частности он быстро разрушается щелочными смазками. В нормальных условиях слой кадмия сохраняет защитное действие месяцами. Хорошие результаты дает цинкование стальных деталей в кислых электролитах [растворы ZnSO4; Na2SO4; A12(S04)3 и др.] или в цианистых электролитах [растворы NaCN (или KCN), Zn(CN)3 или ZnO, NaOH и др. соединений]. Толщина цинкового слоя обычно 0,01-0,02 мм. Хромирование вследствие дороговизны применяется в ограниченном масштабе, преимущественно для деталей, у которых необходимо создать очень стойкую и твердую поверхность. Наиболее часто хромирование применяется как средство предупреждения фрикционной коррозии. f Никелирование применяется для наружных деталей, главным образом с декоративными целями. Никелированные детали поддаются полировке, после которой приобретают красивый внешний вид. Облуживание и омеднение как средства защиты от коррозии в авиамоторостроении не применяются. Цинк и алюминий иногда наносятся на обрабатываемую поверхность в расплавленном виде при помощи распыливающего аппарата (пистолета) Шоопа-Этот способ называется щоопн реваншем. В последнее время фирма Райт шоопирует внешнюю поверхность цилиндров двигателей воздушного охлаждения алюминием. Оксидные покрытия получаются отложением на поверхности деталей слоя окислов, защищающих поверхность от соприкосновения с влажной средой. Защитные свойства подобных пленок не очень высоки. Такими способами обрабатывают поверхность внутренних деталей двигателя, не соприкасающихся с наружной средой. Для наружных деталей оксидизацию применяют в качестве подготовки под лакокрасочные покрытия. Оксидные пленки отлагаются на стальных деталях по одному из следующих способов. Парке ризация (фосфатирование) заключается в обработке деталей горячим раствором фосфорнокислых солей марганца, железа и цинка, в результате чего на поверхности детали образуется слой фосфатов Mg, ZnnFe. С целью улучшения качества покрытия в ванну вводятся фосфаты Си. Фос-фатирование по этому способу называется бондеризацией. Фосфатированные детали, как правило, покрываются лакокрасочными покрытиями. Не подвергающиеся окраске внутренние детали промазываются нейтральной смазкой. Оксидирование (воронение) заключается в обработке детали расплавленными азотнокислыми солями при температуре около 150°, в результате чего на поверхности детали образуется слой, состоящий преимущественно из окиси железа, обычно синего или черного цвета. В авиамоторостроении оксидируют поршневые кольца, внутренние шпильки картера, заглушки масляных полостей коленчатого вала и другие детали. Детали из алюминиевых сплавов чаще всего подвергают анодной поляризации (а н о д и за ц и и) по методу Бенгоу-Стюарта или фирмы Алюмилайт. в ванне с 3%-ным раствором хромового ангидрида при 40°, с графитными пластинками в качестве катодов. В результате такой обработки поверхность деталей покрывается равномерной матово-серой пленкой окислов, очень твердой, довольно хрупкой. Механической обработке пленка не мешает. Анодизированные детали окрашивают, у внутренних деталей - покрывают слоем масла. На американских заводах все литые детали, как правило, подвергаются анодизации. Для защиты от коррозии деталей из магниевых сплавов применяется дихро-мизация и другие способы, описанные на стр. 173. Лакокрасочные и эмалевые покрытия применяются для изоляции поверхности детали от атмосферных влияний. Асфальтовые лаки и эмали отличаются жаростойкостью и выдерживают нагрев до 200-250°. Для грунтовки применяется почти исключительно асфальтовый лак или масляная эмаль. Асфальтовый лак часто употребляется и для пропитки отливок. У деталей, не подвергающихся нагреву, отделочный слой наносится серо-голубым нитролаком, у деталей, нагревающихся до 200-250° (головки цилиндров), - масляной эмалью. Лакокрасочные покрытия, как правило, наносятся на слой оксидных пленок. Картеры и блоки глиесерных и гидросамолетных моторов защищают от действия морской воды протекторами. Протекторами называются укрепляемые на поверхности детали пластины из металла с .более низким потенциалом, чем защищаемый металл, обычно из цинка. Протекторы образуют с защищаемым металлом гальваническую пару; интенсивно разрушаясь сами от гальванических токов, они предохраняют деталь от коррозии. При хранении деталей на промежуточных складах применяется защита нейтральными смазками. Следует отметить, что антикоррозийные покрытия дают удовлетворительные результаты только при условии соблюдения при антикоррозийной обработке абсолютной чистоты поверхностей. Загрязнения, оставшиеся на поверхности детали от потных рук и т. д., образуют под защитным слоем очаги коррозии, распространяющиеся, правда, медленнее, чем при отсутствии защитного слоя, но тем не менее могущие причинить серьезный ущерб материалу. Перед каждой операцией антикоррозийной защиты детали подвергают тщательной очистке, характер которой зависит от вида последующей обработки, от вида загрязнений, могущих встретиться на деталях (окалина, окислы после термической обработки, следы потных рук и т. д.). Для характеристики внимания, которое уделяет высококвалифицированное производство очистке деталей, укажем, что цилиндры мотора Райт "Циклон" перед бондеризацией и лакокрасочным покрытием проходят 18 операций очистки. Снятие окалины и окислов и подготовка поверхности под оксидные покрытия производятся чаще всего механическим путем при помощи пескоструйки. В последнее время песок для обдувки заменяется зернами закаленного чугуна или стали (стальной песок). Удаление минеральных жиров производится промывкой в бензине, бензоле, в четыреххлористом углероде или трихлорэтилене. Наиболее полное обезжиривание производится гальваническим способом в ваннах с растворами едких щелочей и солей. Окислы и соли удаляются промывкой детали в растворах натриевых и калийных мыл. Борьбу с коррозией деталей, подвергающихся действию горячих продуктов сгорания этилового топлива (выхлопные клапаны, их седла, электроды свечей, стенки цилиндров), ведут устранением причин коррозии и подбором материалов повышенного сопротивления коррозии. Горячая коррозия выхлопных клапанов обязана главным образом действию небольших количеств окиси свинца, выделяющейся при сгорании этилового топлива. Выделение окиси свинца уменьшают, вводя в этиловую жидкость двубромистый этилен с целью превращения окиси свинца in statu nascenti в относительно безвредный бромистый свинец, который удаляется с выхлопом в газообразном состоянии. Для клапанов и их седел применяют аустенитную сталь, фаски клапана и седла стеллитируют, стенки цилиндров азотируют. Литература 1. Ridel W.. Korrosion und Wassersteinbildung in Kiihlwasserkreisslauf von Verbren- nungstmotoren, "ATZ", 1939, 15/111, Mr. 3. 2. В a n k s F. В., La protection contre la corrosion consecutive a, 1'emploi des carburants ethiles, "L'Aer", 1937, 12/XI, n" 1537. 3. Г" о п и у с А. Е., Коррозия цветных металлов, Сб. по металлообр. и сплавам, М.-Л., 1937. 4. Попов В., Коррозия от бензинов с этиловой жидкостью, "ВВФ", 1938, №5. 5. Ш у ш и н В. И., Борьба с коррозией в производстве авиамоторов, "Авиапр-сть", 1938, № 2. 6. Гиндин Л. Г., А м б а р ц у м я н Р. С., Бельчикова Е. П., Коррозия ме- таллов авиационным топливом, Техн. Отч. ВЭДАМ, 1939. 7. Wunderlich F-, Reibeoxydatiom Vortr. d- VDI-Verschleisstagung, 28-29 Okt. 1938. 8. Tomlinson G- A-, Thorpe P. L-, Gough H. J.. An Investigation of the Fretting Corrosion of Closely-Fitting Surfaces. Proc- IME, vol. Ш, May 1939, pp. 223-237; "Eng. Absts". vol. 2, No 1. Sect. 2, July L939. ДЕТАЛИ ДВИГАТЕЛЯ \. ЦИЛИНДРОВАЯ ГРУППА ГОЛОВКА ЦИЛИНДРОВ Как известно из теории двигателей, форма камеры сгорания, расположение клапанов и свечей оказывают большое влияние на.наполнение цилиндра, скорость и полноту сгорания смеси, величину тепловых потерь, экономику рабочего процесса и индикаторный к. п. д. Еще более существенно влияние формы головки на склонность двигателя к детонации, которая определяет допустимую величину степени сжатия и предельный наддув двигателя. На появление детонации, как известно, влияет целый ряд режимных факторов, вроде качества горючего, состава смеси, давления наддува, числа оборотов, фаз распределения, опережения зажигания и т. д. Нов немалой степени склонность двигателя к детонации зависит и от конструкции головки цилиндра. Задача предупреждения детонации состоит в том, чтобы ослабить интенсивность активации (предварительной сенсибилизации) рабочей смеси, сопровождающейся образованием легко разлагающихся органических перекисей {пероксидов), которые являются первопричиной детонации. Интенсивность активации резко возрастает с увеличением температуры рабочей смеси. Задача предупреждения детонации (в такой мере, в какой она может быть решена конструктивными мерами) заключается прежде всего в том, чтобы обеспечить равномерное охлаждение стенок камеры сгорания и устранить перегретые участки, которые являются очагами усиленной активации рабочей смеси. Особенно важно не допустить соприкосновения с перегретыми точками той части смеси, которая сгорает в последнюю очередь, т. е. той части смеси, которая наиболее удалена от запальных свечей и в которой процессы активации и накопления пероксидов могут развиваться в течение более длительного промежутка времени, чем в части смеси, сгорающей в первую очередь. Добиться равномерного охлаждения стенок камеры сгорания у двигателей воздушного охлаждения гораздо труднее, чему двигателей жидкостного охлаждения, у которых при перегреве отдельных участков немедленно вступает в действие мощный охлаждающий фактор - местное парообразование, поглощающее (особенно при водяном охлаждении) огромные количества тепла. У двигателей воздушного охлаждения первостепенное значение имеет теплопроводность материала головки цилиндра, обеспечивающая перетекание тепла из горячих участков стенок в более холодные и помогающая выравнивать температуру головки. Влияние неустранимых (у двигателей клапанного распределения) горячих точек - выхлопных клапанов и их седел - парализуют, располагая запальные свечи как можно ближе к выхлопным клапанам с таким расчетом, чтобы поджечь смесь прежде всего в этих участках и пресечь в самом начале усиленно развивающиеся в этих участках процессы активации. С другой стороны, задача предупреждения детонации состоит в том, чтобы обеспечить сгорание смеси в наиболее короткий промежуток времени-раньше чем успеют образоваться в достаточном количестве органические перекиси. Камера сгорания должна быть компактной и не должна иметь мертвых мешков. Расстояние между точкой запала и наиболее отдаленными участками камеры сгорания должно быть минимальным для уменьшения продолжитель- 215 кости вспышки. Поэтому цилиндры современных двигателей, как правило, снабжают двумя свечами, расположенными с таким расчетом, чтобы поджечь смесь одновременно с разных сторон. Хорошие результаты в смысле предупреждения детонации дает завихри-вание смеси; вихри разносят пламя по всему объему камеры сгорания, благодаря чему возникает большое количество очагов зажигания и сгорание заканчивается в короткий промежуток времени, хотя и получается более "жестким". Возможности создания вихрей путем маневрирования формой камеры сгорания, столь широко использованные у автомобильных двигателей с боковым расположением клапанов ("вихревая" головка Рикардо, камеры сгорания Уотмау, Джейнуея и т. д.), у авиационных двигателей с их простыми и компактными камерами сгорания чрезвычайно ограничены. Здесь, пожалуй, единственный реальный способ увеличения вихреобразования заключается в повышении скорости рабочей смеси при всасывании и сжатии, т. е. в увеличении числа оборотов и средней скорости поршня. С увеличением числа оборотов склонность двигателя к детонации резко-уменыпается не только вследствие усиления вихрей, но в очень сильной степени также вследствие сокращения продолжительности периода сенсибилизации смеси, а у двигателей со всасыванием из атмосферы, кроме того, и вслед- ствие падения коэфициента наполнения и уменьшения плотности рабочей смеси. Высокими антидетонационными качествами отличаются цилиндры малого диаметра, вследствие хорошего охлаждения камеры сгорания таких цилиндров, малого пути пламени и допускаемого ими повышения оборотности двигателей. В современном авиамоторостроении применяются исключительно наибо- лее эффективные в тепловом отношении камеры сгорания, являющиеся про- должением рабочей полости цилиндра и снабженные верхними (подвесными) клапанами. Совершенство формы камеры сгорания двигателя можно оценивать отно- шением объема камеры сгорания vc к ее поверхности F, которое можно назвать коэфициентом формы камеры сгорания. Чем больше коэфициент формы. тем короче путь пламени в камере сгорания, тем меньше тепловые потери во время процесса сгорания о стенки камеры и тем, вообще говоря, выше индика- торный к. п. д. двигателя. Для полусферической камеры сгорания с диаметром полусферы, равным диаметру цилиндра Р, коэфициент формы равен F 12 У цилиндрической камеры сгорания такого же объема, с основанием Z) и с высотой Ji - -к-, определяемой условием одинаковости объемов: 12 коэфициент формы равен * ~ 2 2 - 'j " - +ИЛ--3- т. е. весьма незначительно отличается от величины коэфициента формы для полусферы. Максимальное значение коэфициент формы имеет ,|как легко видеть, у сферы. Если объем сферы выбрать равным объему камеры сгорания в двух предыдущих случаях, то диаметр сферы d определится из соотношения т. е. d = 0,79/). 216 Отношение объема камеры сгорания к ее поверхности в этом случае равно" ЬЧ= if ^- = 0,176^ = 0,139 Л. Таким образом и в этом идеальном (практически совершенно неосуществимом) случае коэфициент формы не слишком отличается от коэфициента формы употребительных камер сгорания. Как видно, коэфициент формы зависит от диаметра цилиндра, будучи прямо-пропорциональным ему. С увеличением диаметра цилиндра потери в стенки камеры сгорания уменьшаются; в этом отношении цилиндры большого диаметра выгодны. Однако с увеличением диаметра цилиндра по этой же причине, т. е. из-за увеличения К*, ухудшается охлаждение камеры сгорания, увеличивается температура ее стенок, что делает двигатель более склонным к детонации, тем более, что путь волны сгорания с увеличением D возрастает. По этим причинам существует оптимальный размер цилиндра, при котором отмеченные выше противоречия уживаются наилучшим образом Насколько можно судить по Фиг. 116. Полусферическая камера сгорания (схема /). практическим данным, оптимальный размер цилиндров заключен где-то а пределах 120-145 мм. .^ Применяемые в настоящее время камеры сгорания можно свести к немногим типам, схематически изображенным на фиг. 116, 117, 120, 122, 12).,. 125-128. Фиг. 116 изображает полусферическую камеру сгорания, фиг. 120 --, цилиндрическую камеру сгорания с плоским дном, фиг. 122 и 123 - цилиндрическую и коническую камеры сгорания со сферическим дном, фиг. 125- 128 - призматические камеры сгорания. а Фиг. 117. Полусферические (а, б) и псевдосферические (в, г) камеры сгорания. * По совершенству формы и по наполнению эти камеры весьма близки друг к другу. Индивидуальные различия двигателей по склонности к детонации объясняются в меньшей степени формой камеры сгорания, чем различием абсолютных размеров цилиндров, числа оборотов и наполнения цилиндра и совершенством охлаждения головки, главным образом, наиболее нагретых ее частей - головок и седел, выхлопных клапанов, поршней и т. д. Выбор того или иного типа камеры сгорания на практике определяется не столько тепловыми факторами, сколько влиянием формы камеры сгорания на удобство охлаждения, число и расположение клапанов, удобством их привода, удобством расположения всасывающих и выхлопных каналов и трубопроводов,, общей компановкой распределения и наконец, возможностью механической обработки внутренней поверхности камеры сгорания. 27? Камеру сгорания в виде правильной полусферы с радиусом, равным радиусу цилиндра (фиг. 116 и 117, а), и с объемом, равным ^-, где D - диаметр цилин- дра, возможно осуществить лишь v двигателей с небольшой степенью сжатия S или с высоким отношением у-. У короткоходных двигателей с высокой степенью сжатия камере сгорания приходится придавать форму шарового сегмента с основанием, равным окружности цилиндра (фиг. 117,6) и с высотой и, определяемой из соотношения т. е. 6 V 4 ' ' / 4 ?-1 4 (г - 1) ' где После преобразований получаем "з" \77/~*~Т 7) ~ 2(з -1)' (а) Так как решение этого уравнения довольно затруднительно, приводим график (фиг. 118), изображающий значения h/D для различных ft и s (при поршнях с плоским днищем), построенные по уравнению (а). На графике фиг. 118 можно прочесть также значения -уг (II' - радиус сферы камеры сгорания), полученные из того же условия: 2-С == ~ ZI ^ ' т. е. - (.VR - /;) = 4 (-_!)' или после преобразований D 4(г - 1) V Л/ 3 D* Горизонталь -= = 0,5 (и -- = 0,5) отсекает на кривых значения г и 0, при которых может быть осуществлена полусферическая камера сгорания. Ниже линии уг - 0,5 расположены значения ? и г), при которых камера сгорания имеет форму шарового сегмента; выше этой линии камера сгорания приобретает форму полусферы, сложенной своим основанием с основанием цилиндра диаметром D, с высотой Л0, определяемой из соотношения rk пи I | к и* __ ки*у vc = ?__ l ' 4 ° ' ~12 ~ 4(s - 1) или после преобразований: 4. (Ь) D s - 1 Общая высота камеры сгорания h' равна L 2 А'= АО + f- (с> По уравнениям (Ь) и (с) построены значения ^- в верхнем левом углу диаграммы фиг. 118 (пунктирные линии). При уу- = 0 уравнение (Ь) дает условие осуществимости полусферической <формы камеры сгорания: 218 ' Для наиболее употребительного значения ft =1,1 максимальная возможная величина s при полусферической камере сгорания равна ,. Очень часто камере сгорания придают сфероидальную форму, в сечении (по оси цилиндра) имеющую, например, вид овала, или другой фигуры, вроде показанных на фиг. 117, в и г и т. п. Все подобные псевдосферические камеры * 5 6 7 8 9 Ю П 12 13 14 Фиг. 1.18. К определению размеров полусферических камер сгорания. сгорания по характеристикам близки к полусферической камере; по этой причине их часто объединяют под общим, хотя далеко не точным названием полусферических. Полусферическая форма допускает легкую обработку камеры сгорания. Сечение сферы произвольной плоскостью представляет собой окружность. Это очень важное обстоятельство позволяет разместить клапаны в любой точке сферы, придать им большой развал (до 45° к оси цилиндра) и применить клапаны большего диаметра. Очевидно, что дело не меняется и в том случае, если только той части камеры сгорания, в которой располагаются клапаны, придана форма правильной сферы или близкая к ней; так обычно и делают при конструировании псевдосферических камер сгорания, вроде изображенной на фиг. 117,в. Полусферическая форма допускает удобное охлаждение свечей, клапанов и их седел при обдувке головки потоком воздуха, перпендикулярным оси цилиндра (фиг. 119, а). Все эти преимущества, особенно последнее, обеспечили 219 Фиг. 119. Схема обдува воздушным потоком головок различной формы. Фиг. 120. Цилиндрическая плоскодонная камера сгорания (схема //). широкое применение полусферической камеры для двигателей воздушного-охлаждения. Недостаток этой камеры сгорания (присущий всем камерам сгорания со сферическим днищем) состоит в том, что она допускает применение лишь двух клапанов, так как привод четырех клапанов, направленных в разные стороны по радиусам сферы, представляет большие конструктивные затруднения. Подобная схема была применена лишь однажды на моторе Роллс-Ройс "Кондор" (1918-1922 гг.), у которых клапаны приводились группой четырех коромысел ("пауком"), Приводившихся в свою очередь через короткие толкатели верхним распределительным валиком. Вследствие конструктивной сложности эта схема впоследствии была оставлена. Вторая основная схема - цилиндрическая камера сгорания с плоским днищем (фиг. 120) допускает весьма удобную обработку внутренней поверхности. Оси клапанов параллельны оси цилиндра, что облегчает конструкцию привода клапанного механизма и сокращает его поперечный габарит. Камера сгорания допускает установку четырех клапанов, но часто применяется и при двухкла-панной схеме. С целью увеличения площади клапанов диаметр камеры сгорания часто делают несколько больше диаметра цилиндра. У рядных двигателей с отъемной головкой возможность увеличения диаметра камеры сгорания (а следовательно, и диаметра клапанов) ограничена необходимостью охлаждения промежутков между соседними камерами сгорания. У звездообразных двигателей с неотъемными головками величина диаметра клапанов ограничена необходимостью извлечения клапанов из цилиндра, для чего головки клапанов должны вписываться в окружность цилиндра (фиг. 121). В конструкции двигателя Бристоль "Юпитер" (фиг. 218, стр.293) это ограничение было остроумно обойдено тем, что втулки всасывающих клапанов были сделаны съемными. При извлечении клапанов можно, предварительно вынув втулку, сместить клапан к центру цилиндра на величину толщины стенки втулки; на эту величину и может быть увеличена головка клапана. Однако эта конструкция отличается тем существенным недостатком, что ухудшает тегошотвод от штока клапана; у современных термически напряженных двигателей эта конструкция неприменима. Равномерное охлаждение плоскодонной цилиндрической камеры сгорания воздухом, движущимся в одном направлении, крайне затруднительно. При обдуве цилиндра воздушным потоком, перпендикулярным оси цилиндра, днище камеры сгорания расположено параллельно воздушному потоку (фиг. 119,6) и охлаждается гораздо хуже нежели в том случае, когда воздушная струя направлена перпендикулярно к поверхности или под углом к ней, как в случае полусферической камеры сгорания. Расположить достаточное число охлаждающих ребер на днище невозможно из-за ограниченности пространства между клапанами; охлаждение клапанных седел неудовлетворительно. Направить достаточное количество охлаждающего воздуха к задней "затененной" стороне головки затруднительно. Эти причины исключают ее применение для 220 . Камеры сгорания ОКруЖность цилиндра Фиг. 121. Размещение клапанов в плоскодонной головке. двигателей воздушного охлаждения с высокой удельной мощностью. Плоскодонная цилиндрическая камера сгорания применяется в настоящее время только для двигателей жидкостного охлаждения (Испано-Союза 12 Y, Роллс-Ройс "Мерлин", Юнкерс 211). Широко применявшиеся в прежнее время камеры сгорания с днищем в виде шарового сегмента большого радиуса, непосредственно переходящего в цилиндр (фиг. 122, см. также мотор BMW, фиг. 29) или соединенного с цилиндром Фиг. 122. Плоскосферическая камера сгорания типа BMW (схема ///). Фиг. 123. Плоскосферическая камера сгорания типа "Либерти" (схема IV). коническими стенками (фиг. 123, см. также мотор "Либерти", фиг. 14), совмещают недостатки сферической и плоской камер сгорания. Как и полусферические камеры сгорания, эти камеры сгорания (которые можно назвать камерами с плоскосферическим днищем) не допускают применения четырех клапанов, но невыгодно отличаются от них худшими условиями обдува днища и меньшим развалом клапанов. Они были широко распространены на двигателях со стальными сварными цилиндрами, для которых требование простой механической обработки имело доминирующее значение и которые (ввиду малой литровой мощности) обходились двумя клапанами на цилиндр. В настоящее время камеры сгорания подобной формы не применяются ни для моторов воздушного охлаждения, где они вытеснены полусферическими камерами, ни для моторов жидкостного охлаждения, где они уступили место более простым цилиндрическим и шатровым камерам (см. ниже). Помимо камер сгорания, представляющих по форме простейшие геометрические тела, вроде описанных выше, в настоящее время широко применяются камеры сгорания сложной формы. Основной недостаток этих камер сгорания - затруднительность механической обработки внутренней поверхности, часто окупается хорошими тепловыми качествами, удобством расположения и привода клапанов, удобством размещения свечей, всасывающих и выхлопных каналов и т. д. Конструкции подобных камер основаны на следующих соображениях. Размещение клапана в камере сгорания в сущности требует выполнения двух условий. Первое условие состоит в наличии плоской и круглой площадки в качестве опорной поверхности для седла клапана. Второе условие заключается в том, чтобы ближайшие к клапану вертикальные или наклонные стенки отстояли от фаски клапана на известном расстоянии, определяемом условием беспрепятственного истечения газов через кольцевую щель при максималь- 221 Фиг. 124. К построению формы сложных камер сгорания. ном подъеме клапана и на практике равном (0,3-=-0,4)г, где г- - 0 - максимальный радиус головки клапана (фиг. 124). В остальном камера сгорания может быть произвольной формы. Такая конструкция делает расположение клапанов и направление их осей независимым от формы камеры сгорания. При полусферической камере сгорания клапанам, например,можно придать произвольное направление, а не только по радиусам сферы, если соединить клапаны с камерой сгорания цилиндрическим карманом диаметром (l,3-f-l,4)d. При расположении осей клапанов параллельно друг другу карманы сливаются в одну полость, которую можно соединить с цилиндром стенками произвольного очертания, образующими достаточно компактную камеру сгорания нужного объема. Фиг. 125. Шатровая камера сгорания типа "Меркур" (схема V). Фиг. 126. Шатровая камера сгорания типа AM-34 (схема VI). Наиболее распространенной разновидностью сложных камер сгорания является шатровая (двускатная) камера сгорания с четырьмя клапанами (фиг. 125 и 126). Клапаны расположены попарно в двух плоскостях, наклоненных друг к другу и соединяющихся по оси симметрии цилиндра. Оси каждой пары клапанов параллельны. Плоскости днища соединяются с цилиндром либо косыми стенками (мотор фирмы Бристоль <<Меркур", фиг. 125), либо вертикальными стенками, в плане цилиндрическими или образующими квадрат, описанный вокруг головок клапанов с соответствующим зазором для прохода газов (АМ-34, фиг. 126) (см. также фиг. II). Развал клапанов при этой конструкции обычно меньше, чем у полусферической головки, но может достигать 20-30° к оси цилиндра. Это позволяет увеличить диаметр клапанов, облегчает их извлечение из цилиндра и улучшает охлаждение перемычки между клапанами. Так как штоки каждой пары клапанов расположены параллельно друг другу и в одной плоскости, то привод клапанов облегчается. Шатровая головка применяется на двигателях жидкостного охлаждения (АМ-34, Аллисон V-1710, DB-600) и воздушного (Бристоль "Пегас", "Меркур"). Недостатком ее является затруднительность обработки внутренней поверхности, заставляющая иногда оставлять внутреннюю поверхность необработанной, в таком виде, как она получается из литья. Для увеличения точности размеров камеры сгорания, определяющих степень сжатия отдельных цилиндров, и для улучшения качества поверхности с целью повышения ее устойчивости против разрушающего действия детонации, полость камер сгорания у литых головок, не подвергающихся механической обработке, иногда формуют при помощи металлических стержней (полукокильная отливка). Другая удачная разновидность сложных форм камер сгорания часто применяется у рядных двигателей воздушного охлаждения (фиг. 127 и 128). Двух-клапанные головки этих двигателей располагаются так, что оси всех клапанов параллельны оси цилиндров и заключены в продольной плоскости симметрии цилиндрового ряда. Это расположение весьма упрощает привод клапанов. который может быть осуществлен, например, одним верхним распределительным валиком или нижним валиком через тяги. Плоскость камеры сгорания, несущая клапаны, соединяется со стенками цилиндра при помощи коноидальной поверхности с переменным по окружности цилиндра углом конусности (мотор Рено "Бенгали", фиг. 127) или глобоидальной поверхностью (моторы Де-Хевиленд "Джипеи", фиг. 128). Камеры подобной формы благоприятно .отличаются от родственной им плоскодонной цилиндрической камеры сгорания более компактной формой, удобным расположением свечей и^что особенно важно для двигателей воздушного охлаждения, - выгодными условиями обдува боковых поверхностей камеры сгорания.,,, Фиг. 127. Коноидальная камера сгорания типа "Бенгали" (схема VII). Фиг. 128. Глобоидальная камера сгорания типа "Джипси" (схема VIII). несущих запальные свечи (ср. фиг. 119. в). Конструкция допускает некоторый развал клапанов, но в этом случае необходимо применять нижний распределительный валик, управляющий клапанами при помощи тяг. Средняя скорость газов в клапанах по формуле (1а) (стр. 94), равна где Vp - средняя скорость поршня; г - число клапанов одинакового назначения на цилиндр (i = l в случае двухклапанной головки и i = 2 в случае четырехклапанной); d - диаметр горловины клапана; /> - диаметр цилиндра. Качество процессов газонаполнения и газоудаления можно характеризо- вать фактором i(-jy) > т- е- отношением проходной площади клапанов Fk к площади поршня j p: В табл. 33 приведены максимальные значения ~. допускаемые схемами, ?1 р " изображенными на фиг. 116, 120, 122, 123, 125 - 128, и определенные на основании конструктивных прикидок в предположении, что диаметр всасывающего клапана равен во всех случаях диаметру выхлопного. В последнем столбце таблицы приведены процентные соотношения между величинами --, причем J' р за 100% принято максимальное значение этого фактора, соответствующее схеме /. Как видно из табл. 33, полусферическая головка с двумя клапанами по величине ~ равноценна лучшим четырехклапанным головкам. Увеличение числа клапанов до четырех у схем, допускающих ото, позволяет при прочих равных условиях увеличить проходную площадь приблизительно на 30%. 223 Таблица 3 Камера сгорания по схеме Число клапанов ЛАЛ ч -D /max f\ . ( d у F- = Ч D ) p * /max Fk _A o/ p /o p / (фиг. 116) 2 0,47 0,22 100 II (фиг. 120) i 2 \ 4 0,4 0.32 0,16 0,205 73 93 /// (фиг. 122) 2 0,4 ' * 0,16 / о IV (фиг. 123) 2 0,42 0,175 79 V и VI (фиг. 125 и 126) / 2 . 1 4 0,41 0,33 0,17 0,22 77 100 VII и VIII (фиг. 127 и 128) 2 0,4 0,16 73 Выигрыш на первый взгляд не очень велик. Однако уменьшение диаметра клапанов при четырехклапанной схеме улучшает условия охлаждения клапанов, а уменьшение веса клапанов позволяет повысить оборотность двигателя без чрезмерного возрастания сил инерции в клапанном механизме. Эти преимущества заставляют часто отдавать предпочтение четырехклапанной схеме не только для двигателей со всасыванием из атмосферы, у которых площадь проходного сечения клапанов жестко лимитирует оборотность двигателя, но и для двигателей с нагнетателями, у которых этот лимит несколько отодвинут. Увеличение числа клапанов свыше 4, например, до 6, давая лишь незначительный выигрыш в проходной площади (на 10-15% при переходе с 4 клапанов на 6), весьма усложняет привод клапанов. Подобная конструкция была применена только один раз на дирижабельном моторе Сэнбим "Сикх" 850 л. с. (1917-1919 гг.), имевшем 6 клапанов. Редко применяются в настоящее время и бывшие одно время в ходутрехклапанные головки (с одним выхлопным и двумя всасывающими клапанами или, наоборот, с двумя выхлопными и одним всасывающим, ср. фиг. 16). На заре авиации головки цилиндров обычно изготовлялись отливкой из чугуна. Позднее широко распространились головки со стальными стенками, сделанными заодно со стенками цилиндра или приваренными к ним автогенной сваркой. Головки со стальными стенками применялись на двигателях жидкостного охлаждения вплоть до недавнего времени. Теперь в качестве материала для головки применяются исключительно алюминиевые сплавы (в отдельных случаях бронза). Распространению алюминиевых сплавов, кроме их малого удельного веса, способствовали особые качества алюминиевых сплавов, как передатчиков тепла. Алюминий (как и все белые металлы) плохо воспринимает тепло, передаваемое лучеиспусканием, и хорошо - соприкосновением. Как известно из теории авиационных двигателей, экономичность рабочего процесса двигателя (в такой мере, в какой она определяется потерями тепла во внешнюю среду) зависит, главным образом, от теплоотдачи в стенки в период сгорания и в первые фазы расширения. Теплоотдача в стенки в средние стадии процесса расширения играет меньшую роль и, наконец, потери тепла в конце хода расширения почти не влияют на экономичность процесса. В период сгорания вследствие высокой температуры газов первенствующую роль играет теплопередача в стенки лучеиспусканием . Здесь свойство хорошо обработанной поверхности алюминия отражать лучистую энергию оказывается как нельзя больше у места, так как уменьшает потери тепла и, следовательно, увеличивает экономичность рабочего процесса двигателя. На остальных этапах рабочего процесса на первый план выступает теплоотдача в стенки конвекцией и соприкосновением; здесь стенки камеры сгорания из алюминиевых сплавов интенсивно отводят тепло, но без ущерба для экономичности процесса, обеспечивая в то же время достаточное охлаждение. Малый удельный вес алюминиевых сплавов позволяет выполнять стенки камеры сгорания более массивными, чем это допускает сталь. Большие сечения 224 стенок и высокая теплопроводность алюминиевых сплавов обеспечивают быстрое выравнивание температуры отдельных неравномерно нагреваемых участков камеры сгорания и интенсивную передачу тепла охлаждающей среде. При прочих равных условиях температура головок из алюминиевых сплавов на 50-100° меньше, чем стальных головок. Уменьшение температуры стенок камеры сгорания снижает интенсивность процессов активации рабочей смеси, вследствие чего головки из алюминиевых сплавов отличаются повышенными антидетонационными качествами. Головки из алюминиевых сплавов допускают без опасности детонации применение более высоких степеней сжатия и более высокого наддува, способствуют понижению рабочей температуры клапанов и свечей и позволяют снять более высокую литровую мощность при меньшем расходе горючего, чем стальные головки. Сталь при тех толщинах стенок, которые допускаются требованием умеренного веса, значительно хуже подается формоизменению, чем алюминиевые сплавы. Стальные головки двигателей жидкостного охлаждения выполняются исключительно при помощи механической обработки кованых заготовок с последующим соединением отдельных деталей сваркой. Не говоря уже о высокой стоимости, подобный способ изготовления часто не позволяет придать частям головки, например, всасывающим и выхлопным каналам, форму, наиболее целесообразную с точки зрения газонаполнения, теплоотвода и малого веса. Алюминиевые сплавы, отличаясь высокими литейными качествами, позволяют придавать головкам любую желаемую форму при умеренном весе. Кроме того, головки из алюминиевых сплавов, обладая значительно более толстыми стенками, чем стальные головки, отличаются большей жесткостью и, несмотря на меньшую величину модуля упругости алюминиевых сплавов по сравнению со сталью, менее деформируются и менее склонны к вибрациям, чем стальные головки. Неуклонное повышение степени сжатия и увеличение наддува приводят к тому, что современные авиационные двигатели часто работают на режимах, близких к режиму детонации. Явные признаки детонации (падение мощности, характерный "звон", черный выхлоп и т.д.) на этих режимах, как правило, еще отсутствуют, и детонация, главным образом, проявляется в разрушающем действии на материал камер сгорания и поршней. При разборке двигателя на поверхности камер сгорания и днищ поршней часто обнаруживается мелкая сыпь, которая при повторной работе двигателя на этих режимах переходит в обширные изъязвления, приводящие к выкрашиванию частиц поверхности, в результате чего головки и поршень в конце концов выходят из строя. Особенно сильно подвержены этому явлению литые алюминиевые сплавы. В настоящее время разрабатывают средства борьбы с этим явлением, состоящие в применении защитных покрытий (оксидные пленки) и кованых алюминиевых сплавов. ЦИЛИНДРОВАЯ ГРУППА ДВИГАТЕЛЕЙ ЖИДКОСТНОГО ОХЛАЖДЕНИЯ На ранней ступени развития авиационные моторы водяного охлаждения выполнялись с отдельными цилиндрами, изготовленными по большей части из чугуна. Каждый цилиндр со своей рубашкой, головкой и клапанным механизмом представлял одно конструктивное целое. В некоторых случаях цилиндры отливались попарно с общей водяной рубашкой и общим фланцем крепления к картеру- Цилиндры чугунного литья быстро уступили место стальным цилиндрам с головкой, сваренной из предварительно отфрезерованных частей и с рубашкой из листовой стали, меди или латуни, которые крепились к стенкам цилиндров зачеканкой, пайкой, сваркой, гальванопластическим способом или, наконец, на шурупах. Основаниями цилиндры крепились к картеру; у рядных двигателей головки цилиндров связывались между собой картером верхнего распределительного валика. Камеру сгорания, исходя из условий механической обработки и расположения клапанов, делали всегда с плоскосферическим или плоским днищем. Орлов-1071-15 225 Конструкции двигателей с отдельными сварными цилиндрам и отличались удобством замены цилиндров; вышедшие из строя цилиндры могли заменяться даже в полевых условиях. Этим собственно и исчерпывались положительные качества двигателей с отдельными цилиндрами. Основной недостаток их состоял в малой жесткости; этот недостаток очень скоро дал себя знать при увеличении числа оборотов двигателей. Другой крупнейший недостаток состоял в недостаточной приспособленности к массовому производству; изготовление сварных цилиндров представляет собой довольно медленный, хлопотный и капризный процесс. Третий недостаток состоял в посредственных тепловых характеристиках стальных камер сгорания (см. стр. 224). С появлением жаростойких алюминиевых сплавов и с усовершенствованием техники отливки сложных тонкостенных деталей двигатели с отдельными стальными цилиндрами были вытеснены блочными двигателями, характерной особенностью которых являются объединение рубашек и головок в блоки, отлитые из алюминиевого сплава. В блоках укрепляются стальные гильзы цилиндров, представляющие собой тонкостенные, открытые с обеих сторон стаканы, примкнутые к стенкам камер сгорания, отлитым в блоке головок. Основное достоинство блочной конструкции состоит в повышенной жесткости двигателя при умеренном благодаря легкости алюминиевых сплавов весе. Блочные двигатели в гораздо большей степени, чем двигатели с отдельными цилиндрами, приспособлены к запросам массового производства. Отливка сложных фасонных блоков, правда, представляет свои специфические и. притом немалые трудности; однако с того момента, как эти трудности преодолены и отливка новой конструкции освоена, изготовление блоков можно вести массовым порядком при условии тщательного соблюдения однажды установленного технологического процесса приготовления формовочных материалов, формовки и отливки. Другими немаловажными достоинствами блочной конструкции являются улучшение тепловых характеристик камеры сгорания, возможность применения сложных форм камер сгорания, простор в выборе конструктивных форм всасывающих и выхлопных каналов, возможность полной изоляции клапанного механизма от внешней среды и, наконец, некоторое сокращение строительной длины двигателя вследствие сокращения промежутков между зеркалами цилиндров. У некоторых разновидностей блочной конструкции сохранена возможность легкой замены гильз цилиндров, но порча блока в каком-либо месте в большинстве случаев заставляет сменять всю эту дорогостоящую деталь. Немало хлопот на практике причиняют неизбежные в блочной конструкции многочисленные уплотнения: газовые (уплотняющие рабочее пространство цилиндра) и жидкостные (уплотняющие жидкостное пространство рубашки). С этими недостатками, однако, приходится мириться, так как без'применения блочной конструкции невозможно создать современный авиационный мотор с его высокими показателями. Промежуточное положение между блочными двигателями и двигателями с отдельными цилиндрами занимают двигатели смешанной конструкции, или полублочные. У этих двигателей стальные цилиндры с днищами и с приварными рубашками стянуты литым блоком, объединяющим в себе всасывающие и выхлопные каналы, коробку с клапанным приводом и т.д., который правильно называть блоком распределительных каналов, а не блоком головок, как его иногда называют. Полублочные двигатели выгодно отличаются от двигателей с отдельными цилиндрами большей жесткостью. Сварка цилиндров у них значительно проще. Эти двигатели, пришедшие на смену двигателям с отдельными цилиндрами и составлявшие в недавнем прошлом наиболее многочисленную группу двигателей жидкостного охлаждения, сейчас почти сошли со сцены и представлены небольшим количеством устарелых образцов. Основной недостаток их состоит в том, что камера сгорания имеет стальные стенки. При устранении этого недостатка полу блочные двигатели, совмещающие некоторые положительные особенности блочных двигателей и двигателей с отдельными цилиндрами, могли бы снова выдвинуться в ряды современных двигателей. 226 Сварные цилиндры Несмотря на то, что двигатели с от дельными цилиндрами принадлежат истории, конструкция их цилиндров представляет интерес как определенный этап конструкторской мысли. Рассмотрим конструкцию сварных цилиндров У-образного 12-цилиндрового двигателя BMW VI, - одного из наиболее совершенных двигателей этого типа. Цилиндр мотора BMW VI (фиг. 129) вытачивается из стальной болванки заодно с днищем. Днище цилиндра выполнено по сфере большого радиуса; в днище растачиваются два окна под клапаны. Фиг. 129. Цилиндр двигателя BMWVI. Оси клапанов наклонены к оси цилидра под углом 15°. Всасывающий и выхлопной патрубки изготавливаются отдельно, фрезеровкой кованых заготовок. В патрубки ввариваются стальные втулки, в которые впоследствии запрессовываются бронзовые направляющие клапанов. Втулки изготавливаются вместе с тремя стенками, образующими водяной карман. Готовые патрубки ввариваются в днище цилиндра. Седла клапанов у ранних двигателей BMW вытачивались непосредственно в днище цилиндра. Повышенный износ седла выхлопного клапана заставил в позднейших модификациях мотора применить отдельное седло выхлопного клапана, впрессовываемое в расточку в днище цилиндра. В верхней части цилиндра имеется пять кольцевых ребер жесткости, в нижней части цилиндра выточено кольцевое ребро для приварки рубашки и фланец ' 22 7 крепления цилиндра к картеру. В камере сгорания просверливаются три сверления, в которые ввариваются втулки: две для свечей и одна для пускового клапана. Цилиндр и головка окружены водяной рубашкой из листовой стали толщиной 0,8 мм. Рубашка состоит из двух разделенных по образующим половинок, получаемых штампованием листовой стали в горячем состоянии в специальных штампах. Заготовки имеют вырезы для всасывающего и выхлопного патрубков, втулок, клапанных направляющих, свече-вых втулок и т. д. Для сохранения нужного расстояния между рубашками и стенками цилиндра ( ^ 4 мм) на окружности рубашек через определенные промежутки выштампованы вмятины (фиг. 129, сечение а-а), фиксирующие при сварке рубашку в радиальных направлениях. Обе половины рубашки Фиг 131 Соеди- складываются вместе на цилиндре и Фиг. 130. Приварка нижней кромки водяной рубашки к стакану цилиндра (дви- головок гатель BMW VI). ров BMW. нение патрубков свариваются по образующим в пламе-водяной системы ни кислородно-ацетиленовой горелки, цилинд- Одновременно провариваются все стыки рубашек со стаканом цилиндра, патрубками, свечевыми втулками и т. д. Основное условие правильной сварки, как известно, заключается в том, чтобы свариваемые детали имели приблизительно одинаковую толщину. Если это условие не соблюдено, то неизбежен пережог более тонкой детали или недостаточный прогрев более массивной детали. И в том и в другом случаях проч- ность и герметичность сварочного шва страдают. По этой причине рубашку никогда не приваривают к цилиндру непосредственно, а в местах сое- Фиг> 132 СоедИнение патрубков водяной системы динения на цилиндре выта- дюритовым шлангом. чивают или выфрезеровывают тонкие фланцы, к которым и приваривают рубашку (см., например, фиг. 130). Стык нижней части рубашки с кольцевым фланцем цилиндра проваривается вторец; половинки рубашки свариваются внахлестку или впритык. В нижней части рубашки имеется гофр, предупреждающий возникновение напряжений в стенках цилиндра и поводку (коробление) их при охлаждении и усадке рубашки после сварки. Этот же гофр уменьшает напряжения сжатия, возникающие в стенках цилиндра при работе двигателя и обязанные тому, что стенки цилиндра, имеющие более высокую температуру, удлиняются при нагреве больше, чем рубашка. С обеих сторон головки между всасывающим и выхлопным патрубками в рубашку ввариваются два круглых патрубка, служащих для соединения водяных рубашек смежных цилиндров. Соседние патрубки соединяются при помощи резиновых колец, стягиваемых снаружи хомутиком из стальной ленты (фиг. 131) . Охлаждающая вода подается по водопроводу, расположенному вдоль цилиндрового ряда, поступает в водяную рубашку через патрубок, вваренный в нижнюю часть рубашки (патрубок соединяется с водопроводом дюритовым шлангом, фиг. 132), поднимается вверх и отводится через описанные выше верхние патрубки, объединяющие головки всех цилиндров одного ряда. В головку цилиндра ввертываются две вертикальные шпильки для крепления картера распределительного валика. Во фланцы всасывающего и выхлоп- 228 ного патрубка ввертываются по две шпильки для крепления ответвлений всасывающего и выхлопного трубопроводов. Цилиндр крепится к картеру восемью шпильками? Блочная конструкция Блочная конструкция подверглась значительной эволюции, прежде чем приняла современную форму. Заслуга создания блочной конструкции принадлежит французской фирме Испано-Сюиза. Первоначальная конструкция блока цилиндров V-образного 8-цилиндрового двигателя Испано-Сюиза 8а показана схематически на фиг. 133. Блок представляет собой отливку с четырьмя гнездами под стаканы цилиндров. Цилиндрическая поверхность гнезд растачивается и нарезается по всей длине. В гнезда ввертываются стальные, закрытые с одного конца гильзы цилиндров, до упора днища гильз в головку блока. Блок крепится к картеру за фланцы цилиндров. Опорные поверхности фланцев цилиндров должны быть расположены в одной плоскости. Это очень трудное при данной конструкции условие выполняется регулировкой глубины ввертывания цилиндра в гнездо блока путем шабровки днища гильзы и днища гнезда; шабровка преследует также цель добиться равномерного прилегания днища гильзы к днищу гнезда для улучшения теплоотдачи от днища цилиндра. Во время этой операции гильза многократно вывертывается и завертывается вновь, причем возможно сминание и задирание резьбы. При самой тщательной шабровке обеспечить плотное прилегание днища к головке невозможно, так как прилегание, достигнутое в одном положении гильзы, нарушается при повертывании гильзы на некоторый угол, неизбежном в результате удаления слоя металла при шабровке. Неравномерное прилегание может вызвать перегрев и коробление днища цилиндра. Цилиндрическая часть гильзы, как видно, не омывается охлаждающей водой непосредственно, а окружена со всех сторон алюминиевой стенкой. Подобная конструкция иногда называется системой "сухой гильзы", в противоположность системе "мокрой гильзы", при которой гильза цилиндра непосредственно смачивается охлаждающей водой. Тепло от гильзы переходит в стенку из алюминиевого сплава через резьбу, которая прилегает к стенке не полной поверхностью и которая может быть при .монтаже загрязнена пленкой масла, окислами и т. д. Для крепления при формовке земляных стержней, образующих водяные полости рубашки, и для облегчения выбивки стержневой земли после отливки, в боковых стенках блока предусмотрены большие окна. Производство и особенно монтаж блока, как видно, очень сложны. Тепло-отвод от гильзы цилиндра ненадежен. В следующей модификации конструкция несколько улучшена (фиг. 134). Как видно из фигуры, камера сгорания выполнена в алюминиевом литье. Гильза сделана без днища ("открытая гильза"); в верхней ее части имеется нарезанный пояс высотой около 50 мм, которым гильза ввертывается в тело блока. Остальная цилиндрическая часть гильзы выполнена несколько большего диаметра, чем внешний диаметр резьбы, и плотно прилегает к стенкам блока. Перед ввертыванием гильзы блок подогревается. Монтаж гильз по сравнению с предыдущей конструкцией значительно облегчен. Теплоотвод от стенок камеры сгорания улучшен. В остальном конструкция осталась прежней; гильза попрежнему отделена от охлаждающей воды стенкой из алюминиевого сплава. Фиг. 133. Схема блочной конструкции двигателя Испано-Сюиза 8а (300). 229 Фиг. 134. Схема блочной конструкции двигателя Испано-Сюиза 8Ь (300). В позднейших модификациях моторов Испано-Сюиза применен принцип "мокрой гильзы". Гильза открытого типа крепится в верхней части блока на резьбе (фиг. 135). Стык гильзы с стенками камеры сгорания уплотнен кольцевой прокладкой, в последних конструкциях моторов - пружинящим стальным S-образным кольцом. Нижний стык уплотнен сальником из резиновых колец, затягиваемых гайкой, навернутой на гильзу (фиг. 136). Сальник центрирует гильзу в нижней расточке блока и передает стенкам блока усилие от бокового давления поршня. Наружная поверхность гильзы омывается охлаждающей жидкостью. Эта конструкция не только улучшает охлаждение гильзы, но и облегчает формовку и отливку блока, а также уменьшает вес блока, устраняя лишнюю стенку водяной рубашки. В описываемой конструкции гильза разгружена от передачи сил вспышки картеру. По оси гильзы действует только сила затяжки и небольшая сила трения от движения поршня. Сила вспышки воспринимается рубашкой блока, которая крепится на шпильках к картеру мотора. Изображенная на фиг. 135 конструкция типична для современных блочных конструкций. Почти у всех у них "мокрые" гильзы; камера сгорания выполнена в литье из алюминиевого сплава. Однако по способам крепления, передачи сил вспышки и уплотнения газовых и жидкостных стыков блочные системы сильно различаются друг от друга. На фиг. 137-139 представлены основные, применяемые в современных блочных конструкциях, схемы передачи газовых сил, называемые силовыми схемами блока. Передача сил вспышки картеру возможна тремя основными способами - через цил ин д ры (фиг. 137), через рубашки (фиг. 138) и через специальные шпильки (силовые шпильки, фиг. 139). Обозначим эти схемы последовательно /, // и /// и назовем схему / схемой несущих цилиндров, схему // - схемой несущих рубашек и схему / / /-схемой несущих шпилек. По схеме / были выполнены описанные выше ранние блочные моторы Испано-Сюиза, двигатели Райт "Тайфун"; по этой схеме выполнялись все полу блочные двигатели (ср. фиг. 140, стр. 232). По схеме // были выполнены двигатели фирмы Кертис D-12, "Конкверор" и "Сыопер-Конк-верор", Испано-Сюиза 12 Lbr и сейчас выполняются моторы Испано-Сюиза 12 Ydrs, Юнкерс 211 Sfи др. По схеме III выполняются двигатели Роллс-Ройс "Кестрель", "Буззард", "Мерлин"", двигатель АМ-34, Аллиссон V-1710 и др. Схема /// имеет две основные разновидности. В схеме Ilia силовые шпильки притягивают к картеру цилиндры, причем рубашка разгружена от сил вспышки 230 Фиг. 135. Схема блочной конструкции двигателя^ Испано-Сюиза 12 Lbr. Фиг. 136. Схема уплотнения водяного стыка цилиндра у двигателя Испано-Сюиза 12 Lbr. и от сил затяжки (фиг. 141). В схеме III6 силовые шпильки притягивают к картеру блок рубашек; цилиндры разгружены от сил вспышки и сжимающих усилий затяжки (фиг. 142). Первая разновидность схемы представлена двигателями Роллс-Ройс, вторая - двигателем АМ-34. У всех описанных схем (/-///) блок рубашек может быть отлит заодно с блоком головок (ср., например, фиг. 186 и 198) или прикреплен к последнему поясом шпилек или болтов (ср., например, фиг. 185 и 201). В последнем случае отливка блока упрощается, но вес его несколько возрастает, монтаж двигателя усложняется и надежность страдает из-за наличия лишнего стыка. Имеются двигатели, у которых рубашка отлита заодно с картером (ср. фиг. 194). Эта конструкция вызывает особые затруднения при сборке кривошипно-шатунно-поршневого механизма (см. стр. 275-276). Фиг. 137. Схема несущей гильзы (схема /). Фиг. 138. Схема несущей рубашки (схема //). Фиг. 139. Схема несущих шпилек (схема III). Схема 1 является принципиально наиболее легкой, так как в ней рационально использован материал цилиндра, стенки которого, по условию жесткости, делают обычно прочнее, чем требуется расчетом на давление газов, и вследствие этого обычно недогружены. Недостатком ее является затруднительность подгонки нижних фланцев цилиндров по плоскости картера и обеспечения перпендикулярности плоскостей фланцев к оси цилиндров. Этот недостаток при современных приемах обработки, допускающих соблюдение точных торцевых допусков, преодолим. Схема I у современных моторов не применяется, хотя возможности ее далеко не исчерпаны. Недостатком схемы 11 является то обстоятельство, что силы вспышки в ней воспринимаются стенками рубашки, отлитыми из алюминиевых сплавов, отличающихся вообще не очень высоким сопротивлением разрыву и склонных к образованию трещин из-за неоднородности материала, литейных пороков, утяжин, пористости, включений шлаков и окислов и т. д. В ранних конструкциях, исполненных по этой схеме (Кертис D-12, "Конкверор" и т. д.) стенки рубашки часто растрескивались под действием газовых нагрузок и от деформации блока в целом. Улучшение качества алюминиевых сплавов, усовершенствование способов отливки и рациональная конструкция позволили устранить этот недостаток, и в настоящее время блоки, исполненные по этой схеме, работают безукоризненно. Конструкции по схемам Ilia и ///# тяжелее всех остальных из-за наличия специальных силовых элементов, роль которых в предыдущих конструкциях играют нормальные элементы мотора - цилиндры и рубашки. Необходимость 231 пропустить силовые шпильки через жидкостное пространство блока рубашек и головок усложняет конструкцию и производство последних. Бобышки силовых Фиг. 140. Схема двигателя полублочной (смешанной) конструкции. Фиг. 141. Схема Ilia (разгруженная рубашка, сжатая гильза цилиндра, двигатели Роллс-Ройс "Кестрель", "Мерлин" и др.). , шпилек, располагаемые из-за ограниченности габаритов поблизости от камеры сгорания, вызывают неравномерное распределение металла по периферии камеры сгорания, ухудшают ее охлаждение и почти неизбежно вызывают коробление стенок камеры сгорания, а с ними и клапанных седел как вследствие тепловых деформаций, так и под действием приложенных к бобышкам сосредоточенных сил от шпилек. Силовые шпильки в конструкциях по схемам Ilia и III6 используются для затяжки газового стыка между гильзой цилиндра и стенками камеры сгорания, в противоположность схемам / и //, у которых гильза крепится по большей части на резьбе, что в высшей степени упрощает задачу достижения герметичности крепления и (в случае схемы /) обеспечивает весьма равномерную передачу сил вспышки стенкам блока. В схеме ///стык гильзы со стенками камеры сгорания подвержен прямому действию горячих газов, находящихся под высоким давлением, и работает в несравненно более тяжелых условиях. Шпильки подвергают предварительной затяжке, которая должна превышать напряжения от силы вспышки во избежание нарушения герметичности стыка (см. стр. 245 и ел.). Кроме того? в шпильках возникают напряжения от тепловых деформаций: в схеме Ilia - в результате различия температур цилиндра и шпилек, в схеме III6 кроме того - в результате различия коэфициентов линейного расширения материала 232 Фиг. 142. Схема III6 (разгруженная гильза цилиндра, сжатая рубашка, двигатель АМ-34). шпилек и рубашек. Суммарные напряжения в шпильках достигают весьма большой величины, что делает их одной из наиболее напряженных деталей конструкции. Силы вспышки (и затяжки шпилек) передаются стенкам блока в немногих точках, вследствие чего материал блока подвержен значительным местным напряжениям. Конструкции по схеме Ilia и III6 отличаются сравнительной простотой смены цилиндровых гильз. В конструкции по схеме Ilia для приведения в одну плоскость опорных фланцев цилиндров приходится точно выдержиЕать расстояние между опорными поверхностями верхнего и нижнего фланца цилиндров-(фиг. 141,/). В схеме III6 этот недостаток отсутствует или, точнее, значительно OGJ, аблен, так как здесь для правильного стыка головок с фланцами гильз достаточно выдержать точно толщину верхнего фланца гильзы h (фиг. 142). Кроме того, незначительные неточности изготовления поглощаются пластической деформацией уплотнительной прокладки, изготовляемой из мягкого металла. В схеме Ilia блок цилиндров связан с картером сравнительно тонкостенными гильзами; рубашка в незначительной степени участвует в передаче сил от блока картеру и наоборот. Поверхность сопряжения невелика (кольцевые площадки фланцев гильз). В схеме II16 блок цилиндров связан с картером рубашкой, которая может быть сделана сколь угодно жесткой; поверхность сопряжения здесь значительно больше. По этим причинам конструкция двигателя по схеме Ilia уступает по жесткости конструкции по схеме III6 (да и всякой другой конструкции, у которой блоки цилиндров связаны с картером рубашками). В схеме Ilia цилиндры, сжатые силой предварительной затяжки шпилек и осуществляющие связь между блоком цилиндра и картером, должны быть сделаны гораздо более массивными и тяжелыми, чем почти совершенно разгруженные гильзы в схеме III6. Это также принадлежит к числу недостатков схемы Ilia. Подводя итоги, можно сказать, что схема III6 во всех отношениях рациональнее схемы IIIа за исключением одного: силовые шпильки в схеме II16 подвергаются большим температурным напряжениям, чем в схеме Ilia, вследствие различия коэфициентов линейного удлинения материала шпилек и стягиваемых шпильками деталей. Однако и схема Ilia и схема III6 значительно уступают по рациональности схемам / и //. Расположение и привод клапанов Расположение клапанов определяется числом их на цилиндр, способом привода и расположением выхлопных и всасывающих каналов. У рядных двигателей жидкостного охлаждения клапаны приводятся распределительными валиками, расположенными над головками цилиндров (верхние распределительные валики). Распределительные валики приводятся во вращение с числом оборотов, равным половине числа оборотов коленчатого вала, через валик промежуточной передачи (вертикальный валик), в свою очередь получающий вращение от коленчатого вала двигателя. Схема подобной передачи изображена на фиг. 426 (стр. 430). Различают непосредственный привод клапанов и привод через посредство промежуточных элементов - коромысел, рычагов и т. д. В первом случае кулачки распределительного валика непосредственно воздействуют на клапан через тарелку, укрепленную в его штоке (фиг. 359, 421-422). Посредствующими элементами в механизме привода клапанов могут быть рычаги первого рода, которые называются коромыслами, рычаги второго рода, за которыми укрепилось название рычагов, и поступательно-возвратно движущиеся толкатели, известные под названием т р а в е р с... Пример передачи через коромысла показан на фиг. 420, через рычаги - на фиг. 194, 418, 419, через траверсы - на фиг. 396, 397. Возможные схемы расположения клапанов у рядных двигателей с верхним распределительным валиком представлены на фиг. 143 - 146 и 148. При двухклапанных головках клапаны могут быть расположены по схеме фиг. 143 или фиг. 144 и 145. При расположении по фиг. 143 (схема Испано-Сюиза 12Ydrs) клапаны приводятся одним распределительным валиком. Возможен привод через траверсы и рычаги, но наиболее простую конструкцию в данном случае обеспечивает непосредственный привод. Выхлопные и всасывающие клапаны могут чередоваться, как на фиг. 143,а, однако, по условиям устройства всасывающих и выхлопных каналов их удобнее располагать попарно, как показано на фиг. 143, б. В таком случае выхлопные и всасывающие каналы соседних клапанов можно объединить попарно. Выхлопные и всасывающие каналы могут быть направлены в одну или разные стороны. Камера сгорания при этой конструкции должна иметь плоское днище. Размеры клапанов ограничены из-за плоского днища камеры сгорания и близости соседних цилиндров. При схеме по фиг. 144 возможен привод одним или Фиг. 143. Схема продольного расположения клапанов у рядных двигателей с двухк лапа иными цилиндрами. Фиг. 144. Схема поперечного расположения клапанов у^рядных двигателей с двухклапанными цилиндрами. Фиг. 145. Схема косого расположения клапанов у рядных двигателей с двухклапанными цилиндрами. двумя распределительными валиками через коромысла, рычаги или траверсы или непосредственно. В последнем случае должно быть два кулачковых валика, расположенных в плоскости штоков клапанов. Чаще всего Фиг. 146. Схема продольного расположения клапанов ПРИ подобной схеме приме- ;у рядных двигателей с четырехклапанными цилиндрами (Роллс-Ройс, АМ-34 и др.). няют привод одним центральным распределительным валиком, действующим на клапаны через посредство коромысел. Одно время эта схема была господствующей (моторы "Либерти", BMW, Лоррэн-Дитрих и др., см., например, фиг. 420). Головка может быть плоской, полусферической или шатровой, клапаны могут быть вертикальными или наклонными. ________ Размер клапанов не стеснен соседством смежных цилиндров. Выхлопные и всасывающие каналы могут быть направлены только в разные стороны. Схема фиг. 145 принципиально аналогична предыдущей схеме, но эта конструкция несколько облегчает привод клапанов одним вертикальным валиком и обеспечивает большую свободу расположения газовых каналов. В частности при этой конструкции возможно вывести выхлопные и всасывающие каналы в одну сторону. Камера сгорания положении клапа-при этой схеме может быть плоской или шатровой, но не нов по *иг' 146> полусферической и не плоскосферической. Схемы расположения клапанов у рядных двигателей с четырехклапанными головками изображены на фиг. 146 и 148. У современных двигателей с четырехклапанными головками применяется привод только по схеме фиг. 146. В этой схеме клапаны одинакового назначения расположены вдоль оси цилиндрового 234 Фиг. 147. Схема привода клапанов продольными траверсами при рас- ряда. Привод возможен двумя распределительными валиками с непосредственным действием на клапаны (схема АМ-34) или через посредство продольных траверс (фиг. 147). Камера сгорания может быть плоской или шатровой. Возможен привод и одним распределительным валиком, расположенным по оси симметрии цилиндрового ряда, через посредство коромысел (в случае шатровой головки) или рычагов (в случае плоской или почти плоской головки, схема моторов Роллс-Ройс "Мерлин", Изотта Фраскини "Ассо" и Даймлер-Бенц DB-600). Выхлопные и всасывающие каналы направлены в разные стороны. Схема фиг. 148 отличается от предыдущей схемы тем, что пары клапанов одинакового назначения распо- Фиг. 148. Схема поперечного расположения клапанов ложены поперек оси цилин- У рядных двигателей с четырзхклапанными цилиндрами дрового ряда. Пары клапанов (Паккард, Лоррзн "Петрель" и др.). могут чередоваться, как на фиг. 148, а, но по условиям конструкции всасывающих и выхлопных каналов их выгоднее располагать группами как на фиг. 148, б. . Привод клапанов в данном случае возможен двумя распределительными валиками с непосредственным действием на клапаны; головка в этом случае может быть плоской или шатровой. Возможен также привод и одним центральным распределительным валиком, действующим на клапаны через посредство поперечных траверс (фиг. 149), рычагов или коромысел. В первом и втором случаях головка должна быть плоской, в третьем - шатровой. Всасывающие и выхлопные каналы могут быть направлены в одну или разные стороны. ^ Фиг. 149. Схема привода клапанов поперечными траверсами при расположении клапанов по фиг. 148. Фиг. 150. Схема газовых потоков при расположении клапанов по фиг. 148, а. фиг. 151. Схема газовых потоков при расположении клапанов по фиг. 148, б. Крупнейшим недостатком схем фиг. 148, а ж б является расположение клапанов друга за другом по пути потока топливо-воздушной смеси или выхлопных газов. Если подобное расположение безвредно для всасывающих клапанов и, повидимому, не слишком ухудшает наполнение цилиндра, то оно сильно ухудшает условия работы второго по ходу газов выхлопного клапана (фиг. 150), шток которого омывается двойной порцией горячих выхлопных газов. Группирование клапанов по фиг. 148, б лишь несколько смягчает, но не устраняет этот недостаток (фиг. 151). Подобная схема, примененная в свое время на двигателях Паккард, Лоррон и др., в настоящее время совершенно вышла из употребления. Гильзы цилиндров Конструкция и условия работы гильзы зависят от силовой схемы двигателя и от способа ее крепления в блоке. Гильзы в схеме / и у полублочных двигателей нагружены силой вспышки, разрывающей их по поперечному сечению, и, кроме того, разрываются давлением газов по образующим. Гильзы, разгруженные от силы вспышки и сжимающих усилий от шпилек, как например, 235 гильзы в схеме II и ///б, рассчитываются на разрыв по образующим давлением вспышки. Гильзы цилиндров блочных двигателей, исполненных по схеме Ilia, нагружены силой затяжки шпилек и силами, возникающими от температурной деформации. Кроме перечисленных сил, на гильзы действует сила бокового давления N поршня. Напряжения, вызываемые этой силой, невелики, особенно у блочных конструкций, где гильза цилиндра нижним концом обычно опирается непосредственно или через резиновое уплотнение на стенки рубашки. Вследствие небольшой жесткости гильз блочных двигателей в радиальном направлении эта сила, однако, способна вызвать значительную деформацию стенок гильзы по эллипсу, большая ось которого вытянута по направлению действия силы. Для увеличения жесткости в радиальном направлении гильзы снабжаются кольцевыми ребрами, высота которых ограничена условиями сборки. В верхней части цилиндра ребра иногда располагают чаще, чем в нижней (фиг. 185, 201). Этим ребрам иногда ошибочно приписывают функцию увеличения теплоотдачи ' от стенок цилиндра в охлаждающую воду. Коэфициент теплоотдачи между водой и стенками цилиндра настолько велик, что нет необходимости повышать его увеличением поверхности цилиндра. Иначе обстоит дело при гликолевом охлаждении. Коэфициент теплоотдачи между гликолем и металлической стенкой примерно в 3 ра,за меньше, чем у воды. Для увеличения теплоперехода из стенок цилиндра в охлаждающую жидкость выгодно-развивать наружную поверхность цилиндра. Для заметного увеличения теплоперехода ребра должны делаться в гораздо большем числе, чем на фиг. 185 или 201. Пример подобного расположения ребер приведен на фиг. 209. Гильза подвержена термическим напряжениям, обязанным неодинаковой температуре стенок цилиндра в радиальном и в осевом направлениях. Падение температуры поперек стенок вызывает сжатие внутренних волокон и растяжение наружных волокон стенок (см, далее стр. 258). Так как толщина стенок и разность температур поперек стенок у гильз двигателей жидкостного охлаждения невелики, то эти напряжения обычно не при-нимакт в расчет. Невеликий напряжения, обязанные неодинаковости температуры по оси цилиндра, в результате которых цилиндр принимает вид усеченного конуса, большое основание которого направлено к камере сгорания. Значительной величины достигает термические напряжения лишь в схеме Ilia. Резьба, на которой ввертываются в головку разгруженные от сил вспышки гильзы (схема //), подвержена напряжениям только от сил трения и сил N бокового давления поршня. Так как эти напряжения обычно очень незначительны, то длина нарезанной части цилиндра определяется только условием полной герметичности и устойчивости от расшатывания под действием переменной нагрузки N и составляет обычно 20-30 мм при диаметре цилиндра 140- 150 мм. Силовая резьба рассчитывается по способу, изложенному на стр. 309. Внутренняя поверхность цилиндра подвержена износу от действия поршневых колец и рабочих поверхностей поршня. Поршень давит на стенки цилиндра с максимальной силой примерно на 0,6-0,7 высоты цилиндра, считая от нижнего его обреза. Тем не менее цилиндр, как показывает опыт, изнашивается больше всего в самой верхней части (фиг. 152). Это объясняется повышенным 236 Фиг. 152. Распределение'изно- са по высоте цилиндра. Кривые изображают разные стадии износа. давлением на стенки цилинда вэрхнзго поршневого кольца в ВМТ, прижимаемого к стенкам цилиндра силой вспышки (см. стр. 345), неблагоприятными условиями смазки верхнего конца гильзы и горячей коррозией под действием продуктов сгорания, в частности окиси свинца, содержащейся в этиловом топливе. При первых признаках износа я коррозии начинается прорыв газов через неплотности между стенками цилиндра и верхним поршневым кольцом, в результате чего дефект быстро прогрессирует. Помимо действия горячих продуктов сгорания, коррозия и износ обязаны конденсации едких продуктов сгорания (сернистая, азотная и другие кислоты) на стенках цилиндра после остановки мотора, проникновению в цилиндр пыли через всасывающую систему и присутствию частиц сажи и нагара на стенках цилиндра и на рабочих поверхностях поршневых колец. Помимо чисто эксплоатационных мер (применение защитных смазок на стоянках двигателя, применение смазочных масел с малой склонностью к на-гарообразованию, установка воздухоочистителей на всасывающей системе и т. д.), наиболее радикальным конструктивным средством борьбы с повышенной коррозией и износом цилиндров является азотирование зеркала цилиндра. Азотированный слой, как известно, устойчив против действия горячей коррозии, весьма тверд и хорошо сопротивляется истиранию. Коэфициент трения чугунных поршневых колец по азотированным стенкам цилиндра весьма мал, вследствие чего при азотированных цилиндрах резко увеличивается срок службы поршневых колец. Эти положительные особенности обусловили широкое применение азотированных цилиндров в авиационном моторостроении. Наружная, соприкасающаяся с охлаждающей жидкостью поверхность цилиндра кадмируется или хромируется во избежание коррозии и отложения слоя окислов, ухудшающих теплоотдачу от цилиндра. Минимальная толщина стенок разгруженных гильз делается равной 0,01- 0,015D, но не меньше 1,2-1,5 мм. Толщина стенок нагруженных гильз определяется расчетом и обычно равна 0,015-0,02D. У свободного конца (на "юбке" гильзы) на внутренней поверхности гильз делают фаску под углом 30 или 45° к оси цилиндра для облегчения ввода в цилиндр поршня с кольцами. Материалом для гильз служит углеродистая сталь типа 45 (состав см. табл. 3), а в последнее время - азотируемые стали типа ХМА4 (см. табл. 12). Гильзы изготовляются из стальных кованых заготовок. Направление волокон в заготовке должно следовать контуру детали. Базой при обработке служит внутренняя поверхность (зеркало). При обработке наружной поверхности тонкостенные гильзы зажимаются по внутренней поверхности пневматическими зажимами или разжимными резиновыми оправками, обеспечивающими равномерное давление на стенки. Зеркало цилиндров шлифуют и хонингуют, в последнее время суперфинишируют. На некоторых заводах применяется машинная притирка (лэпинг) зеркала цилиндра возвратно-поступательным движением приспособления в виде поршня с поршневыми кольцами. Резьба на гильзах, принадлежащих к типам / и //, изготовляется на резьбо-фрезерных или резьбошлифовальных станках, реже - гребенкой резцов на токарных станках. Литература 1. Taub A., Cylinder Bore Wear, "Aut Eng-г", 1939, v. 29, No. 38'2. 2. Willi a ms C. G., L'usure de cylindres, "Inst. Aut. Eng.", 1938, VI-VII. :>. F r e n с h G. I., Cylinder Wear, "Aut. Eng-r", 1938, No. 166. 4. S p а г г о w S. W. a. S h e r g e r T. A., Cylinder Wear, "Jl SAE", 1936, No. 4. Расчет цилиндров на прочность Силы вспышки разрывают гильзу по образующей (фиг. 153). Напряжение стенках гильзы равно т-\т (15) кг 2F ' 237 где jomax - максимальное избыточное давление вспышки в кг/см2', D - диаметр цилиндра в см', I - длина гильзы в см', F - площадь сечения гильзы по образующим, в еж2. Если гильза имеет равномерную толщину о по длине, то 7"W /^ 1Л (15а) DI D см* 28~ Определенные по формуле (15) напряжения в стенках цилиндра у исполненных двигателей составляют 300-500 кг/см2. Несущие гильзы (схема /), кроме того, рассчитываются на разрыв по поперечному сечению. Напряжение в минимальном сечении гильзы равно кг см2 - А ртах ~ /_ о max (16) Фиг!. 153. К расчету цилиндра. где 1)г - наружный диаметр гильзы в минимальном сечении, в см. Если гильза имеет равномерную толщину о по длине, то Р Р 4S (16а) откуда видно, что напряжение от сил вспышки в поперечной плоскости сечения цилиндра в два раза меньше напряжений от тех же сил в плоскости образующих [формула (15а)]. Силовой фланец цилиндров в схеме / и у полублочных двигателей рассчитывают на силу вспышки как балка, защемленную в стенке цилиндра и нагруженную равномерно распределенной нагрузкой, приложенной по осевой окружности шпилек (фиг. 154). Напряжение в опасном сечении фланца, определенное из этого предположения, равно кг б (17) где Pz - сила вспышки в кг; остальные обозначения- см. фиг. 154. Определенное этим способом напряжение у исполненных моторов составляет 1000- 2000 кг/см*. Точно так же рассчитываются фланцы рубашек цилиндров, притягиваемые к картеру шпильками (схема //). Шпильки рассчитываются на силу вспышки и предварительную затяжку по способу, указанному на стр. 245 и ел. Силу предварительной затяжки часто принимают равной 1,25 Pz. В таком случае кг 1,25 Р" iF (18) Фиг. 154. К расчету фланца цилиндра. где F - минимальная площадь сечения шпильки в см2", i - число шпилек. Определенное таким образом напряжение в болтах у исполненных моторов составляет 1500-2000 кг/см*. Блок головок и рубашек Блочные головки рядных двигателей жидкостного охлаждения отличаются; сложностью формы и по этой причине изготовляются отливкой в землю или. в стержневые формы. В последнее время полости камер сгорания и некоторые другие ответственные части блока формуют при помощи металлических стержней (полукокильная отливка). Необходимыми частями блока цилиндров являются камеры сгорания с окнами для клапанов, выхлопные и всасывающие каналы с бобышками для клапанов и рубашка для охлаждающей жидкости, ограниченная с одной стороны стенками цилиндров, камер сгорания и газовых каналов, а с другой стороны - внешними стенками блока. На боковых стенках блока отливаются фланцы для крепления всасывающих и выхлопных трубопроводов. Верхняя стенка используется для крепления подшипников распределительного валика, механизмов привода клапанов и крышек клапанных механизмов. Стенки рубашки гильз отливаются за одно целое с блоком головок или отдельно; в последнем случае рубашки крепятся к блоку головок шпильками или болтами. В блоке цилиндров устраиваются отверстия для ввода и вывода охлаждающей жидкости. В стенках камер сгорания делаются два отверстия под свечи и одно отверстие для клапанов воздушного самопуска. Часто делается такое же четвертое запасное отверстие, которое используется, например, для индицирования двигателя. На блок цилиндров действуют следующие силы. Сила вспышки разрывает стенки камеры сгорания. Сила бокового давления поршня изгибает блок в плоскости, перпендикулярной оси цилиндров. На блок действуют силы предварительной затяжки силовых шпилек. Блок принимает участие в деформациях картера под действием рабочих усилий. Переменность величины сил, сложность формы блока, затруднительность определения сечений, воспринимающих нагрузки, делают совершенно невозможным сколько-нибудь точный расчет блока, хотя отдельные элементы блока поддаются расчету. Основной встречающийся в эксплоатации дефект - это растрескивание стенок блока от действия сосредоточенных нагрузок, от переменных напряжений, усиливаемых неустраненными термообработкой литейными напряжениями, и наличием литейных пороков, пористости, рыхлости, утяжин, включений шлаков и окислов. Очень часто этот дефект, обязан термическим напряжениям, возникающим от неравномерной температуры стенок (см. стр. 258). В особенно тяжелых условиях работают стенки камеры сгорания и выхлопного канала. На фиг. 155 изображена типичная картина распределения средних температур в стенках блока цилиндров жидкостного охлаждения. Как видно из фигуры, средняя температура достигает наибольшей величины на участке около седла выхлопного канала. Максимальные температуры могут значительно превышать средние. Температура внутреннзй поверхности камеры сгорания достигает 250-300°, тогда как температура наружной поверхности, благодаря высокому значению коэфициента теплоотдачи между стенкой и жидкостью (особенно водой), близка к температуре охлаждающей жидкости. По этой причине в стенках камеры сгорания возникают напряжения. Внутренние волокна оказываются сжатыми, а внешние растянутыми. Величина термических напряжений в некоторых простейших случаях определяется на основании соображений, изложенных на стр. 258-269. Помимо этих неизбежных термических напряжений, на практике термические напряжения очень часто возникают вследствие неудовлетворительной конструкции охлаждающей системы: наличия паровых мешков, местных сужений охлаждающих каналов, застойных карманов и т. д. В таких местах стенки камер сгорания и выхлопных каналов перегреваются. Возникает местное парообразование, сопровождающееся усиленным выделением накипи, которая еще больше ухудшает теплоотдачу. Выделения накипи суживают проходные сечения каналов и могут с течением времени совершенно закупорить их. В результате всего этого перегрев неуклонно усиливается, прочность материала стенок падает и в них под действием внутренних напряжений возникают трещины, выводящие блок из строя. Материал внутренней поверхности стенок камеры сгорания, подвержен разрушительному действию детонации,точнее ее начальных стадий, которые не дают себя знать внешними проявлениями и которых трудно избежать в эксплоата-ции, тогда как сильные формы детонации встречаются очень редко, представляя собой результат исключительно неумелого или небрежного обращения •с двигателем. Действие детонации проявляется сначала в поверхностных точечных дефектах, называемых иногда "сыпью". Если дать дефекту развиваться, то он быстро переходит в обширную эрозию поверхности, сопровождающуюся выкрашиванием отдельных частиц материала и глубокой газовой коррозией металла и неизбежно завершающуюся разрушением стенки. 2851J 85° 1Ю° 135° 160° 185 Ц Фиг. 155, Распрэделение температур в блоке цилиндров мотора водяного охлаждения (по Масленникову). Гораздо чаще, чем поломки и разрушения, встречаются дефекты, обязанные недостаточной жесткости головки, местным деформациям под действием сосредоточенных сил и вследствие неравномерного нагрева. Подобные дефекты сказываются прежде всего на клапанах. Основным условием правильной работы клапана является плотная посадка его на седло^ Между тем при некоторых конструкциях блочных двигателей (схема Ilia и 1116} почти невозможно изолировать гнезда клапанов от' воздействия сосредоточенных нагрузок, обязанных соседству силовых шпилек и вызывающих деформацию седла. Неравномерное распределение масс вокруг клапанных гнезд, неравномерный теплоотвод и т. д. в свою очередь вызывают при нагреве мотора искажение формы седла. Клапан перестает садиться плотно на седло; во время вспышек через неплотности прорываются горячие газы, быстро разрушают фаску клапана и выводят клапан из строя. 240 Среди других дефектов блока часто встречаются случаи нарушения герметичности жидкостных и газовых уплотнений. При конструировании головок обычно опираются на опыт исполненных и проверенных в эксплоатации конструкций. Толщину стенок головки выбирают, главным образом, на основании требований литейной практики. При застывании в форме отливка длиной 1000 мм усаживается примерно на 15 мм. Усадка учитывается размерами модели, но не одновременность застывания, различная степень податливости стержней, смещение стержней nppi сборке формы, коробление отливки в результате возникновения внутренних напряжений в отливке -все это вызывает относительное смещение участков отливки, в том числе и подлежащих точной обработке. В результате таких смещений стенки отливки после механической обработки могут оказаться недостаточно толстыми и прочными. Одной из наиболее частых причин коробления отливок является то обстоятельство, что металл, в тонких сечениях застывающий быстро, усаживается при остывании больше, чем металл в толстых сечениях, застывающих позднее и непрерывно питаемых из литников и выпоров. У отливки блока головок позднее других застывает нижняя стенка с массивными стенками камер сгорания (при заливании формы она расположена наверху). Под действием застывших прежде нее тонких противолежащих стенок в ней возникают напряжения сжатия, тогда как в противолежащих стенках появляются разрывающие напряжения. В результате отливка прогибается по дуге круга, причем максимальная стрела прогиба иногда достигает 3 мм. Для устранения прогиба моделям головок заранее придают прогиб в обратную сторону, и отливка получается более или менее правильной. Толщина обрабатываемых стенок выбирается с таким расчетом, чтобы при всех возможных смещениях, короблениях и колебаниях размеров толщина стенки после снятия припуска и механической обработки не была меньше определенного минимума. Толщина необрабатываемых стенок, смещение которых не имеет большого значения, должна быть достаточно большой во избежание незаливов; она определяется жидкотекучестью и теплоемкостью металла. На практике стенки блока выхлопных и всасывающих патрубков делают толщиной 4,5-6 мм; стенки камеры сгорания - толщиной 8-12 мм; силовые фланцы крепления блока -толщиной 6-10 мм. Ширина ходов для охлаждающей жидкости не должна быть меньше 4-6 мм, так как в противном случае стержни, образующие жидкостное пространство блока, получаются непрочными, легко прогибаются под действием силы тяжести и коробятся при заливке; обеспечить равномерное течение охлаждающей жидкости при каналах малого сечения затруднительно. Фигурные и тонкие внутренние стержни блока головок должны ?ыть хорошо оперты и закреплены. Конструктор должен предусмотреть отверстия для крепления знаков, выбивки стержневой земли и удаления каркаса стержней. Если для этого недостаточно отверстий, необходимых по конструкции блока, то для крепления знаков стержней делают- специальные (обычно круглые) отверстия, впоследствии наглухо закрываемые заглушками на резьбе или шпильках. Их относят подальше от ответственных элементов блока - стенок камеры сгорания, силовых резьб и бобышек и т. д. Стенки блоков должны иметь по возможности равномерную толщину, соединяться друг с другом плавными галтелями, радиусом не менее 4-5 мм. Следует избегать местных утолщений и скоплений материала, которые являются источниками внутренних напряжений в отливке и в которых часто возникают рыхлоты и усадочные раковины. С этой точки зрения большое значение имеет способ крепления блока. Крепление блока небольшим числом силовых шпилек, как например, в схемах Ilia и 1116^ заставляет делать мощные бобышки, которые вызывают неравномерное распределение материала. Сосредоточенные силы передаются через небольшие участки материала; силы эти велики, потому что в этих схемах шпильки служат не только для восприятия сил вспышки, но и для затяжки газового стыка. Орлов-1071-16 • 241 В участках, непосредственно примыкающих к силовым шпилькам, возникают местные перенапряжения, вызывающие неравномерную деформацию и коробление блока, особенно опасные в том случае, когда участки приложения местных сил находятся поблизости от клапанных седел. У мотора фирмы Роллс-Ройс "Кестрель" и "Мерлин", выполненных по схеме Ilia, эти недостатки смягчены тем, что гайки силовых шпилек опираются на массивные траверсы, обеспечивающие раздачу сил на значительные участки материала. Гораздо выгоднее передавать силы большим количеством сравнительно небольших шпилек, как например, в конструкции мотора Испано-Сюиза 12 Ydrs, исполненной по схеме //. Чем длиннее шпильки, тем меньше напряжения, возникающие в них от ударных нагрузок, тем меньше температурные напряжения в системе (см. стр. 245) и тем лучше обеспечена затяжка деталей при всех возможных колебаниях температуры и нагрузок. Еще лучше распределяются силы в случае крепления блока на силовой резьбе большого диаметра, как в схемах, изображенных на фиг. 137-138., или как у мотора Даймлер-Бенц DB 600 (фиг. 32 и 196). Очень большое значение для жесткости мотора имеет конструкция крепления блоков к картеру. При изгибе картера в плоскости осей цилиндров (например, силами вспышки) на стыке блоков и картера возникают сдвигающие силы. Так как нейтральная ось картера при изгибе, повидимому, расположена недалеко от плоскости стыка, то сдвигающие силы на последней достигают значительной величины. Они отчасти воспринимаются силами трения, возбуждаемыми при затяжке стыка. Для того чтобы предупредить всякую возможность относительного сдвига по плоскости стыка, заставить блок участвовать в работе картера на изгиб и повысить тем самым жесткость двигателя в целом, вводят специальные фиксирующие детали - контрольные штифты, центрирующие заплечики на крепежных болтах и т. д. О конструкции этих элементов см. подробнее стр. 614. Существенное значение имеет правильный отвод тепла от камеры сгорания. С целью улучшения теплоотвода теплопроводностью от наиболее нагретых участков в соседние, менее нагретые утолщают стенки, прилегающие к наиболее нагретым участкам камеры сгорания. Охлаждающую жидкость стремятся подвести как можно ближе к выхлопным седлам и направляющим выхлопных клапанов. У мотора Юнкерс 211 (см. фиг. 33) применена конструкция "мокрой" направляющей выхлопного клапана: наружная поверхность направляющей втулки непосредственно омывается охлаждающей жидкостью, вследствие чего улучшается охлаждение выхлопного клапана. Весьма целесообразна система диференциального охлаждения, примененная на моторе Испано-Сюиза 12Ydrs (см. далее стр. 272), заключающаяся в том, что охлаждающая вода подается сильными струями к наиболее нагретым участкам головки. Температура стенок головки должна быть по возможности равномерной для уменьшения в стенках термических напряжений, рбязанных перепаду температур по сечению стенок. В охлаждающих каналах не должно быть застойных карманов и паровых мешков. Охлаждающая жидкость должна отводиться из блока в самой верхней точке; ввод должен быть расположен в наинизшей точке; конструкция рубашки должна допускать полный спуск охлаждающей воды при остановках двигателя. Желательно окружать жидкостной рубашкой не только выхлопной, но и всасывающий канал на всем его протяжении, хотя на практике часто отказываются от рубашки всасывающего канала с целью увеличения проходных сечений последнего. С этой точки зрения конструкция по фиг. 201 предпочтительнее конструкции по фиг. 186 и 209Т хотя она тяжелее последней. Сечения всасывающего и выхлопного каналов должны быть по меньшей мере равны сечению горловины клапана. Это правило обычно выдерживается у всасывающих каналов, у которых можно без опасности для клапана обнажить его направляющую и шток, подняв бобышку направляющей или уничтожив ее вовсе. Не всегда, однако, отдают себе отчет в важности широких 242 проходных сечений для выхода выхлопных газов. Желание предохранить шток и направляющую клапана от действия горячих газов заставляет опускать бобышку направляющей иногда чуть ли не в уровень с горловиной клапана, (ср. фиг. 201), в результате чего сечение выхлопного канала сильно уменьшается. Известен случай, когда увеличение проходного сечения выхлопного канала дало прирост мощности мотора почти на 10%. Блоки цилиндров отливают из сплавов типа Y, RR (состав см. табл. 19-20), обладающих высокими механическими свойствами при повышенных температурах. Для получения точных и высококачественных отливок блоки цилиндров и головок отливают в стержневые формы в жакетах - металлических рамках, фиксирующих взаимное расположение стержней формы. В последнее время часто применяют кристаллизацию отливки под давлением (стр. 623). Блок отливают камерами сгорания вверх; шлаки и окислы, скопляющиеся в обширных припусках на верхней поверхности блока, удаляются при механической обработке. Отливку блока размечают по шаблонам. Обработку ведут по двум основным базам - верхней и нижней плоскостям. Плоскости обрабатывают на вертикально-фрезерных станках наборными фрезами. Сверление и расточка отверстий под направляющие клапанов, контрольные штифты и шпильки крепления подшипников кулачкового валика производят по кондукторам на радиально-сверлильных станках. Очень ответственной операцией является обработка камер сгорания. Эта операция производится на специальных станках или при помощи специальных приспособлений, обеспечивающих нужный объем камеры сгорания. При помощи инструментов с гибким приводом зачищают заусенцы, обрабатывают по шаблонам галтели, зачищают и полируют внутренние поверхности всасывающих и выхлопных каналов и ходов для охлаждающей жидкости. Резьбу у блоков с креплением гильз на резьбе или седел клапанов фрезеруют на резь-бофрезерных станках. Перед ввертыванием гильз, а также перед ввертыванием или запрессовкой клапанных седел блок нагревают до 250-350°. Внутреннюю поверхность блоков бакелизируют или пропитывают под давлением 1-1,5 ати асфальтовым лаком (типа американского лака Hilo). Готовые и окончательно собранные блоки подвергают гидропробе горячей водой или гликолем (у двигателей гликолевого охлаждения) под давлением ,1,5-2 ати. Кроме того, проверяют циркуляцию охлаждающей жидкости в блоке. Для этой цели все отверстия жидкостной рубашки блока заглушают и в блок нагнетают горячую жидкость под давлением 0,5-1 ати. Затем последовательно открывают отверстия и измеряют расход через них. Расходы не должны быть меньше эталонных величин. Отклонение от этих величин указывает на сужение приходных сечений в жидкостном пространстве блока. На собранном блоке проверяют объем камеры сгорания и величину степени сжатия. Одно из приспособлений для проверки объема показано на фиг. 156. Блок устанавливают камерами сгорания вниз. На дно цилиндра наливают 243 Фиг. 156. Приспособление для определения объема камеры сгорания. строго определенную порцию керосина с примесью 30-35% минерального масла (для уменьшения текучести), после чего в цилиндр вводят полый стержень 1 с поршнем 2 и направляющей 5, до упора ограничителя 4 в плоскость блока рубашек. Избыток жидкости через отверстие 5 вытесняется из камеры сгорания во внутреннюю полость стержня 1 и приподнимает поплавок 6 с указателем 7, шкала которого градуирована в единицах объема камеры сгорания (в см3). К приспособлению, кроме того, приложена таблица, прямо указывающая в функции показаний указателя поплавка вес материала, который нужно снять с внутренней поверхности камеры сгорания для получения заданного объема. Заметим, что измерение объема камеры сгорания еще не позволяет судить об истинной величине степени сжатия в данном цилиндре, которая зависит также от расстояния между осью поршневого пальца и днищем поршня, от длины шатуна, от величины радиуса кривошипа и, наконец, от расстояния между осью коленчатого вала и плоскостью крепления цилиндров. Все эти размеры выполняются со строгими допусками во избежание колебания величины степени сжатия в разных цилиндрах данного двигателя и в разных двигателях одной партии. Свечевые втулки . ^ Свечи в эксплоатации часто приходится отвертывать и завертывать вновь, вследствие чего резьба, нарезанная в стенках из сравнительно мягких алюминиевых сплавов, быстро сминается. Во избежание этого в свечевые отверстия головок ввертываются и наглухо в них стопорятся втулки из более твердого материала. Для конструкции свечевых втулок и способа их крепления в головке наиболее важное значение имеет обеспечение теплоперехода от втулки в стенку головок и далее в охлаждающую жидкость. Коэфициент линейного расширения материала втулок должен быть близок к коэфициенту линейного расширения материала головки. В противном случае при нагреве головки натяг в резьбе между втулкой и стенками блока ослабляется и теплопереход ухудшается. Наиболее удовлетворителен с этой стороны как материал для свечевых втулок дуралюмин, но он страдает тем недостатком, что при температуре 250-270° теряет твердость. Чаще всего свечевые втулки изготовляются из алюминиевой бронзы типа БрАЖ или БрАЖМц (состав см. табл. 27), отличающейся жаростойкостью, теплопроводностью и довольно высоким значением коэфи-циента линейного расширения [(16 ч-18) • 10-"]. В последнее время свечевые втулки изготовляют из аустенитной стали, коэфициент линейного расширения которой при рабочих температурах блока достигает 22 • 10~6 и больше. Для улучшения контакта со стенками блока свечевые втулки изготовляются с натягом 0,03-0,04 мм по среднему диаметру резьбы и ввертываются в блок, предварительно нагретый до температуры 250-300°. Свечевые втулки делаются с упорными буртиками (фиг. 157,а) или без них (фиг. 157,6). Втулки обычно стопорятся круглыми штифтами, запрессовыт ваемыми в отверстия, засверленные по внешнему буртику втулки (фиг. 157,а), а у втулок без буртиков - по среднему диаметру резьбы (фиг. 157,6). Штифты обычно стопорятся зачеканкой. Торцы втулок должны быть расположены заподлицо с внутренней поверхностью камеры сгорания. В СССР конструкция свечевых втулок стандартизована (СТУ 65М). Фиг. 157. Конструкция свечевых втулок. 244 Стяжные шпильки Шпильки, притягивающие блоки к картеру, нагружены тремя силами: силой предварительной затяжки, силой вспышки и силой, возникающей вследствие различия коэфициентов линейного расширения материала шпилек и блока и различия их температур. Полное напряжение от этих трех сил, однако, не равно простой сумме напряжений от каждой из этих сил, а зависит от степени упругости шпилек и стягиваемых деталей. Нагрузка силовых шпилек блока представляет наиболее типичный случай нагрузки всех вообще шпилек авиационного мотора. Все они подвергаются предварительной затяжке и действию некоторой постоянной или переменной силы. Многие из них стягивают детали из алюминиевых сплавов. Поэтому все общие выводы, к которым приводит анализ работы силовых шпилек блока, приложимы к большинству шпилек авиационного мотора. Сила предварительной затяжки шпилек выбирается с таким расчетом, чтобы стягиваемые детали не расходились бы ни при каких условиях и на их стыке при самых неблагоприятных обстоятельствах существовал бы известный натяг, величина которого выбирается в зависимости от условий работы и конструкции стыка. Если стягиваемый стык уплотняет газовое пространство цилиндра, как например, в моторах АМ-34, Роллс-Ройс "Кестрель" и т. д., то сила .прижатия стыков должна быть достаточно велика для тото, чтобы обеспечить герметичность стыка во время вспышки. Натяг на менее ответственном стыке, например, на стык$ цилиндрового блока и картера мотора Испано-Сюиза 12Ydrs должен быть достаточно велик для того, чтобы предупредить расхождение под действием силы вспышки стыковых поверхностей, результатом чего может быть наклеп поверхностей, фрикционная коррозия, выбивание масла через стык и т. д. Необходимая сила предварительной затяжки зависит от силы вспышки, однако, как мы увидим впоследствии, прямой пропорциональности между ними нет. Оставляя . пока в стороне вопрос об абсолютной величине силы предварительной затяжки, рассмотрим ее действие на детали системы. Всякий узел, аналогичный узлу крепления цилиндрового блока, можно привести к элементарной схеме, представленной на фиг. 158, изображающей втулку, стягиваемую шпилькой. Пусть сечение шпильки а равно F-., модуль упругости ее материала пусть будет JEJ, соответствующие величины для стягиваемой втулки б пусть будут F2 и Е2. Положим, что, завертывая гайку, мы прикладываем к шпильке силу предварительной затяжки, равную Рр. Простоты ради пренебрежем изменением длины крепежных концов шпильки и будем считать, что длина шпильки равна длине втулки. Шпилька под действием силы Рр растянется на величину Р I PL /4 - ]гГвг> а втулка сожмется на величину Х2 = р . Деформации шпильки и втулки, очевидно, будут относиться друг к другу следующим образом: Фиг. 158. К расчету стяжных шпилек. (а) где ег и е% - относительные деформации, равные соответственно Весьма просто деформации определяются на диаграмме: сила -относительное удлинение (фиг. 159). Будем откладывать на оси ординаты силы, а на оси абсцисс относительные деформации, считая удлинение положительной, а 245 сжатие - отрицательной деформацией. Если явление происходит в пределах пропорциональности, то связь между силой Р и относительной деформацией шпильки е± изобразится прямой линией, тангенс угла наклона которой к оси абсцисс а равен где Y] - масштаб сил и ;л - масштаб относительных деформаций. Аналогично, для втулки: = -E9Ft. (с) -в Р о \(Х Если провести на диаграмме горизонтальную линию, отстоящую от оси абсцисс на расстоянии, соответствующем силе предварительной затяжки Рр, то эта линия отсечет на прямых Р/е точки а и 6, абсциссы которых, как легко видеть, равны соответственно е2 и е±. Положим теперь, что к шпильке прикладывается сила Р.. Эта сила растянет шпильку на величину ДХ или, в относительных обозначениях, Де. Равно на такую же величину уменьшится деформация сжатия втулки, в результате чего сила давления. ?* производимого втулкой на шпильку, ослабнет на величину ДР. Сила давления на шпильку будет теперь равна Фиг. 159. К расчету стяжных шпилек. = РР-ДР. (d) Эта сила будет сжимать втулку. Она же будет уплотнять стык. Обеспечить чтобы эта сила не была меньше определенного значения, и представляет задачу расчета. Вторая половина расчета заключается в определении максимальных напряжений в шпильке и во втулке. Сила, разрывающая шпильку, равна Р' = Р, + Pf = Р, + Рр - ЬР. (е) Величину Д-Р можно найти из следующих соображений. Величина &е уменьшения относительной деформации втулки равна по закону Гука В шпильке та же деформация Де обязана действию разности сил после и до приложения силы Р~- Р'-РР = (Р. + Рр - ДР)-РР = Р- - ДР. Следовательно, относительная деформация шпильки равна Р_ - ДР Приравнивая (f) и (g), получаем после преобразований Р~ 1 + Следовательно, сила Р/, сжимающая втулку и уплотняющая стык, равна (уравнение d): / -^ р -*-- Р ъ т?• ("•) 246 Сила Р', растягивающая шпильку в момент,приложения силы Р.. равна [уравнение (е)]: р _\Р- Р 4- Р (\ -- ^ __\ flQ4* 1 - ±Г - Гр -f- 1 - | J - 7*1 F V V ' У/ 1 т. е. в общем случае эта сила будет меньше суммы силы предварительной затяжки Рр и силы Р2. Она становится равной этой сумме лишь в том случае, если E.2F.2~ = 0, т. е. если жесткость втулки бесконечно мала или, иными словами, если она представляет собой идеально гибкую пружину, характеристика которой представляет собой вертикальную линию. В этом случае второй член стоящего в скобках выражения (19) превращается в нуль и Р'=Рр + Р--. (i) Реально такой случай можно получить, если втулку заменить сильфоном (фиг. 160), в котором поддерживается постоянное давление и который при любых деформациях шпильки действует на нее с постоянной силой Рр. Другую крайность представляет случай, когда жесткость втулки бесконечно велика. При этом E-F- = 0, второй член стоящего в скобках выражения (19) становится равным единице и Р'_р -*- J Р- Фиг. 16'). Схема случая, гр, " когда упругость стягивав- Т. е. в этом случае сила, действующая на шпиль- мой си^ы весьма велика. ку, равна силе предварительной затяжки Рр и не зависит от силы Pz (разумеется, покуда Рр превышает Р:). Из уравнения (19) легко определить необходимую силу предварительной затяжки, если задаться силой Р; фактического прижатия стягиваемых поверхностей. Эту силу выгодно выбрать пропорциональной действующей силе Р.. Пусть Pf = ^Р2, где ^ - фактор пропорциональности. Тогда из уравнения (19) получаем: = i'-n + -W-V (20) Таково расчетное выражение для определения силы предварительной затяжки. Величину •[ для средних условий можно считать равной 0,8 ч- 1. Если стягиваемые детали изготовлены из алюминиевого сплава с Е.2 = 700 000 кг/еж2, а шпильки из стали с EL - 2 100 000 /гг/сж2, то выражение для силы предварительной затяжки принимает следующий вид: РР = PJ(0,8-*-!) - i + з^ ]' где F! и F<> - соответственно площади сечения шпилек и стягиваемых деталей. Расчет весьма удобно производить графически. При определении силы Р', нагружающей шпильку в момент приложения силы Р., мы исходили из условия равенства относительных деформаций Де '247 шпильки и втулки. На фиг. 161 прямые о}) и оа попрежнему изображают изменение е в функции Р для шпильки и втулки- Линия ос изображает силу предварительной затяжки Рр, а точки а и Ь с абсциссами е2 и % - относительные деформации втулки и шпильки при предварительной затяжке. Пусть задана действующая сила Pz. Силу Р', которая будет растягивать шпильку в момент приложения силы Pz, мы определим, найдя на оси ординат точку д, которая отличается тем свойством, что проведенная через нее горизонталь засекает на линии оЪ точку h, отстоящую от точки Ъ на таком же горизонтальном расстоянии Де, на каком отстоит от точки а точка г, засеченная на линии оа горизонталью через точку f, отстоящей от точки д на величину Р.. Это, очевидно, есть условие равенства относительных деформаций >\е втулки и шпильки при приложении силы Р.. Фиг. 161. К расчету стяжных шпилек. Фиг. 162. К расчету стяжных шпилек. Трудное для объяснения построение это выполняется весьма прост о, приемом, изображенным на фиг. 162. Построим, как описано выше, прямую oh, изображающую растяжение шпильки в функции растягивающей силы. На расстоянии Pz от нее по вертикали проведем параллельную ей прямую (пунктирная линия на фиг. 162). Через точку а на прямой oh, имеющую ординатой Рр, проведем под углом р [уравнение (с)] к оси абсцисс прямую as, изображающую сжатие втулки. После этого проведем вертикаль kh через точку г пересечения пунктирной прямой с прямой as. Нетрудно видеть, что это построение повторяет построение фиг. 161, причем условие равенства &е для втулки и шпильки выполняется само собой. Это построение дает все необходимые величины. Отрезок kh в масштабе изображает силу Р', растягивающую шпильку, отрезок Ы - силу Pf, стягивающую стык, отрезки ok ж ks - относительные деформации е'± и ^ шпильки и втулки после приложения силы Р.. Проведя вертикаль через точку я, получим деформации ег и е2 втулки и шпильки после предварительной затяжки. Если требуется найти силу предварительной затяжки Рр, обеспечивающую заданную силу Pf затяжки стыка, то подсчетом находят силу Р', растягивающую шпильки, равную по уравнению (е) откладывают эту силу в виде отрезка kh, как указано на фиг. 163, и через точку г, отделяющую на отрезке kh ^-овую долю отрезка ih, проводят прямую as под углом (3 к оси абсцисс. Ордината точки пересечения прямых oh и as представляет собой, как легко видеть из предыдущих рассуждений, искомую силу предварительной затяжки. Из этого построения мы еще раз убеждаемся, что сила предварительной затяжки Рр при заданной величине силы Pf затяжки стыка отнюдь не пропор- 248 циональна Pz, она зависит от жесткости системы. При заданной жесткости шпильки она резко возрастает с увеличением жесткости стягиваемой детали (т. е. угла (3) и в пределе, при бесконечно большой жесткости ее, становится равной fe/г, т. е. сумме сил Pz и Pf. Сила же Р', растягивающая шпильку, при заданном отношении ^ остается неизменной при любой жесткости системы. Величина ее зависит лишь от действующей силы Pz и необходимой силы Pf затяжки стыка. Мы не принимали до сих пор во внимание деформацию шпильки вследствие различия температур шпильки и стягиваемой детали или вследствие различия коэфициента линейного расширения материала первой. Расчетным режимом для величины предварительной затяжки и фактической силы прижатия стыковых поверхностей является режим холодного мотора, когда мотор дает первые вспышки. Температурная деформация увеличивает затяжку стыка, поэтому режим фиг. 163. К расчету стяжных горячего мотора более благоприятен для гер- шпилек. метичности соединений. Зато на этом режиме увеличиваются напряжения в стяжных шпильках и в стягиваемых деталях, для которых этот режим является расчетным. Пусть tj_ и ?2 - рабочие температуры соответственно шпильки и стягивае- мой детали, и а2 - коэфициенты линейного расширения их материалов. Предположим, что стягиваемая деталь, как это обычно бывает на практике, выполнена из материала, коэфици;-нт линейного расширения которого больше, чем материала шпильки, и что температуры /-_ и t2 не слишком разнятся друг от друга. При нагреве от нуля до температур ^ и t" шпилька и втулка в свободном состоянии удлинились бы соответственно на величины ifa-/! и ?a2i2, где I - длина шпильки и втулки. Разность удлинений равна ?(a2?2 - a-^) или в относительных единицах а2?2 - а]/!- Так как втулка и шпилька стянуты, то эта вели- шпильки, при^, к опре- .\ Фиг. 164. К определению термических напряжений в стяну-той'Системе. откуда чина вызовет сжатие втулки и растяжение чем между шпилькой и втулкой возникнет делению которой мы сейчас перейдем. Явление делается особенно наглядным, если представить себе, что между шпилькой и втулкой введена шайба с относительной толщиной a2i2-a^j (фиг. 164), вследствие чего возникает сила Pt, растягивающая шпильку и сжимающая втулку. Очег видно, что сумма растяжения шпильки и сжатия втулки под действием силы Pt должна быть равна толщине шайбы. Это условие приводит к следующему выражению: Р E9F" Mi / , --- = (<х212 - ос- Я-Р- ElFl 1 + Е (k) (21) •^ зависит EI^! __ n •77* Tv7 от отношения • * * . Она достигает максимального значения при т. е. при бесконечно большой жесткости стягиваемой детали, и резко умень- тр т~\ шается с уменьшением величины этого отношения. При -рА-^г- = со, т.е. при J-j .?Jb 2 весьма малой жесткости стягиваемой детали, сила Pt = 0. Полная сила, 249 растягивающая шпильку [см. уравнение (19)] будет ~ ILL-__ (29^ /? т/ • V^^V Сила затяжки стыка при действии силы Pz на горячем моторе будет Р; = Р, + PI = Р" •- Р2 = Рр + (аа"8 [^ ап ?ln p- (23) Фиг. 165. К расчету стяжных шпилек на термические напряжения. Сила .Р*, сжимающая блок, будет иметь максимальное значение в периоды, когда отсутствует сила Pz. Она равна (24) В выражения (22)-(24) не входит длина шпилек. Это показывает, что при равенстве длин шпильки и стягиваемой детали ни затяжка стыка, ни напряжения в шпильке не зависят от абсолютной длины шпильки. При равенстве прочих условий эти величины теоретически будут одинаковыми в случае, если шпилька, например, стягивает фланец из алюминиевого сплава толщиной Юлш или блок цилиндров высотой в 300 - 400 мм *. Вся совокупность явлений легко поддается графической интерпретации. Пусть Рр (фиг. 165) - определенная аналитически по формуле (20) или построенная по фиг. 163, предварительная сила затяжки, а е2 и ег - вызываемые ею в стягиваемой детали и шпильках относительные деформации. Если к отрезку, изображающему сумму этих деформаций, прибавить отрезок, изображающий величину а2/2-а-^ (фиг.165), О Фиг. 166. Схема графического расчета стяжных шпилек. и расположить его по горизонтали так, чтобы концы его совпали с прямыми оа * Практически на величину напряжений влияют концевые условия, которые мы в изложенных выше рассуждениях не принимали во внимание. Упругие и остаточные деформации витков резьбы, сминание опорных поверхностей подкладных и контрящих шайб и т. д.-все это может заметно снизить максимальные напряжения в шпильках. У коротки-х шпилек относительное значение концевых условий гораздо больше, чем у длинных, поэтому •при прочих равных условиях напряжения у них могут снизиться больше, чем у длинных шпилек. По этой же причине короткие шпильки после затяжки легче слабнут в эксплоа-тации, особенно под действием пульсирующей нагрузки- В тех случаях, когда необходимо обеспечить безусловную герметичность стыка целесообразно применять длинные шпильки или вводить какой-либо другой упругий элемент, автоматически выбирающий остаточные деформации, могущие возникнуть в системе- 250 и ob (точки f и #), то, как очевидно из предыдущего, это построение будет изображать состояние системы после нагрева; отрезок cd представит силу Pf, а проекции отрезков fa и д'Ь на ось абсцисс изобразят относительные деформации е'2 Ц,^ втулки и шпильки после нагрева системы. Наиболее удобна для практических целей форма графика, представленная на фиг. 166. Под углом а [см. формулу (Ь) на стр. 246] на графике наносят линию оа деформаций шпильки. Откладывая на оси ординат силу предварительной затяжки Рр, проводят горизонталь до пересечения с линией оа. Через точку пересечения проводят линию под углом [3 к горизонтали [см. формулу (с) на стр. 246]. От точки пересечения этой линии с осью абсцисс откладывают отрезок а2?2-ai*i и через крайнюю точку е этого отрезка снова проводят линию под углом (3 к оси абсцисс. После этого откладывают по вертикали отрезок Pz так, чтобы крайние его точки совпали с линиями оа и eb. Ордината точки а встречи прямой Pz с линией оа представляет полную силу Р", растягивающую шпильку. Отрезок fg изображает силу затяжки стыка Р' на горячем моторе при действии силы Pz, а отрезок /jfc, построение которого ясно из чертежа, представляет силу затяжки стыка Pf в холодном состоянии также при действии силы Р.. После всего сказанного нетрудно решить графически и обратную задачу, т. е. при известных E^F^\EZF^PZ] Р/; ос2; ?2; at; t± найти силу предварительной затяжки Рр, которая обеспечила бы заданную силу сжатия стыка Pf и при которой не было бы превышено определенное значение Р", заданное условием прочности шпилек. На практике жесткость стягиваемых деталей часто бывает значительно больше жесткости шпилек. В таком случае можно пренебречь EiFi членом • -~~ в уравнениях (h), (19) и (21). У равнение (h) тогда дает: Силу затяжки стыка Pf принимают равной 0,25-0,4 Р.. В таком случае Рр = (1,25-г-1,4) Р.. Сила Pt от тепловой деформации в таком случае равна [уравнение (21)] Фиг. 167. Предельный ключ. Полная сила, растягивающая шпильку на горячем моторе, по уравнению (24) равна Р" = Рр + Р, = (1,25 ~ 1,4) Pz + (а2*2 - а-^ВД. Расчет этот, однако, дает преувеличенные значения для силы предварительной затяжки и для силы, разрывающей шпильки в момент приложения силы Pz. Как мы видели выше, сила предварительной затяжки оказывает большое влияние на величину напряжений в шпильках и на затяжку стыка в момент приложения действующей силы. Поэтому на практике очень важно точно выдерживать расчетную силу предварительной затяжки. Это достигается одним из следующих трех способов: 1) затяжкой шпилек предельным ключом, ограничивающим максимальный момент затяжки, 257 2) поворотом гайки при затяжке на некоторый вполне определенный угол, 3) измерением вытяжки шпильки. Типичная конструкция предельного ключа изображена на фиг. 167. Муфта б ключа, ведомая зубом головки в, соединена со стержнем ключа а пальцем г, упирающимся в косой прорез в теле муфты. Муфта б может скользить вдоль стержня а и прижимается к головке ключа пружиной д. При превышении расчетного усилия палец г, отжимая пружину, заставляет муфту опуститься вниз по стержню, вследствие чего зуб муфты выходит из паза на головке и головка выключается. Применяются также динамометриче-ские ключи, позволяющие измерять в каждый данный момент силу затяжки. Этот способ не обеспечивает необходимой точности затяжки. Усилие, необходимое для завертывания гайки, сильно колеблется в зависимости от состояния резьбы и других факторов. Поэтому шпильки, затянутые одним и тем же предельным или динамометрическим ключом, могут быть вытянуты на разную длину. При втором способе гайка от руки или при помощи слабого предельного ключа завертывается до плотного соприкосновения с опорной поверхностью, т. е. до такого положения, с которого собственно начинается вытяжка шпильки. После этого гайку при помощи ключа поворачивают на вполне определенный угол v, величина которого определяется по заданной силе затяжки Рр из следующих соображений. При затяжке шпильки гайка должна выбрать величину растяжения шпильки ^i = jjrjr и сжатия блока Х2 = ----|-- Перемещение гайки относительно шпильки в осевом направлении будет Тангенс угла наклона у ниток резьбы по среднему диаметру резьбы равен где s - шаг резьбы; d - ее средний? диаметр. При затяжке на величину X каждая точка гайки, расположенная на среднем диаметре резьбы, пройдет путь, равный т { ' - -F- E2F Этот путь представляет собой дугу круга с радиусом - и центральным ij углом v; длина дуги равна -v (где v - в радианах) или у 360 v° (гДе v° - в градусах). Приравнивая последнее выражение выражению (1), получаем 2 360 откуда (25) где s - шаг резьбы в мм; Рр - необходимая сила затяжки в кг; I - длина шпильки в мм; Рг и F2 - соответственно площади сечений шпильки и стягиваемой детали в мм2; Е^ и Е2 - модули упругости материала шпильки и стягиваемой детали в кг/мм2. Угол затяжки, как видно, не зависит от диаметра шпильки. 252 i Для точного измерения угла v ключ снабжается стрелкой, кончик которой движется по циферблату, неподвижно укрепленному на детали (фиг. 168). Обычно шпильки блока затягивают следующим образом- Сначала выбирают все зазоры в системе, "осаживая" блок затяжкой всех гаек до отказа. Затем все гайки отвертывают и снова завертывают их от руки до плотного соприкосновения с опорными поверхностями. После этого все шпильки в определенной последовательности (в шахматном порядке, или "змейкой") затягивают на угол---t и потом на остальную часть угла. Этот способ несомненно точнее первого, хотя и в нем имеется источник ошибки, заключающийся в трудности определения истинного момента начала затяжки. При некотором монтажном опыте эта ошибка может быть сведена к минимуму. / Наиболее точен способ непосредственного измерения вытяжки шпильки 1..F- при помощи микрометра или индикатора. К сожалению этот способ применим только в тех случаях, когда возможно приставить губки измерительного прибора к обоим концам шпильки или болта. Этот способ применяется преимущественно для контроля затяжки болтов, стягивающих шейку разборных коленчатых валов звездообразных двигателей (см. стр. 579). Пример. Блок цилиндров мотора, имеющий в сечении вид, изображенный на фиг. 169, притягивается шпильками из стали Х2Н диаметром 18 мм, расположенными между цилиндрами. Положим, что силу вспышки Pz = 9000 кг воспринимают четыре ближайшие к цилиндру шпильки с общей площадью сечения 10 см2 и что сила затяжки этих шпилек распространяется лишь на ближайший к цилиндру участок блока, ограниченный линиями 0-0 (фиг. 169), с площадью сечения 30 смг. Блок выполнен из алюминиевого сплава с Е2 = -700 000 KS]CMZ, модуль упругости стали J2- = = 2 100 000 кг/см2. Коэфициент линейного расширения материала блока а2 =22 • 10-6, стали с^ =11- 10~6-Температура блока и шпилек на работающем моторе t __ f __ ОА° И - to - 6U . Фиг. 1G8. Измерение угла затяжки гайки. Фиг. 169. К примеру расчета стяжных шпилек. Сила предварительной затяжки шпилек Рр =1,25 Pz =11300 кг. Предварительная затяжка производится при 0°. Найти минимальную силу Pf затяжки стыка при вспышке в холодном состоянии и максимальное напряжение в шпильках и блоке. Решим задачу графически. Пусть масштаб сил: 1 мм =200 кг] масштаб относительных деформаций 1 мм =0,00002. Е^Рг =21 • Ю6; E,F2 =700000- 30 = 21 • Ю6. Следовательно: E-F- -=-5-F- и по уравнениям (Ь) и (с) tga = tg^°'00002 200 •21 • Ю6 = 2,1. 253 Относительный температурный натяг равен - (а2 - <*i) = 80(22 • 10~6 - 11 • 10~6 ) = 0,00088- Все построения выполнены на фиг. 170. Сила затяжки Р/ при вспышке на холодном моторе равна 7000 кг или 78% силы вспышки Р-. Максимальная сила Р", растягивающая шпильки, равна 25 000 ке; следовательно, напряжение в шпильках составляет 25000 10 2500 кг/см2, . что близко к пределу усталости для негладких образцов из стали Х2Н. Сила затяжки стыка Pf тах ПРИ вспышке на горячем моторе равна 16000кг или 180% силы вспышки. Максимальная сила PJ, сжимающая блок в промежутках между вспышками, составляет 20 800 кг; напряжение сжатия в блоке от этой силы достигает 20800 ~ТсГ = 690 кг/см2, что также близко к пределу усталости для литого алюминиевого сплава при работе на сжатие. Угол v, на который нужно завернуть гайки шпилек при предварительной затяжке, определяется из формулы (25). Пусть длина шпилек I - 260 мм, шаг резьбы s =1,25 мм и средний диаметр резьбы 18 мм. Тогда _ 360 - - 360 1,25 21 • 106 - - 360 • 0,225 = 81°. На практике очень часто встречаются случаи, когда стягиваемая шпильками деталь имеет переменное сечение по длине или когда шпильки стягивают Phz 28000\ VI- 0.0005 0,001 0,0015 цоог Фиг. 170. К примеру расчета стяжных шпилек. Фиг. 171. К расчету шпилек, стягивающих детали разного сечения. несколько деталей из разных материалов и с разными сечениями, как схематически изображено на фиг. 171. Если /', /", V"- ... - длины разнородных участков, причем Г + I" + I"' ... = /, и если значения фактора EF для этих участков равно соответственно E'JE"^; E'2F"2..., то фактор жесткости E2F2 в уравнениях (19) - (25) можно заменить приведенным фактором жесткости, который определяется из следующих соображений. Положим, что на сложную систему, вроде изображенной на фиг. 171, действует сила Р. Полная деформация X системы под действием силы Р представляет 254 собой сумму деформации элементов системы под действием той же силы: Р1' Р1" А = )/ + >."+... И Т. Д. = -.-г- + -"- + ... И Т. Д. Л2*2 bZL 2 Относительная деформация системы равна PV . Р1 , +'• • • и т- Д-.22 E22 Приведенный фактор жесткости системы (§$ равен ' ---;---Ь • • • И Т. Д. 7 771 771 7 77" P -•--2*2 "V $ Введя эту величину в уравнения (19)-(25) вместо фактора EJF^ можно вести расчет аналитическим и графическим путем так, как указано выше. Выражение для величины температурного натяга ДХ в этом случае напишется так: или в относительных единицах 7/ f f Т" па Де = - а2 /2 + -=- а2 .2 +---и ,т. д. - а-.*-, (т) V v Сумма относительных деформаций элементов системы может быть выражена аналогично (k) в функции силы температурного натяга Pt следующим образомг . I' Pi , I" Pt , , Pt , ^ be =-----,-;--1-----"-^--г ••• и т. д. -f- ---. (п) Приравнивая (т) и (п), получаем / /' , , 1" " " \ I ь ' ,' . у ' 1 _j_ м __ / 1 7? 7? 1 = ~ Р J57-F- ' I" ЕгРг ~~ = 1 -j------7^-f--1------^-=--Ь ... и т. д. Т" 412 + Т" а*2*2 + • • • и Т-"! Д- - a^i) EiFi На практике часто приходится иметь дело с тонкостенными конструкциями сложной конфигурации, элементы которой, кроме чистого сжатия, подвергаются продольному изгибу. Так например, стенки блока рубашек мотора АМ-34 при сжатии выпучиваются наружу на довольно значительную величину (до 0,5 мм), вследствие чего жесткость блока очень сильно уменьшается по сравнению с расчетной величиной. Деформации продольного изгиба поддаются определению аналитическим путем лишь в отдельных простейших случаях. Для надежного /расчета подобной системы необходимо предварительно измерить фактические деформации системы на испытательной машине в функции сжимающей силы. Линия Р/1 может при этом значительно отклониться от расчетного течения и даже приобрести криволинейный характер из-за переменности числа элементов, подвергающихся продольному изгибу при различной нагрузке. Полученную при испытании кривую наносят на график (подобный изображенному на фиг. 166) вместо прямой еЬ', далее производят расчет, как описано выше. В большинстве случаев экспериментальную кривую Pjl можно 255 заменить прямой, угол J3 наклона которой к оси абсцисс позволяет определить приведенную условную жесткость системы &'%' из выражения где ji - масштаб относительных деформаций и т, - масштаб сил экспериментальной кривой. После этого расчет ведут как обычно. Пример. Четыре шпильки диаметром 18 мм и длиной 260 мм стягивают блок головок высотой 60 мм и блок рубашек высотой 200 мм (выполненные из алюминиевого сплава). Площадь сечения блока рубашек 30 см2, блока головок 100 см2. Условная приведенная жесткость (&"$' стягиваемых деталей, определенная опытом, равна 7 • Ю6. Все остальные данные такие же, как в предыдущем примере. Определить максимальные напряжения в шпильке, в блоке головок и в блоке рубашек и силу затяжки при вспышке на холодном и горячем моторах. О 0,0005 0,00! ' 0.0015 0.002 0,UUL5 0,00л Фиг. 172. К примеру расчета стяжных шпилек. Решая задачу попрежнему графически и сохраняя прежние масштабы сил и относи тельных деформаций, находим Относительный температурный натяг попрежнему равен 0,00088. Построением (фиг. 172) находим искомые величины (в скобках приведены решения предыдущего примера): Сила затяжки стыка при вспышке на холодном моторе Р. - 9500 (7000) кг Сила затяжки при вспышке на горячем моторе. . . . P. mav = 13 800 (16 000) кг J ГПаХ. Р" Напряжение растяжения в шпильках ............ а' = -^- = 2260 (2500) кг]смг Рг Р" Напряжение сжатия в блоке рубашек...........о* = 540 (690) кг/см* Напряжение сжатия в блоке головки •=162 кг /см"- Как видно, уменьшение жесткости стягиваемых деталей благоприятно отзывается на всех расчетных величинах: минимальная сила затяжки стыка увеличивается, напряжения растяжения в шпильках и сжатия в стягиваемых деталях уменьшается. Однако продольный изгиб вызывает в стягиваемых деталях дополнительные напряжения, величина которых с трудом поддается аналитическому определению и которые следует определить экспериментальным путем. 256 Угол затяжки гаек по уравнению (25) равен Р 7 / 1 v° = 360 ±?_ ( --- S \Е^ ^360И300.260 = 161°, "?, е. значительно больше, чем в предыдущем примере. •"• В заключение упомянем о некоторых способах устранения термических напряжений в- системе стянутых разнородных деталей. \ На двигателях Бристоль "Юпитер", "Титан", "Люцифер" и "Черуб" (1922- 1927 гг.) головки из алюминиевых сплавов притягивались к стаканам цилиндров при помощи шпилек. Проходящие через наиболее нагретые массивные части головки длинные шпильки не один раз лопались при работе мотора. Конструкторы мотора устранили термические напряжения в шпильках, удлинив их Фиг. 173. Головка мотора Ьристоль "Черуб"; а-инвар- ная втулка. Фиг. 173а. Способ устранения тепловых напряжений в вале крыльчаток многоступенчатого нагнетателя. •(фиг. 218) и введя между гайками .шпилек и головкой втулки из инвара,-высоконикелевой стали, коэфициент линейного расширения которой практически равен нулю (см. стр. 163). Головка маломощного трехцилиндрового двигателя Бристоль "Черуб" изображена на фиг. 173. Головка имеет особую форму, обусловленную "лежачим" расположением клапанов, и притягивается к стакану шпильками. Необходимую для полной разгрузки шпильки от термических напряжений длину инварной втулки можно найти из условия, что алгебраическая сумма тепловых деформаций элементов системы Де = 0 [уравнение (т)]. Пусть в уравнении (т) индекс ' относится к стягиваемой части головки, индекс"-к инварной втулке. Из уравнения получаем Положив а' -'".-2 + Z"-4 4 - taj^ = 0. О, получаем следующее выражение для длины шпильки I: 7 __ Допустим, что средние температуры головки и шпильки t^ и ?г одинаковы, что коэфициент линейного расширения материала головки о^- 22-10~6, шпильки аг = 12 • 10- 6. Тогда . Ю 10 - = 1,84г. ~ 12 • 10~6 Так как длина инварной втулки Г =1 - Г, то Г --=? I 1,84 = 0,45/, Орлов-1071- 1', 257 т. е. длина инварной втулки должна быть равна примерно половине длины стягиваемой части головки. В позднейших моторах такой способ устранения температурных напряжений не встречается. Более целесообразен способ изготовления шпилек из ау-отенитных сталей, коэфициент линейного расширения которых доходит до (18-ч- 22). 10~6, т. е. приближается к коэфициенту линейного расширения алюминиевых сплавов, вследствие чего термические напряжения сводятся к минимуму . В одной конструкции автор настоящей книги применил своеобразный способ устранения тепловых напряжений в системе, состоящей из длинного стального вала с насаженными на нем несколькими дуралюминовыми крыльчатками (фиг. 173а). Разность удлинений ступиц крыльчаток и вала в пусковые периоды (когда крыльчатки нагреваются от сжатия воздуха, а вал еще остается холодным) по расчету достигала - 1,о мм. Между ступицами были введены стальные распорные кольца с двухсторонними конусами- Угол конусности "можно выбрать так, чтобы радиальные деформации ступиц крыльчаток парализовали натяг, возникающий от осевых деформаций, и чтобы конические поверхности ступиц при расширении перемещались вдоль конических поверхностей распорных колец. Тепловые напряжения можно таким образом ликвидировать или во всяком случае сильно ослабить. Вместе с тем это устройство всегда обеспечивает центровку крыльчаток, которая в иных условиях могла бы нарушиться в результате образования зазора между валом и ступицами крыльчаток при нагреве последних. Теплоные напряжения В этом разделе речь идет о тепловых напряжениях, возникающие в стенках, подвергаемых с одной стороны нагреву, а с другой стороны охлаждаемых и лишенных возможности деформироваться так, как того требует закон теплового расширения волокон материала. а Фиг. 174. К определению термических напряжений в плоской стенке. Величину тепловых напряжений в простейшем случае плоской стенки можно найти, руководствуясь следующими элементарными соображениями. Представим себе неограниченно высокую и длинную плоскую стенку толщиной 6-, через которую в направлении, перпендикулярном ее плоскости, проходит равномерный тепловой поток. Пусть поверхность стенки, обращенная к источнику тепла, имеет температуру /х, а противоположная поверхность - темпера-ТУРУ *2" причем 1г > f2. Как известно из теории теплопередачи, изменение температуры поперек стенки изобразится прямой линией. Средняя температура стенки будет равна 1\ -т- t" • ' 258 Iff tit \ Вырежем из стенки прямоугольный элемент (фиг. 174,а) длиной и шириной равной единице. Рассечем стенку мысленно на ряд весьма тонких параллельных слоев и предположим сначала, что слои могут свободно расширяться, подчиняясь законам теплового расширения. Слои, нагретые выще температуры fcp, удлинятся по сравнению со средним слоем, имеющим температуру /ср, слои же с температурой, меньшей tcpi приобретут размеры, меньшие размера среднего слоя, и пластинка примет вид, изображенный на фиг. 174, б. Если пластинка сохраняет при нагреве плоскую форму, то все слои должны иметь одинаковые размеры, равные размеру среднего слоя. В такой пластинке наиболее нагретые слои под действием соседних слоев сжаты (фиг. 175, а), а наименее нагретые - растянуты (фиг. 175,6), каждый по двум взаимно перпендикулярным направлениям. Напряжения сжатия и растяжения, возникающие в слоях, легко определить по величине удлинений (или укорочений) последних. Как известно из теории упругости, относительное удлинение тел, подвергнутых действию взаимно перпендикулярных сил, выражается следующим образом. Относительное удлинение по оси х (фиг. 175): --- ... . ,"" 1 ' 1 1 t т 1 ' 'г У С Фиг 175. к определению термических напряжений в плоской стенке. 'х Е Относительное удлинение по оси у. (а) (Ь) где Е - модуль упругости первого рода; т - пуассонова константа, представляющая собой отношение абсолютных величин поперечного удлинения е и сжатия е в случае простого растяжения по оси х X У Для случая = 3 откуда Ее- ш-1' v ' Определим теперь относительные удлинения. Для крайних, наиболее нагретых слоев относительное удлинение равно и=а1---Чг^- - **} = - я^=А . (d) 2 где a - коэфициент линейного расширения материала пластинки. Для крайних, наименее нагретых слоев: Ср (е) Подставляя эти выражения в уравнение (с), получаем максимальные значения напряжений в пластинке = + Ел -max - J- т 1г - т- I 2~ (26) 259 Напряжения в стенке распределяются по закону прямой линии, совершенно аналогично закону изменения температур. о лЛЛ"" Мы предполагали при этом выводе, что пластинка не меняет своей формы под действием нагрева. В случае плоской пластинки осуществление этого условия требует специальных конструктивных мер, например, устройства жестких направляющих, предупреждающих коробление пластинки. На практике встречается ряд случаев, когда условие постоянства формы выполняется более или менее точно без всякого вмешательства извне благодаря форме самого тела. Таков, например, случай полого шара, не Фиг. 176. К определению термических напряжений, ослабленного вырезами или отверстиями. Стенки такого шара при одностороннем нагреве (или охлаждении) не меняют своей формы (точнее, меняют ее весьма незначительно) и будут испытывать напряжения, аналогичные определяемым по формуле (26), разумеется, с поправкой на криволинейность стенки и на иное, чем в плоской пластинке, распределение температур. Таков же случай полого цилиндра, подвергнутого одностороннему нагреву (или охлаждению), если рассматриваемые участки достаточно удалены от свободных концов цилиндра и если отсутствует температурный градиент по оси цилиндра. ' Если же тело имеет возможность свободно деформироваться под действием одностороннего нагрева, то термические напряжения заметно уменьшаются и при известных условиях могут исчезнуть вовсе. В разобранном выше примере плоская пластинка, подвергнутая одностороннему нагреву и предоставленная самой себе, изогнется по шаровой поверхности (фиг. 176, а). 1епловые напряжения при этом значительно ослабнут и могут стать равными нулю, если пластинка достаточно тонка, сделана из материала с малым модулем упругости и может изогнуться настолько, что наружные волокна ее будут иметь длину 1 + а (*--"--,), а внутренние 1 -.а (tcp- fa). Радиус шаровой поверхности, соответствующей этому случаю, будет, как легко доказать, равен где s - толщина стенки. На практике часто встречается случай, когда стенка может более или менее свободно изгибаться в одном направлении, сохраняя свою форму в другом направлении. Так например, если пластинка может свободно изгибаться по цилиндрической поверхности, как изображено на фиг. 176, б, то напряжения по оси у ослабляются или уничтожаются совершенно, тогда как напряжения по оси х сохраняются в полной мере. Величину этих напряжений найдем, положив в уравнении (а) <зу - 0. Тогда Так как по уравнению (е) = a Е ' *i-*2 r _ G _ 260 L ФИР. 177. Деформация концов цилиндра под действием термических напряжений.. Таким образом уравнение (26) изображает максимальное значение тепловых напряжений, когда стенка не меняет форму, а уравнение (27) - значение напряжений, когда стенка может изменять форму в одном направлении. В промежуточных случаях значение напряжения колеблется в пределах, определяемых уравнениями (26) и (27). Таков, например, случай стенок свободного конца ("юбки")цилиндра двигателя внутреннего сгорания, которые под влиянием температурного перепада и возникающих в них тепловых напряжений могут до известной степени деформироваться по оси цилиндра, сохраняя в то же время кольцевую форму в плане. Свободные концы цилиндра при этом принимают воронкообразную форму, как в преувеличенном виде изображено на фиг. 177. Такое же явление происходит у свободного конца головок двигателей воздушного охлаждения. Для предупреждения такого "раскрывания" головки, нижний конец ее охватывают стальным кольцом или снабжают массивным ребром с целью увеличения жесткости в радиальном направлении (ср. фиг. 236). В случаях, когда деформации невозможны, тепловые напряжения следует определять по формуле (26). Формулы (26)-(27) выведены для плоской стенки и для случая прямолинейного падения температуры поперек стенки и могут служить для определения напряжений в цилиндрических и сферических стенках, в которых температура падает по другому закону, лишь в качестве первого приближения, - в случае если отношение толщины стенки к ее радиусу невелико. Температура поперек цилиндрической стенки изменяется, как известно, по логарифмическому закону (23) 2Х а в случае сферической, стенки - па закону Фиг. 178. К определению термических напряжений. гДе Qh - количество тепла, переходящего через стенку в единицу времени на единицу внутренней ее поверхности; Пг и 1>2 •- соответственно внутренний и внешний диаметры стенки; X - ко-эфициент теплопроводности, tv-температура внутренней стенки. Выведем в общем виде формулы для определения тепловых напряжений в недеформирующейся стенке. На фиг. 178 изображен элемент стенки толщиной s, температура в котором изменяется по произвольному закону, например, по закону, изображенному на фиг. 179. Выделим из стенки двумя параллел-ными сечениями элементарный слой толщиной dx, находящийся на расстоянии х от наружной поверхности стенки. Пусть температура этого слоя равна t. Если бы слой имел возможность свободно расширяться, то он удлинился бы (на единицу длины) на величину a.(t-tcp). Однако вследствие того, что элемент стенки сохраняет свою форму, слой удлиняется настолько, насколько удлиняется весь элемент. 267 Обозначим относительное удлинение всего элемента через е. Разность удлинений, которая вызовет напряжения, будет Так как слой удлиняется в двух взаимно перпендикулярных направлениях, то для определения напряжений воспользуемся уравнением (с): Е (f) Решение задачи таким образом сводится к определению действительного удлинения е бруска, температура которого изменяется по заданному закону. Рассечем брусок плоскостью, перпендикулярной оси у (фиг. 178), и заменим действие напряжений а внешними силами. На плоскость сечения, очевидно, будет действовать сила Ч f adx. о Условие равновесия бруска требует, чтобы проекция этой силы на плоскость, перпендикулярную оси ж, была равна нулю. Приравнивая интеграл сил нулю и выражая в нем о через уравнение (f), получаем s • f е l dx о г" y.lcp J dx о или я = a - / / их - /ср . Фиг. 179. К определению термических напряжений в криволинейной стенке. Подставляя это выражение в уравнение (f), получаем (30) Для случая растяжения (или сжатия) только в одном направлении (схема фиг. 176, б) уравнение (30) приобретает следующий вид: tdx - t. .(31) Таким образом мы пришли к выражениям, совершенно аналогичным вы- s ражениям (26) и (27). Величина - / tdx ~ tlp представляет собой высоту о прямоугольника с основанием s, площадь которого равновелика площади температурной диаграммы (прямоугольник cabd на фиг. 179). Кривая \г-t., в соответствующем масштабе изобразит напряжения в волокнах бруска, если принять линию аЬ за ось диаграммы. На этой диаграмме положительными будут сжимающие напряжения, а отрицательными - растягивающие. Среднюю температуру тел вращения можно определить, положив где dF =<2i:RdR-площадь элемента основания поперечного сечения стенки толщиной dR (фиг. 180). Если En, -= lcp 2 по правилу Гюльдена-Паппуша: ---средний радиус стенки, s - толщина стенки, то = 2кГ1ЩЛК. (g) Левая сторона этого уравнения представляет объем кольца, сечение которого - прямоугольнике основанием "не искомой высотой ?ср, а левая сторона - объем кольца, сечение которого представляет собой температурную диаграмму. Из уравнения (g) получаем TI р Величины t -r- представляют собой уменьшенные в отношении ^- ординаты t, сР -r, гР с Эти величины легко получить графически. Спроектируем (фиг. 180) произвольную точку 1 температурной диаграммы на вертикаль, проведенную на расстоянии Еср от оси вращения и соединим полученную точку 2 с центром Фиг. 180. К определению средней температуры стенок цилиндра. вращения 0. Луч 2-0 отсечет на ординате точки ./точку 3, ордината которой, как легко доказать, представляет собой искомую величину. Производя подобные построения, получим кривую 1\-?'2. Высота прямоугольника a'b'c'd', равновеликого площади этой кривой, и даст искомое значение ?ср. По Лоренцу тепловые напряжения в цилиндре равны ~ *2/ ri /Q9\ ,---О, (64) т - 1 где С для растягивающих напряжений равно С = для сжимающих напряжений Здесь г обозначает -, Пример. Определим тепловые напряжения в цилиндрических стенках каморы сгорания двигателя жидкостного охлаждения. Внутренний диаметр камеры сгорания 263 j)l = 155 мм, наружный D2 = 175 мм. Внутренняя поверхность камеры сгорания равна 350 см2. Теплопроводность 'материала стенок -у =140 кал/мчас °С. Коэфициент линейного расширения а = 24 • 10- 6. Цилиндр развивает 80 э. л. с. Допустим, что теплоотдача в охлаждающую жидкость эквивалентна 60% эффективной мощности и что через стенки камеры сгорания проходит 50% этого тепла (остальные 50% - через стенки цилиндра). Количество тепла, проходящего в час через стенки камеры сгорания, равно Q'h = 80 • 632 • 0,6 • 0,5 = 15 200 кал/час. Тепло'переход на единицу внутренней поверхности камеры сгорания равен h = ~ = 420 000 кал/час • м2. По уравнению (28) ' QfrD-ln---^ 4 2 0 00 0 . 0 , 1 5 5 1 п. 1 , 1 3 ,2 . Тепловые напряжения по формуле Для плоской стенки [(формула 26)] равны в -gg т ti-1* max m - 1 2 * Для алюминиевого сплава с Е = 750 000 кг/см2 и а = 24 • 10~6; т = 3,8. атах = 75Q 000 • 24 • 10~6 • 1,36 • 14 = 340 кг/см*. Поправочные коэфициенты по Лоренцу: для сжатия _ 2 _ _J ___ 2_ _1_ _ . С = "^ ~ ", R2 ~ 0,28 ~ 0,12 "" ~ Д°; для растяжения 0,12 0;28 0,12 Следовательно, растягивающие напряжения zp = 0,9 • 340 = 310 кг/см2; сжимающие напряжения - -= 1,15 • 340 -= 390 кг/см*. с ' К этим напряжениям присоединяются напряжения от сил вспышки, разрывающие стенки камеры сгорания. Напряжение о от силы вспышки равно где pz - максимальное давление вспышки, кг/сл1'2. Положим, что pz =42 кг/см2, тогда 42 • 15,5 ___ . , арг = -2-^- = 32о кг/ел"8. Таким образом тепловые напряжения по величине приблизительно равны напряжениям от сил вспышки. Суммарное напряжение растяжения на внешней поверхности стенок камеры сгорания равно Стр = 310 + 325 = 635 кг/см*.- Посмотрим, как влияют на величину тепловых напряжений условия охлаждения. Из формул (26), (27) и (32) видно, что тепловые напряжения пропорциональны разности температур. На фиг. 181 приведено известное из теории теплопередачи построение для определения температурного перепада 264 в стенке, разделяющей две жидкости, из которых одна имеет температуру f, а другая t'2 (другой способ [решения той же задачи см. фиг. 248, 260 и 261). Будем откладывать по оси абсцисс в известном масштабе длины (в м), а по оси ординат температуры. Построим на диаграмме толщину стенки s в м, отложим по обе ее стороны по вертикали температуры 1\ и t'a и на прямых этих температур, как на осях, отложим соответственно величины - и - 7 Л. ** /С- ' где k^-коэфициент теплоотдачи от первой жидкости к стенке, а fc2 - от стенки ко второй жидкости г. Величины ~- и -j-, как легко видеть, имеют линейную. размерность. Соединим полученные этим построением точки А и J5; точки встречи прямой АВ с прямыми, ограничивающими стенку, дадут температуру ее поверхности f. и tv Положим s = 10 мм; /сх = 750 кал/м?час°С-А-2 =: 2000 кал!м*час °С; t; = 650°; i'z = 70°; X = 140 кал]м2час °С. Фиг. 181. Графическое определение температур в сечении плоской стенки, разделяющей жидкости. Из фиг. 181 можно сделать ряд выводов. Перепад температур, а следовательно, и тепловые напряжения возрастают с увеличением угла наклона прямой АВ, т. е. с уменьшением теплопроводности материала стенки и увеличением коэфициентовтеплопередачи /^ и fc2. В случае стенки камеры сгорания величина k± задана величиной мощности, развиваемой двигателем (см. далее-стр. 318); &2, вообще говоря, может считаться переменным. Более интенсивное охлаждение стенки, понижающее температуру ее наружной поверхности, увеличивает тепловые напряжения. В таком же направлении действуют уменьшение температуры охлаждающей жидкости и увеличение температуры газов. Увеличение толщины стенок также увеличивает тепловые напряжения. Формула (26) позволяет сделать интересные выводы о сравнительных достоинствах различных сплавов в качестве материалов для стенок камер 1 На фиг. 181 с целью экономии места показано построение лишь для правого угл? диаграммы. 26S.- сгорания. Заменим в уравнении (26) перепад температуры поперек стенки 1г - ?о приближенным выражением [см. формула (Ь) на стр. 312]. где Q - теплопереход в единицу времени на единицу внутренней поверхности головки. В рассуждениях общего характера Qh можно считать постоянным. Для исполненных двигателей эта величина довольно устойчива и в среднем равна: @/г=4СОО(Ю кал/м2час. С подстановкой значения tL-t2 уравнение (26) приобретает следующий вид: zooo - 400 О Из уравнения (33) вытекает интересное обстоятельство, которое до сих пор фигурировало в завуалированном виде: температурные напряжения Si прямо пропорциональны толщине стенки и неограниченно возрастают с ее увеличением. Напряжения же от сил вспышки ор_ [уравнение (i), стр. 264]: P.D ая- = is ' уменьшаются с увеличением s. Полное разрывающее напряжение равно смме ut и а"_: 30 б = а, + ор_ =ET . P,D _ 1 2 Фиг. 182. Диаграмма суммарных напряжений с, и а р в функции толщины стенки (алюминиевый сплав). Как легко видеть, это выражение имеет минимум, который найдем, диференцируя выражение по s и приравнивая производную нулю. _ _а __ "dte ~ Т " - 1 Откуда _ 8 ~" т - 1 2 (34) Таково выражение для 'оптимальной толщины стенки, при которой Подсчитаем по формуле (34) значение sopt для стенки из алюминиевого сплава при р, = 42 кг/см2; О =150 мм', Qh =400000 кол/ие2 час. Примем * =140 кал1м\ас°С', а = 24 - 10~6; /и =3,8; ? =750000 "г/ел*2. Для соблюдения одинаковости размерностей введем ]} в м. Так как /?. и Е входят в уравнение (34) в виде отношения, то размерность их безразлична, лишь бы она была одинаковой. Подставляя перечисленные значения^ параметров, входящих в уравнение (34), получаем 42 0,150 140 750 000 2 24 • КГ"6 0.73 400 000 = /0,00009 = 0,0095 ив, т. е. 9,5 леи/. На фиг. 182 оптимальное значение s определено графически. Напряжение ct в функции s изображается на диаграмме фиг. 182 прямой, наклоненной к оси абсцисс под углом, тангенс которого равен в избранном масштабе X ш -12' Напряжение opz изображается кривой, асимптотически приближающейся к оси абсцисс. При сложении этих напряжений получается резко выраженный минимум, который лежит около s = 9,5 мм. Очевидно, что увеличение толщины стенки выше этого предела не имеет смысла, так как суммарные напряжения будут возрастать, несмотря на то, что напряжения от сил вспышки будут уменьшаться. О 4 1Z 16 Фиг. 183. Диаграмма суммарных напряжений для стенок из различных материалов. Фиг. 184. Коэфициент надежности для различных материалов, подвергнутых суммарному напряжению. Представляет интерес выяснить сравнительные достоинства различных сплавов как материалов для изготовления головок цилиндров двигателей внутреннего сгорания. На фиг. 183, аналогичной фиг. 182, изображены кривые суммарных напряжений st + °PZ B функции толщины стенки для различных металлов. Данные, на основе которых построена фиг. 183, приведены в табл. 34. 267 Фиг. 183 весьма выразительно свидетельствует о преимуществе сплавов с высокой теплопроводностью и с малым коэфициентом линейного расширения, но еще не позволяет сделать окончательные выводы. Для сравнительной оценки различных сплавов в условиях, когда возникают термические напряжения? введем в расчет допустимые напряжения, за которые примем величину 0,35аь. Таблицу 34 Металл ес-106 X кал/м час °С ?МО~5 кг/см2 m m 'Ъ (при t° - = 250°) Примечание m - 1 кг/мм2 Чугун 11 35-40 10 5 1,25 30 Сталь 11 40 22 3,3 1,44 100 Алюминиевые сплавы 22-24 140-150 7,5 3,8 1,36 f 25 \ .16 Кованые Литые Магниевые сплавы 27-29 60-70 4,2 3,2 1,45 / 20 \ 14 Кованые Литые Алюминиевая бронза 18 140-150 13 2,8 1,55 55 Красная медь 16 300-320 10 1 3 1,5 28 Надежность материала, находящегося под действием напряжений з, -|- ор_ очевидно, определится отношением 0.35аь "' + %' аналогичным коэфициенту безопасности. Это отношение изображено на фиг. 184 в функции толщины стенки для различных сплавов. Значение этого фактора, равное единице, очевидно, соответствует предельной возможной нагрузке стенки, изготовленной из данного сплава. Диаграмма фиг. 184 классифицирует сплавы в ином порядке чем фиг. 183: на первом месте оказывается сталь, затем алюминиевая бронза, медь, кованый сплав Y и т. д. Кривая для электрона, даже кованого, не поднимается выше 0,9. Кованый электрон (не говоря уже о литом), очевидно, отпадает как возможный материал для головок цилиндров по условиям прочности, независимо от технологических и эксплоатационных условий. В этом повинны высокий коэфи-циент^линейного расширения электрона и небольшая величина теплопроводности (см. табл. 34), обусловливающие высокие тепловые напряжения в стэн-ках из этого материала. Весовую выгодность различных сплавов в условиях, когда они подвергаются напряжениям at -f- ар , можно оценить произведением минимальной до- / 0,35-ь \ пускаемой условием прочности/----= 1| толщины стенки smjn, опреде- \ а* + °р- / ленной по фиг. 184, на удельный вес сплава *[• Как легко доказать, [именна эта величина при прочих рав-Таблица 35 ных уСЛОвиях определяет вес стенок. Будем, однако, считать, что стенка не может быть из условия жесткости сделана тоньше 2,5 мм, хотя бы коэфи-циент надежности ее превышал единицу. Результаты подсчета в порядке гозртстающего значения фактора smjn"( мм кг]дл1* приведены в табл. 35. Наиболее выгодным по весу оказывается кованый алюминиевый сплав Y-близко к нему стоит сталь. 268 Металл 5min мм кг]дм? smin Т Сплав Y, кованый 6 2,8 17 Сталь 2,5 7,5 19 Сплав Y, литой 8,5 2,8 24 Алюминиевая бронза 3 8,4 26 Медь 4 8,4 34 Чугун 7 7,2 51 Подчеркнем в заключение, что эта оценка исходит исключительно из условий прочности и совершенно не затрагивает других свойств, имеющих огромное значение для выбора материала для стенок камеры сгорания (ср. стр. 224-225). 1. В i n n i e A., Temperature Stresses and Deflections in the Fins and Barrel of an Air-Cooled Internal- Combustion Engine Cylinder, "Phil. Mag.", 1926, v. 2, No. 8. 2. W e i b e 1 E. E., Thermal Stresses in Cylinder by the Photoelastic Method, "Jl. Appl. Mech.", 1938, IX, v. 5, No. 3. 3. С hill t о n R., Air-cooled Cylinder Head Design, "Av. Eng-g", 1931, v. 4, No. 2. "Jl SAE", 1931, v. 28, No. 3. ИСПОЛНЕННЫЕ КОНСТРУКЦИИ Блочные двигатели 1. Двигатель Кертисс "Конкверор". На фиг. 185 изображен блок V-образного 12-цилиндрового мотора Кертис "Конкверор" (1924-1930 гг.), выполненный по схеме // (несущие рубашки). Блок рубашек отливается отдельно от блока головок и притягивается к последнему многочисленными наружными шпильками. Гильзы цилиндров ввертываются на резьбе в головку (предварительно нагретую до 150°) и упираются уплотнительными фланцами в нижний обрез стенок камеры сгорания. Нижний водяной стык между гильзами и блоком рубашек уплотняется резиновым кольцом, опирающимся с одной стороны на фланец гильзы, с другой - на буртик блока рубашек, и затягиваемым при креплении блока рубашек к блоку головок. Водяной стык между блоком рубашек и блоком головок уплотняется медно-асбестовой прокладкой. Гильзы имеют несколько ребер жесткости, шаг которых уменьшается в верхней части гильз. Для увеличения прочности рубашки,, воспринимающей в этой конструкции силы вспышки, боковые стенки рубашки имеют волнистые в плане очертания. Промежутки между цилиндрами усилены ребрами. Блок притягивается к картеру нижней плоскостью рубашки при помощи 30 шпилек. Массивные бурты верхнего и нижнего пояса силовых шпилек плавно переходят в тело стенок. Камера сгорания цилиндрической формы с плоским днищем и четырьмя клапанами. Стенки всасывающих и выхлопных каналов окружены водяной рубашкой. Бобышки и втулки выхлопных клапанов низко опущены в выхлопные каналы для предохранения штока клапана от действия горячих газов и для увеличения теплоотдачи от штока клапана в направляющую втулку. Всасывающие каналы трех смежных цилиндров блока соединены общим патрубком, прилитым к блоку; обрез патрубка горизонтален, что позволяет удобно крепить -всасывающий трубопровод к патрубкам обоих блоков мотора. Охлаждающая вода подается в каждый отсек рубашки по стальной <трубе, расположенной в нижней части блока рубашек, перепускается в головку по отверстиям, уплотненным медно-асбестовой прокладкой, и отводится из головки через отверстия, фланцы которых расположены в одной плоскости с верхним обрезом блока головок. Стенки смежных камер сгорания на участке наибольшего сближения камер сливаются друг с другом; для охлаждения промежутков между камерами сгорания этот участок просверлен двумя параллельными оси цилиндров сверлениями, соединяющими водяное пространство рубашки и головки. 2. Двигатель Испано-Сюиза 12 Ydrs. Блок двигателя Кертис "Конкверор" устарел. Значительно более рациональное и изящное оформление получила схема // в блоке двигателя Испано-Сюиза 12 Ydrs (фиг. 186 и 192). Блок рубашек и головок, отлитый из алюминиевого сплава типа АЛ4, имеет в поперечном сечении характерную для двигателей Испано-Сюиза ромбическую форму. Гильзы цилиндров ввернуты в стенки камеры сгорания, продолженные 26.9 Фиг. 185. Блок цилиндров V-образного 12-цилиндрового двигателя водяного охлаждения Кертис "Конкверор" (поперечный разрез). Фиг. 186. Блок цилиндров V-образного 12-цилиндрового двигателя водяного охлаждения Испано-Сюиза 12 Ydrs (продольный и поперечный разрезы). в водяное пространство рубашки. Камера сгорания цилиндрическая с плоским днищем. Резьба гильзы имеет специальный шиловидный профиль (фиг. 187). Резьба этого вида, как и прямоугольная резьба, обладает той положительной особенностью, что не дает под односторонней осевой нагрузкой радиальной составляющей, могущей вызвать сжатие гильзы, но выгодно отличается Фиг. .187. Про- Фиг. 188. Уплот- Фиг. 189. Модифмка-филь резьбы нительное кольцо ция уплотнительного цилиндра дви- цилиндра двига-гателя Испано- теля Испано-Сюи-Сюиза 12 Ydrs. за 12 Ydrs (<<одногофровое>>). кольца цилиндра двигателя Испано-Сюиза ("полуторагофровое КОЛЬЦО"). Фиг. 190. Схема уплотнения газового стыка цилиндра ромбоидальным кольцом. от прямоугольной резьбы большей прочностью (см. об этом подробнее на стр. 302). Гильза ввертывается в головку, предварительно разогретую, до 120-150°, при помощи разжимной оправки, схватывающей гильзу на высоте пояса резьбы. После остывания материал - головки, сжимаясь, плотно охватывает резьбу; получающееся '/ в результате этого сужение диаметра гильзы в верхнем поясе '/' устраняется шлифовкой зеркала гильзы. Для обеспечения пол ной герметичности между буртиком гильзы и торцом стенок '// камеры сгорания прокладывается пружинящее 2-образное (иначе "гофровое") стальное кольцо (фиг. 188). Уплотняющие торцы '/•• кольца прошлифованы на плоскошлифовальном станке; кольцо // , кругом кадмировано. При ввертывании кольцо сжимают на строго определенную величину, доводя сначала буртик гильзы до плотного соприкосновения с кольцом и затем завертывая гильзу на определенный угол, измеряемый по рискам на '// окружности гильзы (расстояние между рисками .35-75 мм в /У. зависимости от типа уплотнительного кольца). •-- В советских модификациях мотора Испано-Сюиза 12 Ydrs, наряду с изображенным на фиг. 188 "одногофровьш" кольцом, применяется так называемое "полуторагофровое" кольцо (фиг. 189), отличающееся от первого большей упругостью. В одной из модификаций мотора стык между гильзой и го- фиг ^1. Схема ловкой уплотняется ромбоидальным кольцом (фиг. 190). Острые уплотнения во-грани кольца сошлифовываются (для обеспечения равно- дяного мерной высоты кольца, которую было бы трудно выдрр- дви жать при острых гранях). При затяжке кольцо прижимается 12 Ydrs. своими верхней и нижней плоскостями к обрезу стенок камеры сгорания и к фланцу гильзы, уплотняя стык. Заметим, что в рассматриваемой конструкции, как и во всех случаях, когда гильза крепится в головке на резьбе, задача обеспечения герметичности газового стыка в высшей степени упрощается наличием пояса резьбы, который сам по себе не является вполне герметичным, но предупреждает воздействие на стык горячих газов, находящихся под высоким давлением. Нижний водяной стык мотора Испано-Сюиза уплотнен сальником, состоящим из двух резиновых колец (фиг. 191, а), нажимного кольца (6) 271 стыка ,и манжетной гайки (в), навертываемой на гильзу цилиндра. При завертывании манжетной гайки резиновые кольца раздаются и уплотняют кольцевое пространство между стенками гильзы и стенками нижнего отверстия блока рубашек, одновременно центрируя нижний конец гильзы, свободно висящий в блоке рубашек. Нажимное кольцо снабжено по окружности отверстиями под ключ, при помощи которого его удерживают от проворачивания при затяжке уплотнения. Проворачивание нажимного кольца при затяжке могло бы вызвать задир резиновых колец и затруднить затяжку уплотнения. Для увеличения жесткости наружная поверхность гильзы снабжена несколькими невысокими ребрами. Зеркало гильзы азотируется на глубину 0,4-0,6 мм- Отверстия для свечей расположены с двух противоположных сторон камеры сгорания. Свечевые втулки сделаны из алюминиевой бронзы; они ввертываются в тело головки на резьбе и стопорятся штифтами. Клапаны (по два на цилиндр) расположены по оси блока (фиг. 192). Стенки .выхлопного канала и бобышка направляющей выхлопного клапана со всех сторон окружены водяной рубашкой. Водяная рубашка у бобышки всасывающего клапана устранена с целью увеличения проходного сечения для топливо-воздушной смеси. Всасывающие каналы смежных цилиндров объединены и выведены наружу в общее отверстие. Выхлопные каналы разделены перегородкой с водяной рубашкой, предупреждающей перегрев и коробление этих участков блока. Вследствие малого расстояния между осями цилиндров и цилиндрической формы камер сгорания стенки соседних камер сгорания на участке наибольшего их сближения сливаются в одно тело. Охлаждающая вода подводится к этому участку через три сквозные, перпендикулярные плоскости блока отверстия. Тонкие литые перемычки между гильзами цилиндров в нижней плоскости блока рубашек с целью усиления развиты по высоте и выступают наружу блока1. Массивный фланец блока крепится к картеру при помощи 42 шпилек и фиксируется относительно картера контрольными шпильками. Интересна система циркуляции охлаждающей воды. В противоположность большинству исполненных конструкций принудительная циркуляция поддерживается только в водяном пространстве головки, в рубашках же цилиндров находится неподвижная вода, отнимающая тепло от стенок в результате свободной конвекции и местного парообразования. Систему эту (которую можно назвать системой дифе ренциального охлаждения) следует признать весьма рациональной. Стенки камеры сгорания, наиболее нуждающиеся в охлаждении, подвергаются при этой системе энергичному охлаждению струями поступающей из радиатора воды. Стенки цилиндра приобретают несколько повышенную температуру, что имеет свои выгоды. Повышение температуры стенок цилиндра улучшает испарение топлива в процессе сжатия и вызывает разжижение слоя смазочного на стенках цилиндра, отчего уменьшаются потери на трение поршней, составляющие, как известно, большую часть механических потерь двигателя. Вода подается в головку через дуралюминовую трубу, пропущенную вдоль водяного пространства всей головки и отводится через отверстие в передней части блока головок. В стенках водоподводящей трубы просверлены отверстия с таким расчетом, что вода поступает прежде всего к наиболее нагретым участкам - на перемычки между клапанами и на днище камер сгорания (фиг. 192). Число и диаметр отверстий максимальны в начале трубок, т. е. у задних цилиндров и убывают по направлению к передним цилиндрам. Это сделано с той целью, чтобы выравнять скорость течения воды, омывающей головки цилиндров. Через головку переднего цилиндра проходит вся вода, поступившая в рубашку блока головок, следовательно, подача свежей воды к этой головке должна быть минимальна. Задняя головка омывается лишь тем 1 Явно force-majeur'HaH конструкция, свидетельствующая о случаях поломки перемычек в эксплоатации, которые, повидимому, и заставили конструкторов усилить перемычки. 272 Фиг. 192. Общий вид бло. ка двигателя Испано-Сюиза 12 Ydrs. Фиг. 193. Силовая схема двигателя Юнкерс 211. количеством гводы, которое подается через отверстия в трубке, следовательно, вода должна подаваться к этой головке в максимальном количестве. Воду можно отводить и через отверстие, расположенное с задней стороны блока головок, но в этом случае расположение отверстий в подводящей: трубе должно быть обратным, описанному. 3. Двигатель Юнкерс 21U Блок 12-цилиндрового Д-образного двигателя водяного охлаждения Юнкерс 211, изображенный схематически на фиг. 6 193 и 194 (см. также фиг. 33),, отличается от описанных выше-моторов, выполненных по схеме //, тем, что рубашка цилиндров отлита заодно с главным картером, который вследствие этого приобретает весьма значительную жесткость, усиленную еще больше крышкой (фиг. 33), связывающей цилиндровые блоки и образующей замкнутый туннель вдоль оси мотора для расположения ствола пушки, стреляющей через, полый вал винта. Блок головок крепится к фланцу рубашки многочисленными силовыми шпильками (а, фиг. 193 и 194),. проходящими через толщу головки. Объединение рубашек ж картера в одном блоке внесло ряд конструктивных осложнений и прежде всего заставило отказаться от обычного приема крепления гильз к головке на резьбе. Такой способ крепления крайне затруднил бы ввод консольно подвешенных к головке блока гильз в рубашку, так как крепление на невысоком поясе резьбы отнюдь не обеспечивает перпендикулярности гильз плоскости крепления блока. Кроме того, при демонтаже головки каждый раз пришлось бы разнимать водяное уплотнение, что отразилось бы на его герметичности. Поэтому конструкторы мотора зафиксировали гильзы в рубашке, сделав разборным газо-Фиг. 194. Схематический разрез по цилиндру вый стьш> Каждая гильза ци- Цилиндр перевернТпГГа^Гс^або^м положением. ЛИНДРОВ ЩШТЯГИВаеТСЯ К ГОЛОВ-274 ке четырьмя длинными шпильками (б, фиг. 193 и 194), ввернутыми в лапы, отфрезерованные у основания гильз (фиг. 194, в). Шпильки проходят сквозь тело головки. Лапы крепления шпилек отнесены столь далеко вниз с целью создать по окружности верхнего уплотнительного фланца гильзы равномерную силу прижатия. Если бы шпильки ввертывались в верхний фланец гильзы, что, очевидно, было бы выгоднее по весу, то ввиду ограниченного числа шпилек натяг по окружности фланца был бы неравномерен; гильза была бы прижата к стенкам камеры сгорания по точкам, расположенным в непосредственной близости от шпилек, и уплотнение газового стыка было бы недостаточным. С другой стороны, большая длина шпилек придает им свойство пружинить и обеспечивает затяжку стыка при всех возможных колебаниях температур системы. Наконец, удлинение шпилек, как мы видели выше (стр. 245 и ел.), уменьшает температурные напряжения в системе. Для увеличения упругости под шайбы шпилек подложены резиновые кольца (фиг. ///). Скручивание шпилек при затяжке предупреждают, придерживая при затяжке выступающий конец шпильки воротком за специальные грани, а в последних модификациях - применяя подкладные шайбы особой конструкции (фиг. IV), "Газовый стык уплотняется при помощи кадмированного медного кольца (фиг. 33), нижний водяной стык - при помощи двух резиновых колец, заведенных в кольцевые канавки на гильзе и разделенных аварийной канавкой с отверстием для выхода воды наружу в случае нарушения плотности ближайшего к водяной рубашке кольца. Водяной стык между рубашкой и головкой уплотняется резиновым шнуром, заложенным в канавку, выфрезерованную в посадочной плоскости блока головок. При сборке мотора гильзы со шпильками, ввернутыми в лапы, и с одетыми на них резиновыми кольцами, вводятся в рубашку, центрируясь в ней внизу при помощи уплотнительного пояса, а вверху-при помощи кольцевого ребра, опирающегося на центрирующий поясок в верхней части рубашки, представляющий собой две дуги неполной окружности (фиг. 33). На собранную таким образом рубашку устанавливают блок головок, пропуская шпильки крепления гильз через сквозные отверстия в блоке головок. Блок головок фиксируется относительно блока рубашек выточками в стенках камер сгорания, садящимися на выступающие из рубашки концы гильз. После установки блока головок затягивают шпильки крепления гильз и силовые шпильки. Камера сгорания цилиндрическая с плоским днищем. Три клапана (два всасывающие и один выхлопной) приводятся в действие через рычаги верхним распределительным валиком, кулачки которого действуют на ролики, укрепленные в рычагах. Выхлопные клапаны с натриевым охлаждением. Интересной особенностью блока головок является непосредственное охлаждение наружной поверхности клапанной направляющей водой - конструкция, которую можно назвать "мокрой направляющей клапана". Бобышка клапанной направляющей (фиг. 33) продолжена к наружной стенке блока головок и образует водяной канал, пересекающий выхлопной патрубок и соединяющий центральную часть водяного пространства блока головок с боковой его рубашкой. В эту перемычку впрессована направляющая клапана, уплотненная с одной стороны резиновым, а с другой - алюминиевым кольцами (фиг. V). Это устройство весьма улучшает условия охлаждения выхлопного клапана. Недостатком силовой схемы двигателя Юнкерс 211 по сравнению с конструкцией двигателя Испано-Сюиза 12 Ydrs является наличие лишнего водяного стыка (в плоскости крепления рубашки к головке), затруднительность сборки и больший вес, обязанный наличию длинных цилиндровых и силовых шпилек и массивности стенок цилиндров, работающих на сжатие. Конструкция картера с прилитыми рубашками заставляет отойти от обычного порядка сборки шатунно-кривошипного механизма. Нормальный порядок сборки, как известно, заключается в том, что коленчатый вал с предварительно собранными на нем шатунами укладывают в коренные подшипники главного картера,на малые головки шатунов, пропущенные через цилиндровые отверстия картера, монтируют поршни с поршневыми кольцами, после чего на картер устанавливают блоки. В моторе Юнкерс 211 этот порядок сборки 275 неосуществим, так как цилиндры, установленные в рубашках картера, не позволяют продеть поршневой, палец через поршневые бобышки и малую головку шатуна. Последовательность сборки этого мотора следующая. Картер устанавливают на монтажной люльке цилиндрами вниз. На коренные подшипники укладывают коленчатый вал. Шатуны и поршни с поршневыми кольцами собирают отдельно и вводят в установленные в рубашках картера гильзы со стороны камер сгорания, после чего монтируют большие головки шатунов на шатунных шейках коленчатого вала. Ввести шатун с поршнями через обращенные к картеру отверстия гильз не позволяют гнезда (постели) коренных подшипников картера. Этот порядок усложняет сборку кривошипных головок шатунов на коленчатом валу. Для осмотра поршневых колец и поршней необходимо разбирать весь мотор. 4. Двигатель Лоррэн "Петрель". Еще более затруднительна сборка выполненного по схеме 11 V-образного 12-цилиндрового двигателя Лоррэн "Петрель" (фиг. 195), отличающегося тем, что часть блока рубашек прилита к блоку головок; другая часть с целью увеличения жесткости прилита к главному картеру, образуя так называемые "штаны" картера. Гильзы цилиндров крепятся на резьбе к головке, нижние их концы, выступающие из блока головок, вводятся в отверстия "штанов" и уплотняются при помощи резиновых колец. Обычный способ сборки шатунно-кривошипного механизма при этой конструкции неосуществим по следующей причине. Поршневые головки шатунов в ВМТ, правда, высовываются из "штанов" настолько, что возможно собрать на них поршни с поршневыми кольцами. Однако в цилиндры, ввернутые в блок головок, можно ввести лишь два поршня с поршневыми кольцами, находящиеся при данном положении коленчатого вала в ВМТ; при проворачивании коленчатого вала с целью ввода в цилиндры остальных поршней, находившихся до того в нижней половине хода, два уже заведенные перед этим поршня выходят из цилиндров. Невозможно применить и прием, описанный выше для мотора Юнкерс 211, т. е. ввод поршней через открытый конец гильз, так как гильзы здесь зафиксированы не в картере, а в блоке головок. Фирма применила способ, которому нельзя отказать в остроумии, но который никак нельзя назвать удачным. Поршни с поршневыми кольцами вводят поодиночке в цилиндры, ввернутые в блок головок; специальные приспособления, введенные в камеры сжатия через свечевые отверстия, не позволяют поршням углубляться за пределы зеркала цилиндра, где поршневые кольца могут выскочить из своих канавок, после чего поршни нельзя будет вынуть из цилиндров, не повредив поршней, колец или блока. Блок головок с заведенными в него поршнями устанавливают на картер, который при этой операции расположен цилиндровыми отверстиями вниз, после чего поршни поочередно выдвигают из цилиндров внутрь картера ровно настолько, чтобы иметь возможность пропустить через поршневые-бобышки поршне- 276 Фиг. 195. Схема блока двигателя Лоррен "Петрель". J h t- -- -• \ 1 . .а Фиг. 196. Силовая схема двигателя Даймлер-Бенц DB-600. вой палец и соединить таким образом поршни с шатунами. Для ввода поршневого пальца в перегородках картера предусмотрены специальные отверстия '(фиг. 195,а). После этого поршни с шатунами вдвигают обратно в цилиндры, на коренные подшипники картера укладывают коленчатый вал, на шатунных шейках которого монтируют кривошипные головки шатунов. Осмотр поршней требует разборки всего мотора. 5. Двигатель Даймлер-Бенц DB-600. 12-цилиндровый Д-образный мотор Эаймлер-Бенц, предназначенный для водяного охлаждения под давлением, выполнен по схеме, промежуточной между схемой I ж II (фиг. 196 и 32). Повидимому, опасаясь за герметичность соединений уплотнения, конструкторы мотора решили вовсе устранить водяные уплотнения в системе блока и вернулись к системе "сухой гильзы". Рубашки отлиты заодно с блоком головок. Гильзы цилиндров ввертываются в предварительно нагретую рубашку на резьбе, нарезанной у основания блока рубашек, до упора фланца гильзы в нижнюю плоскость блока рубашек. Пояс резьбы имеет высоту около 40 мм. Остальная часть гильз с целью увеличения теплоотдачи стенкам рубашки сделана гладкой и прилегает с натягом к обработанной цилиндрической поверхности гнезд цилиндров. На этом участке гильза и рубашка свободно расширяются при нагреве, не будучи связаны друг с другом. Газовое пространство цилиндра надежно уплотняется натягом между наружной цилиндрической поверхностью гильз и стенкой рубашки, резьбой и наконец фланцем гильзы, плотно притянутым к основанию рубашки. Жидкостные уплотнения в конструкции, как видно, отсутствуют. Блок крепится к картеру нижними концами (юбками) гильз, снабженными резьбой, на которую навертываются гайки (фиг. 196 ,[а), вводимые в картер со стороны коленчатого вала и упирающиеся в стальные втулки с заплечиками, посаженные в цилиндровые отверстия картера (фиг. 32). Участок гильзы, заключенный между гайкой и резьбой, при помощи которой цилиндр ввертывается в рубашки, растягивается силами вспышки, как в схеме 7; выше этой резьбы силы вспышки несет рубашка, как в схеме //. 6. Двигатель Роллс-Ройс "Мерлин". Блок мотора Роллс-Ройс "Мерлин" жидкостного охлаждения выполнен по схеме Ilia (фиг. 141). Рубашки и головки отлиты заодно (фиг. 197 и 198). Камера сгорания цилиндрической формы 277 с плоским днищем. Гильза центрируется выточкой в стенках камеры сгорания. Стыки между гильзами и стенками камеры сгорания уплотняются алюминиевыми кольцами (фиг. 199,а) и затягиваются четырнадцатью силовыми шпиль- о Он о W е ками, проходящими сквозь головку, сжимающими гильзы цилиндров между блоком головок и картером. Силовые шпильки нагружены не только силами вспышки, но и силами предварительной затяжки,"необходимой для уплотнения 278 газового стыка, и, наконец, силами, возникающими вследствие неодинакового удлинения гильз и шпилек при нагреве мотора. Для облегчения монтажа и для сохранения целостности газового уплотнения при снятии блока-Цилиндров с мотора каждая гильза прихвачена двумя шпильками (фиг. 199,6), У(tm)Ра" щимися через посредство двух траверс во фланец гильзы, усиленный в этих местах (фиг. 200,6). Для затяжки гаек этих шпилек в блоке предусмотрено двенадцать люков (фиг. 199,в), закрываемых крышками на четырех шпильках каждая. Наружная поверхность гильз снабжена ребрами жесткости. Нижний стык между цилиндрической поверхностью гильзы и стенками рубашки уплотняется резиновым кольцом, прижимаемым к стенкам рубашки двойной витой пружиной (фиг. 200,5). Нижними опорными фланцами гильзы опираются на верхнюю плоскость картера. Для обеспечения равномерной затяжки всех гильз и герметичности газовых стыков нижние фланцы Фиг. 199. Крепление гильзы цилиндров двигателя Роллс-Ройс "Мерлин". гильз должны лежать в одной плоскости. Для этой цели расстояние между опорными поверхностями гильз выдерживается в точных пределах. Точно выдерживается и глубина уплотнительных камере сгорания; их глубина проверяется по отношению к за один проход нижней плоскости блока. При сборке блока расположение фланцев гильз проверяется при помощи особого приспособления. 1онкая регулировка положения фланцев производится индивидуальным подбором колец, уплотняющих газовый стык. После подбора уплотнительных колец вспомогательные шпильки крепления гильз затягиваются и производится окончательная проверка высоты опорных фланцев. Силовые шпильки проходят через блок между гильзами цилиндров в туннелях из дуралюминовых трубок (фиг. 197,а), концы которых за вальцованы JF в верхней и нижней стенках блока. Верх- ние бобышки отверстий под силовые шпильки прилиты к стенкам камер сгорания. Во избежание появления местных напряжении гайки силовых шпилек опираются на стальные траверсы, раздающие силу затяжки шпилек на значительный участок блока. Рубашка цилиндров несколько не доходит до опорных фланцев гильз, разгружена от всяких усилий и имеет возможность свободно расширяться при нагреве. На каждый цилиндр имеются четыре клапана -два всасывающих и два выхлопных. Оси клапанов параллельны осям цилиндров. ,, 0/ 7. ДвигательАМ-34.Блок мотора АМ-34 выполненный по схеме Шб (фиг. 142) и изображенный на фиг. 201, состоит из блока головок и дров, отлитых из сплава Ас-2. В блоке рубашек Уста тльзы. Блок цилиндров крепится к картеру четырнадцать*> ками, которые одновременно осуществляют затяжку газового стыка между 279 Фиг. 200. Схема крепления цилиндра двигателя Роллс-Ройс "Мерлин". гильзами цилиндров и блоком головок. Для облегчения монтажа блок рубашек притянут к блоку головок поясом вспомогательных шпилек, расположенных по внешнему контуру головки. В блоке головок шпильки пропускаются через отверстия в массивных бобышках, прилитых к стенкам камер сгорания. Гайки шпилек глубоко утоплены в "колодцах" - стаканах, отлитых за одно целое о головкой (фиг. 142). От водяного пространства рубашек силовые шпильки изолированы *дуралюминовыми трубками, концы которых завальцованы в верхней и нижней стенках блока рубашек. Газовые стыки уплотняются алюминиевыми кольцами (фиг. 201,а) (в последних модификациях мотора - алюминиевой прокладкой, общей для всех цилиндров). При затяжке силовых Фиг. 201. Блок цилиндров двигателя AM-34 (продольный и поперечный разрезы). шпилек головка, сжимая блок рубашки, уплотняет газовый стык. Для увеличения жесткости блока рубашек, в междуцилиндровых пространствах расположены вертикальные перегородки с отверстиями, сообщающими соседние водяные полости. Нижний водяной стык в ранних модификациях мотора уплотнялся двумя резиновыми кольцами (фиг. 201,6 и фиг. 202), расположенными в кольцевых выточках на гильзе и разделенных выточкой, соединенной с атмосферой двумя небольшими сверлениями. В случае нарушения плотности верхнего кольца эти канальцы пропускают охлаждающую воду наружу, сигнализируя о дефекте и предупреждая проникание воды в картер. Уплотнение это оказалось ненадежным, на последующих модификациях мотора было испробовано уплотнение, изображенное на фиг. 203. Оно состоит из двух резиновых колец а, вводимых после установки гильзы на место в кольцевое пространство ;между наружной стенкой гильзы и стенками блока рубашек. Вслед за резиновыми кольцами в выточку вводится металлическое кольцо б, которое 280 при плотном прижатии к резиновым кольцам выступает на несколько десятых миллиметра над плоскостью блока рубашек. При затяжке силовых шпилек, крепящих блок цилиндров к картеру? кольцо б входит в выточку аа-подлицо с плоскостью блока рубашек, сжимая резиновую набивку и уплотняя стык гильзы со стенками рубашки. Это уплотнение, как и первое, оказалось неработоспособным по следующим причинам. Плотная резина без воздушных пузырьков и газовых включений, будучи расположена в герметическом пространстве и заполняя его целиком, практически несжимаема. Такая резина правильно уплотняет стык лишь в том случае, если имеет возможность при затяжке свободно деформироваться, иначе она может разорвать окружающие ее стенки. Резиновое кольцо, изображенное на фиг. 202, может уплотнять стык в том случае, если оно в свободном состоянии выступает из канавки (фиг. 204,.1) и при вводе цилиндра Фиг. 202. Схема уп-в блок сжимается, принимая вид, лотнения водяного изображенный на фиг. 204, 2, или (в случае, если придать кольцу объем, превышающий объем выточки) - как изображено на фиг. 204, 3. Однако упругости и деформация резины часто оказываются в этих условиях недостаточными для надежного уплотнения. Пробовали увеличивать еще больше объем кольца, но в таком случае кольцо развивало большие усилия, которые вызывали сжатие цилиндра, обнаруживавшееся появлением "корсета" в гильзе, и растяжение стенок блока вплоть до их разрыва. Конструкция по фиг. 203 несколько лучше, так как дает возможность регулировать силу затяжки колец изменением высоты части кольца, высту- AM-34 Фиг. 203. Схема уплотнения водяного стыка позднейших модификаций двигателя АМ-34. сила собственной 2 3 Фиг. 204. -К анализу действия резинового уплотнения. " " л J ^ J пающей из гнезда в сво- бодном состоянии. Однако ввиду небольшой высоты выступающей части кольца, оказалось необходимым тщательно подбирать резиновые кольца по объему и стальные кольца по высоте для того, чтобы стык не был ни недотянут, ни перетянут. Практически это оказалось затруднительным, и при таком уплотнении часто обнаруживались течи. Эти неудачи показали необходимость приложить к уплотнению постоянную упругую силу, достаточную для раздачи резиновых колец в радиальных направлениях и в то же время исключающую опасность перетяжки стыка, короче, - применить пружину с достаточно пологой характеристикой. В уплот- 281 нении мотора "Мерлин" (стр. 279) эту роль выполняет специальное пружинное кольцо. В последней модификации уплотнения мотора АМ-34 стальное кольцо (фиг.203) заменено резиновым кольцом (фиг. 205,6), которое в свободном состоянии выступает над плоскостью крепления блока (фиг.205,1). а при установке блока на картер сжимается (фиг. 205, 2), раздавая резиновую набивку. Конец цилиндровой гильзы свободно опущен в картер. Гильза таким образом может при изменении температуры блока перемещаться относительно стенок блока и разгружена от сил вспышки, стремящейся оторвать блок от картера. Силовые шпильки нагружены не только силами вспышки и предварительной затяжки, но и силами, возникающими от неодинакового удлинения шпилек __ и блока рубашек вследствие различия коэфициентов линейного расширения их материалов. Камера сгорания имеет форму призмы с квадратным основанием, плавно переходящей в полость цилиндра. В шатровом днище расположено два всасывающих и два выхлопных клапана, оси которых наклонены к оси Цилиндра 3 под углом около 9,5°. Всасывающие и выхлопные каналы окружены водяными рубашками. Направляющая втулка выхлопного клапана и ее бобышка глубоко опуще-v ны в выхлопной канал для защиты клапана от действия горячих выхлопных газов и для улучшения теплоотвода от клапана. Выхлопной канал разделен двойной стен-Фиг. 205. Схема новейших модификаций уплот- кой с водяным пространством по-нений мотора АМ-34. средине для охлаждения перемыч- ки между седлами выхлопных клапанов. В камере сгорания имеется четыре отверстия, расположенные под углом к оси цилиндра и к плоскости блока. Два из этих отверстий служат для установки свечей, одно - для пускового клапана, четвертое - запасное. Охлаждающая вода подается в нижнюю часть блока рубашек, омывает стенки гильз и поступает в головку через большое количество совпадающих сверлений в верхней плоскости блока рубашек и нижней плоскости блока головок, уплотненных резиновыми кольцами ("боченками"), сжимаемыми при затяжке силовых и боковых шпилек. В последних модификациях мотора вода изблока рубашек перепускается в блок головок через ряд коротких[^-образных трубочек, крепящихся к фланцам на боковых стенках головки и рубашки. Из головки вода отводится в радиатор через водяную коробку в передней части мотора. Полублочные конструкции Опишем несколько конструкций, выполненных по полублочной (смешанной) схеме. На фиг. 206 изображен полублок двигателя Нэпир "Лайон" (1918-1928 гг.). Цилиндр мотора представляет собой стальную гильзу с днищем, окруженную рубашкой из листовой стали, приваренной с одной стороны к кольцевому буртику на днище, а с другой стороны к фланцу в нижней части цилиндра. Гильза цилиндр-а снабжена ребрами жесткости. Стенки камеры сгорания сильно утолщены по сравнению со стенками гильзы. В днище расточено четыре отверстия под клапанные седла. Блок газовых каналов представляет собой отливку из алюминиевого сплава с выхлопными и всасывающими каналами, водяной рубашкой, гнездами для клапанных лружин и площадками для крепления подшипников распределительных ва- 282 ликов. Цилиндры крепятся к картеру при помощи массивных фланцев. Блок газовых каналов крепится к днищам цилиндров оригинальным приемом- при помощи клапанных седел, наружная цилиндрическая поверхность которых •снабжена резьбой. Клапанные седла ввертываются в нарезанные цилиндрические гнезда во всасывающих и выхлопных каналах блока, притягивая своими заплечиками днища цилиндров к блоку. На внутренней поверхности клапанных седел продолблены четыре паза под ключ. ,) Этот способ крепления при всем своем остроумии отличается существенными недостатками. Теплоотдача от клапанных седел ухудшена вследствие удаленности фаски седла от водяного пространства. При разборке цилиндра каждый раз нарушается правильная посадка клапана на седло и клапан приходится заново притирать по седлу. Демонтаж головки затруднительнее, чем в описанных ниже схемах с креплением шпильками. В последующих конструкциях мы больше не встречаемся с подобным способом крепления. Крупнейшим недостатком описанной схемы является плохое охлаждение днища камеры сгорания, отделенного от водяной рубашки стенкой из алюминиевого сплава. Во избежание перекоса и коробления блока газовых каналов при креплении к цилиндрам, днища последних должны быть расположены строго в одной плоскости. Для этой цели днища цилиндров после установки последних на картер обрабатываются проходной фрезой, стыки между днищами и нижней плоскостью головки тщательно пришабриваются. Гораздо лучше охлаждается камера сгорания у полублочного двигателя Паккард (1922- 1930 гг.). Здесь охлаждающая вода подведена непосредственно к стальному днищу цилиндра (фиг. 207). Для этой цели на днище вокруг всасывающих и выхлопных окон отфрезерованы Фиг. 206. Полублок W-образного 12-цилиндрового двигателя Нэпир "Лайон". короткие цилиндрические патрубки с заплечиками, к которым приваривается круглая пластинка, образующая внешнее днище камеры сгорания. После этого весь цилиндр окружается наварной рубашкой из листовой стали. Литая головка газовых каналов в свою очередь имеет водяные рубашки для охлаждения выхлопных и подогрева всасывающих каналов. Цилиндры притягиваются к блоку каждый при помощи пяти шпилек, ввернутых во внешние днища цилиндров. Водяная рубашка цилиндра сообщается с блоком головок через десять сверлений во внешнем днище цилиндра, уплотненных медно-асбестовой прокладкой. На фиг. 207 видно своеобразное расположение клапанов у двигателя Паккард по направлению потока газов (см. схему фиг. 148,6). Недостатки 283 Фиг'. 207. Цилиндр д/образного 12-цилиндрового двигателя "Паккард". (Цилиндр перевернут по сравнению с рабочим положением). 284 Фиг. 208. Двигатель гликолевого охлаждения Кертис SGIV-1800 ("Сыопер-Конкверор") мощностью 800 л. с. (поперечный разрез). 285 Фиг. 209. Цилиндр двигателя Кертис SGIV-1800. 286 этой конструкции описаны на стр. 235. Сверление, видное на фиг. 207. подводит выхлопные газы в обогревающую рубашку всасывающего трубопровода, отлитого за одно целое с блоком головок. В настоящее время смесь во всасывающем трубопроводе предпочитают подогревать водой. Упомянем в заключение этого обзора об интересной попытке применить для изготовления цилиндров авиационных двигателей новейшие способы сварки, приспособленные к требованиям массового производства. В 1930 г. фирма Кертис разработала конструкцию двигателя гликолевого охлаждения SGIV-1800 (фиг. 208). Опасаясь просачивания гликоля через стенки рубашки алюминиевого литья, фирма, являющаяся одним из пионеров блочной конструкции авиационных моторов, сделала шаг назад, вернувшись к конструкции сварного цилиндра, но на новой технологической базе. Фирма применила сварку, точнее спайку, бронзой Тобина,- способ, который широко применяется в общем машиностроении для соединения стальных деталей, например, труб* велосипедной рамы. Свариваемые детали соединяются друг с другом плотной посадкой, посадочные места предварительно покрываются слоем пасты из бронзового порошка; если допускает конструкция, в стыки закладывается бронзовая проволока. Собранная таким образом деталь устанавливается в электрическую печь и нагревается в атмосфере водорода до температуры плавления бронзы (850-900°). Расплавленная бронза в силу капиллярности заполняет стыки, обеспечивая после остывания весьма прочное соединение. Цилиндр мотора SGIV-1800 изображен на фиг. 209. В основных чертах он повторяет цилиндры моторов Паккард, но имеет и некоторые особенности. Стенки камеры сгорания покрыты многочисленными ребрами с целью увеличения теплоотдачи, которая при гликолевом охлаждении понижена из-за высокой вязкости, малой теплопроводности и теплоемкости гликоля. ЦИЛИНДРЫ ДВИГАТЕЛЕЙ 'ВОЗДУШНОГО ОХЛАЖДЕНИЯ Конструктивная эволюция Конструкция цилиндра двигателя воздушного охлаждения всецело определяется условием удовлетворительного охлаждения цилиндра, особенно наиболее нагретых его участков - гнезд клапанов и свечей, промежутка между клапанами и т. д. К современной форме цилиндра с головкой из алюминиевого сплава, с полусферической камерой сгорания, с разваленными клапанами, расположенными в плоскости, перпендикулярной направлению воздушного потока, конструкторская мысль пришла постепенно. Цилиндры первых двигателей воздушного охлаждения отливались из чугуна (ср. фиг. 210). Впоследствии для увеличения срока службы в чугунные отливки стали впрессовывать тонкостенные стальные гильзы. Цилиндры ротативных двигателей, нагруженные большими центробежными силами, изготовляли из стали. Переход к стационарным двигателям воздушного охлаждения и форсировка их литровой мощности заставили пересмотреть конструкцию цилиндров. Крупная заслуга в истории создания цилиндров воздушного охлаждения принадлежит американской фирме Райт и ее конструктору Лоуренсу, автору серии стационарных двигателей воздушного охлаждения "Уэрлвинд" (Whirlwind, в русском переводе "смерч"). В 1916 г. первый девятицилиндровый звездообразный мотор конструкции Лоурейса успешно прошел 50-часовое испытание. Рабочий объем его, однако, оказался слишком малым, и вскоре этот мотор был заменен другими, более мощными типами. В 1921 г. Лоуренс перешел на службу фирмы Райт и в том же году построил девятицилиндровый мотор воздушного охлаждения 287 Фиг. 210. Цилиндр двигателя воздушного охлаждения Рено (1908 г.). с цилиндром диаметром 114 мм, 'ходом поршня 139,7 мм, литра/кем 12,8 л и мощностью 230 л. с., известный под маркой Райт "Уэрлвинд" J-1. Размерность цилиндра была сохранена во всех последующих сериях мотора Уэрлвинд вплоть що J-6. Эволюция цилиндров двигателей воздушного охлаждения Райт показана на "фиг. 211-215. На фиг. 211 изображен цилиндр двигателя J-1. Цилиндр отлит из алюминиевого сплава; в тело цилиндра впрессован стальной стакан. Цилиндр крепится к картеру массивным фланцем из алюминиевого сплава. Фиг. 2Н. Цилиндр двигателя Райт J-1 (1921 г.). Фиг. 212. Цилиндр двигателя Райт J-3(1923 г.). Камера сгорания с почти плоским днищем; клапаны развалены под углом около 12° друг к другу. Бронзовые седла обоих клапанов отлиты заодно в виде "восьмерки" и залиты в тело камеры сгорания. Пружины клапанов и механизмы привода клапанов открыты. Оребрение сосредоточено преимущественно на стенках цилиндра; головка цилиндра сребрена очень скудно. На этом моторе были испробованы клапаны со ртутным охлаждением; на позднейших моторах от ртутного охлаждения отказались вследствие затруднительности предотвращения утечки ртути из клапанов. В последующих модификациях изменения коснулись прежде всего способа крепления цилиндра. В моторе J-3 (фиг. 212) цилиндр крепится к картеру стальным фланцем, выполненным заодно со стальной гильзой; последняя ввертывается на резьбе в тело отливки из алюминиевого сплава. Оребрение сосредоточено исключительно на алюминиевой отливке. Клапаны раздвинуты несколько больше, чем в предыдущих конструкциях; спаренные бронзовые седла клапанов заменены отдельными; седла впрессованы в тело головки. В 'следующей модификации J-4B (фиг. 213) выхлопной и всасывающий патрубки еще более раздвинуты с таким расчетом, чтобы между ними проходил охлаждающий воздух, и соединены горизонтальными ребрами. Следующая модификация - J-5 (фиг. 214) сильно отличается от предыдущих. В основу ее положена конструкция цилиндра, разработанная в результате 288 длительных экспериментов сотрудником фирмы Райт Героном. Она обладает почти всеми отличительными особенностями современных цилиндров воздушного охлаждения. Стальная гильза, снабженная кольцевыми ребрами, ввертывается на резьбе в литую головку из алюминиевого сплава. Камера сгорания имеет полусферическую форму; клапаны развалены под значительным углом (70°) друг к другу; диаметр их головок сильно увеличен по сравнению с предыдущими конструкциями. Выхлопной клапан с селитряным охлаждением. Фиг. 213. Цилиндр двигателя Райт J-4В (1924 г.). Фиг. 214. Цилиндр двигателя Райт J-5 (1926 г.). Всасывающий и выхлопной патрубки сильно развиты в высоту и ширину, широко расставлены и снабжены ребрами. Пружины и механизм привода клапанов заключены в закрытый кожух, защищающий их от воздействия внешней атмосферы и позволяющий упорядочить смазку этих деталей. Кожух клапанного "привода представляет собой отдельную отливку, которая одной стороной крепится упругим креплением к патрубку, а другим - к кожуху тяг и выполняет роль компенсатора зазоров (см. далее стр. 479). В последующих моторах американское авиационное моторостроение, однако, отказывается от системы компенсации зазоров при помощи специальных компенсаторов и переходит на систему специального профиля распределительных кулачков (см. стр. 473). В производственном отношении цилиндры двигателя J-5 также представляют крупные преимущества. Отливка головки упрощается. Обработка внутренней части головки, производимая до завертывания гильзы цилиндра, облегчается. Цилиндры новой формы дали блестящие результаты. Охлаждение головки, клапанов, клапанных седел и свечей улучшилось. Температура головки и наиболее нагретых ее участков резко снизилась. Это позволило повысить степень сжатия, увеличить мощность и понизить удельный расход горючего. У ранних двигателей воздушного охлаждения неудовлетворительное охлаждение приходилось компенсировать обогащением смеси и повышением Орлов-1071-19 289 удельного расхода горючего, что давало повод шутливо называть эти двигатели "двигателями бензинового охлаждения". Новая конструкция цилиндра позволила уравнять удельный расход горючего у двигателей воздушного и жидкостного охлаждения. Бурный успех двигателей воздушного охлаждения в последующие годы в немалой степени обязан этому обстоятельству. Двигатель J-5 составил эпоху в авиационном моторостроении. Популярность его особенно возросла после того, как на самолете "Дух Сен-Луи" с мотором J-5 мощностью 220 л. с. летом 1927 г. был совершен первый в истории авиации трансатлантический перелет. В следующей модификации двигателя, известной под маркой J-6 (R-975), диаметр цилиндра увеличен с 114 до 127 мм. Ход поршня остался прежним. Литраж мотора возрос с 12,85 до 15,93 л, а мощность достигла 300 л. с. Конструкция цилиндра представляет следующие особенности (фиг. 215). Поверхность охлаждения цилиндра еще более увеличена. Клапанные коробки отлиты заодно с патрубками, клапанная коробка выхлопного патрубка покрыта ребрами с целью улучшения охлаждения направляющей и пружины выхлопного клапана. Направление ребер на выхлопном патрубке изменено; у основания патрубка они попрежнему перпендикулярны оси цилиндра, а в верхней части патрубка со стороны, ближайшей к оси цилиндра, перпендикулярны стенкам выхлопного патрубка и клапанной коробки. Всасывающий и выхлопной патрубки повернуты вдоль воздушного потока так, что тыльные части патрубков с прилитыми к ним бобышками клапанных направляющих обдуваются почти перпендикулярно к ним направленной струей воздуха. Это устройство улучшает охлаждение клапанов и тыльной (наиболее нагретой) части выхлопного патрубка. Цилиндр лишен компенсатора зазоров; кулачкам ввиду этого придан специальный профиль (см. раздел о компенсации зазоров, стр. 473). Параллельно с выпуском серий "Уэрлвиндов" фирма Райт с 1921 г. работала над созданием мощного двигателя воздушного охлаждения. Такой двигатель был спроектирован и построен в 1926г. и получил марку R-17501, или "Циклон". Диаметр цилиндра этого двигателя был равен 152,5 мм, ход поршня 174,6 мм, литраж 28,7 л, мощность 525 л. с. В 1929 г. диаметр цилиндра был увеличен до 155,7 мм, литраж до 30,5 л, а мощность двигателя доведена до 750 л. с., а впоследствии до 900 л. с. Двигатель этот, известный под маркой "Циклон" R-1820, строится до наших дней, являясь одним из лучших современных двигателей воздушного охлаждения. Начиная с мотора J-6, конструкция цилиндра стабилизируется, и дальнейшие усовершенствования сводятся, главным образом, к увеличению оребрения, улучшению качества материалов и конструктивной отделке деталей. Увеличение охлаждающей поверхности головок цилиндров не только полностью обеспечило надежное охлаждение головок в свободном воздушном потоке, но позволило приступить к решению другой не менее важной задачи - уменьшению затраты мощности на охлаждение. Эта задача была вполне успешно решена применением кольцевых капотов и дефлекторов. Цилиндр двигателя R-1750 ничем не отличается от цилиндра двигателя J-6 за исключением размерности. В цилиндре двигателя R-1820, изображенном на фиг. 216, всасывающий и выхлопной патрубки расположены вдоль воздушного потока. Свечи перпендикулярны оси цилиндра. Задняя свеча смещена с оси симметрии головки в сторону выхлопного клапана. Число и высота ребер значительно увеличены по сравнению с предшествующими моделями; особенно обильно снабжены ребрами межклапанный промежуток и выхлопной патрубок. Для облегчения формовки все-ребра в верхней части головки направлены по оси цилиндра. Шаг ребер на головке составляет 6,5 мм, высота в среднем около 33 мм, толщина ребер в средней части около 2,5 мм, шаг ребер на стакане 3,8 мм, высота ребра 10,5 мм, толщина ребра 0,8 мм. 1 Цифра 1750 указывает рабочий объем мотора в кубических дюймах. Отит способ маркировки широко применяется у американских авиационных моторов. 290 Фиг. 215. Цилиндр двигателя Райт J-6. (1926 г.) Фиг. 216. Цилиндр двигателя Райт "Циклон" R-1820F. (1929 г.) На фиг. 217 показана Одна из последних модификаций цилиндра R-1820. Охлаждающиэ ребра расположены не только на выхлопном, но и на всасывающем патрубке. Свечи наклонены к оси цилиндра под углом 50°. Шаг ребер на головке уменьшен до 5,5 мм, средняя высота увеличена до 40 мм, шаг ребер на стакане уменьшен до 3,5 мм, высота ребер увеличена до 13,5 мм. Эти меры увеличили охлаждающую поверхность цилиндров почти в два раза по сравнению с предыдущей конструкцией. Это обстоятельство позволило увеличить степень сжатия двигателя до 7,8, повысить среднее эффективное давление путем наддува до 12,6 кг/еж2 при расходе горючего 0,18 кз/э. с. ч. Применение, кольцевых капотов с регулируемой'выходной щелью позволило свести затрату мощности Фиг. 217. Цилиндр двигателя Райт "Циклон" R-1820 G-200 (1938 г.)- на охлаждение до 2-3% эффективной мощности двигателя, тогда как у старых, некапотированных моторов эта затрата достигала 20-30%. Несколько иными путями развивалась конструкция цилиндра на заводах фирмы Бристоль в Англии. Главный конструктор моторостроительного отдела-этой ;фирмы Рой Федден в первых своих двигателях придерживался конструкции закрытой гильзы с привертной алюминиевой головкой. На фиг. 218 изображен цилиндр двигателя Бристоль "Юпитер" выпуска 1922 г. Цилиндр состоит из стального стакана с плоским днищем, выполненным за одно целое со стаканом. Диаметр камеры сгорания несколько больше диаметра цилиндра. К днищу стакана на 15 шпильках с инварными втулками (см. стр. 257) крепится головка из алюминиевого сплава с каналами выхлопа и всасывания и бобышками клапанных направляющих. Головка центрируется относительно днища бронзовыми кольцами, установленными в выточках у всасывающих окон. Цилиндр имеет четыре клапана - два всасывающих и два выхлопных. Головки клапанов опираются на седла, расточенные непосредственно в днище камеры сгорания. Охлаждающие ребра сосредоточены на стакане; головка сребрена скудно. В одной из серий ("Юпитер" VI) охлаждающие ребра выполнены с эксцентриситетом 4,5-ли* относительно 292 оси цилиндров (в плане): ребра, расположенные на задней (по направлению воздушного потока) стороне цилиндра, имеют большую высоту, чем ребра, расположенные на передней стороне цилиндра. Всасывающие патрубки выходят на заднюю сторону мотора, выхлопные патрубки расположены,в передней части цилиндра навстречу воздушному потоку. Оси их для увеличения подачи охлаждающего воздуха в межклапанный промежуток раздвинуты под углом 90° (в плоскости, перпендикулярной оси цилиндра). Головки всасывающих клапанов имеют значительно больший диаметр, чем выхлопных, и выходят за габариты окружности цилиндра. Для того чтобы сделать возможной разборку всасывающих клапанов, втулки всасывающих клапанов сделаны съемными и сажаются в отверстия с зазором. Для того чтобы извлечь клапаны из цилиндра, необходимо предварительно вынуть клапанную направляющую, сдвинуть клапан к центру цилиндра на величину, равную зазору, образовавшемуся между штоком клапана и бобышкой, после чего головка клапана свободно проходит через цилиндр. Для центровки опорная поверхность -клапанной направляющей выполнена по сфере и опирается на шайбу со сферической вогнутой поверхностью, будучи прижимаема к ней силой клапанных пружин. Фиг. 218. Цилиндр двигателя Бристоль "Юпитер" (1922 г.). Эта конструкция ухудшает теплоотвод от клапана. Вследствие этого она неприменима для выхлопных клапанов, да и не очень рациоцальна для всасывающих. Впоследствии эта конструкция была оставлена. Двигатель снабжен системой компенсации зазоров, подробно описанной на стр. 479. Недостатком цилиндра описанной конструкции является затрудненный теплоотвод от днища камеры сгорания в головку. Несмотря на то, что поверхности стыка головки и цилиндра пришабриваются и притягиваются многочисленными шпильками, в практике возможно возникновение воздушных прослоек между днищем цилиндра и головкой, вызывающих местный перегрев и коробление днища. Теплоотвод от головки в обдувающий воздух затруднен недостаточностью охлаждающих ребер на головке. Фиг. 219.. Конструктивная эволюция головки двигателей Ьристоль. По этим причинам в более поздних сериях двигателя ("Юпитер" F, 1927 г.) и во всех позднейших моторах фирмы Бристоль ("Меркур", "Пегас" и др.) применена головка из алюминиевого сплава, навертывающаяся на открытый стальной стакан. Эта конструкция изображена на фиг. 242-243. В отличие от американских моторов на современных двигателях фирмы Бристоль применяется кованая, кругом обработанная головка с четырьмя клапанами. На фиг. 219 изображена конструктивная эволюция головки моторов Бристоль, начиная с двигателя "Юпитер" I (1918 г.) и кончая двигателем "Мер-кур" VIII. Конструкция стакана и головки Стакан цилиндра современных двигателей воздушного охлаждения представляет собой тонкостенную втулку с охлаждающими ребрами, резьбой для крепления головки и фланцем для крепления цилиндра к картеру. Охлаждающие ребра выгодно располагать не только на всей части цилиндра, подвергающейся действию горячих газов во время рабочего хода поршня, но и на поясе цилиндра, против которого останавливаются поршневые кольца при положениях поршня в НМТ. Это улучшает охлаждение поршневых колец в те относительно ////f Г~| большие промежутки времени, когда кольца i*-- ••• /as--J находятся около НМТ. На практике от этого условия часто отступают и располагают ребра только в верхней части цилиндра на длине 0,80-1,0 7J, считая от торца головки. В нижней части цилиндра иногда оставляют неоребренное пространство высотой 50-60 мм для облегчения завертывания гаек при креплении цилиндра к картеру. Шаг ребер на стакане обычно Фиг. 220. Ребра стакана двигателя 4~5 мм> т°лщина 0,8-1,2 мм, высота 10-20 мм. Райт "Циклон", а-серии F, Основания ребер снабжаются галтелями для б-серии G. улучшения теплоперехода из стенок стакана в ребра (фиг. 220). Толщина стенок стакана обычно 0,013 - 0,017 7); толщина фланца крепления 0,04 ~ 0,055 D. Фланец нагружен силами вспышки и силой Л7, изгибающей цилиндр в направлении, перпендикулярном его оси. Поэтому жесткость участка перехода от фланца к стенкам имеет первостепенное значение. Фланец соединяется с телом стакана галтелью болыпогд радиуса или конусом (фиг. 221). Очень часто неоребренную нижнюю часть цилиндра делают конической, расширяющейся книзу, п плавно переводят ее в тело фланца (фиг. 222). Во фланце высверливается 8-16 отверстий под шпильки крепления цилиндров к картеру. 294 Фиг. 221. Соединение фланца со стаканом цилиндра (мотор Райт "Циклон" F)- Фиг. 222. Соединение фланца со стаканом цилиндра. Фиг. 223. Соединение фланца с .цилиндром (мотор Гном-Рои К-Н). Фиг. 223а. Шпилька крепления цилиндра с подкладной сферической шайбой (двигатель Райт <-Ц1шлоп> С-100). Посадочные площадки под гайки подторцовываются. При низком расположении ребер, последние подфрезеровывают на высоте, достаточной для свинчивания гаек со шпилек (фиг. 223). Для уменьшения веса фланец делают фигурным, подфрезеровывая участки фланца между отверстиями на некоторую высоту (фиг. 224,а и б) или насквозь, так что остается только кольцевой пояс, необходимый для уплотнения стыка цилиндра с картером. У двигателей Бристоль "Меркур", "Пегас" и других фланцу крепления придана большая высота; участки между отверстиями профрезерованы для облегчения, так что фланец получается кэк-бы двойным (фиг. 225). Эта конструкция очень сильно увеличивает жесткость крепления цилиндра к картеру. Несмотря на все принимаемые меры фланец цилиндра и смежные с ним участки стенок цилиндра под нагрузкой деформируются, в Фиг. 224. Конструкция фланца результате чего шпильки, крепящие цилиндры цилиндра. к картеру? подвергаются изгибу. Так как шпильки по своей конструкции очень плохо сопротивляются изгибу, особенно многократно повторенному, то указанное выше обстоятельство на практике часто вызывает поломки шпилек. В одной из последних модификаций двигателя Райт "Циклон" (G-100) конструкторы, желая разгрузить шпильки от изгиба, применили сферические подкладные шайбы (фиг. 223а). Нарезанная часть шпильки утоплена в теле картера. Последнее сделано с двоякой целью. Во-первых, при этой конструкции удлиняется работающая на растяжение часть шпильки. Так как нагрузка на шпильки имеет ударный характер, то увеличение упругости шпилек уменьшает напряжения в них в момент вспышки. Во-вторых, эта конструкция предупреждает появление неровностей на опорных площадках в результате "выжимания" металла картера вокруг шпилек при завертывании последних. При обычной конструкции шпилек это явление бывает иной раз столь резко выражено, что возникает необходимость вышабривать приподнявшиеся участки для того, чтобы обеспечить плотную посадку фланцев цилиндров на картере. На ранних типах моторов Армстронг-Сиддли ("Пантера" и др.) был применен следующий способ крепления цилиндра к картеру. Цилиндр ввертывается нижним концом в гайку, вложенную в цилиндровое отверстие с внутренней сто- фиг. 225. Конструкция фланца цилинд--роны картера и опирающуюся буртиком на ра двигателя Бристоль "Меркур". торец цилиндрового отверстия (фиг. 226). Цилиндр контрится стяжным хомутом с коническими поверхностями, входящим в коническую заточку в теле цилиндра. Степень сжатия регулируется поворотом гайки относительно цилиндра- При сборке каждый р&з необходимо" проверять правильность установки степени сжатия. Конструкция эта не получила распространения. 296 Еще более оригинальный способ крепления цилиндров к картеру бы л применен на авиационном двигателе тяжелого топлива Паккард (1931г.). Фланец цилиндра этого двигателя имеет вид двух прямоугольных лап с профрезерован-нымина них полукруглыми канавками. Лапы цилиндров охватываются двумя стальными обручами, состоящими из изогнутых по дуге круга круглых прутков с нарезанными концами, соединенных в одно целое тендерами. При сборке цилиндры устанавливают в их гнезда, на лапы цилиндров накладывают обруч и затягивают тендеры, притягивая цилиндры к картеру. Эта конструкция имеет целью, во-первых, разгрузить картер, выполненный из магниевого сплава, от местных сосредоточенных нагрузок, во-вторых, заставить его работать на сжатие, а не на разрыв и, в третьих, придать креплению цилиндров известную эластичность с целью смягчения ударного действия давления вспышки, повышенного у двигателей тяжелого топлива по сравнению с бензиновыми двигателями. Как видно из схемы фиг. 227, эта Фиг. 226. Крепление цилиндра двигателя конструкция, вследствие большого Армстронг-Сиддли "Пантера", угла между направлением нагрузки и расположением воспринимающих нагрузку элементов, весьма сильно нагружает стяжной обруч, которому вследствие этого приходится придавать непропорционально большие размеры. Вследствие различия коэфициентов линейного расширения стали (11 - 10-6) и магниевого сплава (26 • 10~6) материал обруча подвержен значительным термическим напряжениям. Конструкция эта. невыгодна по весу и не нашла подражания в авиамоторостроительной практике. Нижняя кромка цилиндра снабжается фаской для облегчения ввода поршня и поршневых колец. Так как температура по высоте цилиндра переменна и достигает наибольшего значения в ближайшей к головке части, то цилиндр при работе расширяется неравномерно - меньше у основания и больше - у головки. Для обеспечения правильной цилиндрической формы в рабочем состоянии зеркало цилиндра иногда шлифуют на конус, суживающийся к головке. Величину конусности можно определить, зная распределение температуры по высоте цилиндра и характер расширения той части цилиндра, где стальной стакан сопрягается с алюминиевой головкой. В некоторых случаях образование конуса в цилиндре предупреждают, усиливая охлаждение ближайшей к головке части цилиндра. С этой целью прогрессивно уменьшают шаг или увеличивают высоту ребер по направлению к очшовке (двигатель Де-Хевиленд "Джипси"). Характер деформации той части цилиндра, где стальной стакан соединяется на резьбе с головкой из алюминиевого сплава,зависит не только от распределения температур на хэтом поясе, но и от целого ряда других факторов: величины натяга в резьбе, формы головки, величины коэфициентов линейного расширения материалов сопрягающихся деталей и т. д. Профиль этой части цилиндра- подбирают опытным путем. У новейших конструкций с азотированным зеркалом цилиндра зеркало цилиндра шлифуют до навертывания головки на стакан: если шлифовать зеркало цилиндра после навертывания головки, то легко снять наиболее ценный поверхностный слой" 297-' Фиг. 227. Схема крепления цилиндров двигателя тяжелого топлива Паккард. Поэтому в данном случае при определении профиля ближайшего к головке пояса стакана приходится учитывать еще один фактор: сжатие этого пояса при охлаждении головки после навертывания в горячем состоянии. Подобранный опытным путем профиль этой части стакана иногда получается очень сложным (ср. фиг. 227а). У мотора "Меркур" VIII цилиндру придана конусность на высоте 32 мм; конусность составляет 0,005 (по диаметру). Стаканы цилиндров двигателей воздушного охлаждения изготовляются из поковок стали 45, Х4 и Х5 (состав см. табл. 3 и 6). Цилиндры, у которых зеркало азотируется, изготовляются из хромоалюминиевой стали типа ХМА4 (состав см. табл. 12). Для ускорения производства, а также с целью устранения бокового давления резца на ребра, могущего вызвать их деформацию, ребра протачиваются одновременно гребенкой резцов. Зеркало цилиндра шлифуется и хонингуется фасонными хонами, обеспечивающими зеркалу необходимый профиль. В последнее время зеркало цилиндра суперфияишируют. Головки цилиндров изготовляются почти исключительно из жароупорных алюминиевых сплавов типа Y, RR, АЛ1 или АЛЗ (состав см. табл. 19 и 20); головки цилиндров некоторых рядных двигателей воздушного охлаждения (например, "Джипси Сикс>> и "Джипси Твельв") изготовлены из бронзы. В настоящее время применяются несколько способов изготовления головок: отливка в песчаные формы, отливка в кокили и ковка с последующей механической обработкой кругом. Материал кованых головок отличается высокими механическими качествами и способностью противостоять разрушительному действию детонации. Однако обработка кованых головок вследствие сложности их конфигурации весьма затруднительна и дорога. Для примера укажем, что головка цилиндра мотора Бристоль "Меркур" VIII подвергается в общей сложности 112 механическим операциям, в результате которых первоначальный вес поковки, равный 22,5 кг, уменьшается до 6,8 кг, т. е. больше чем в 3 раза. В настоящее время кованые головки применяет только фирма Бристоль. Методы отливки головок в песчаные формы в последние годы подверглись значительным усовершенствованиям. Головки отливают в формах из высушенных стержней, собранных в металлических рамках ("жакетах") с целью точной фиксации взаимного расположения стержней. Ребра формуются при помощи отъемных металлических ребер. Полость камеры сгорания и пояс резьбы, при помощи которой головка крепится к стакану, образуются метал--лическим стержнем. Все эти меры наряду с правильным приготовлением металла, тщательным соблюдением режима плавки и заливки, позволяют получить здоровые отливки с мелкокристаллической структурой и однородными механическими качествами. Сопротивление разрыву в образцах, вырезанных из правильно отлитых головок из сплава Y, составляет в среднем 22-26 кг /см2. В последние годы делаются попытки перейти на отливку головок в кокили. (ложность конструкции кокилей, обязанная конфигурации головки, препятствует распространению этого способа. На фиг. 240 изображена типичная конструкция литой головки с полусферической камерой сгорания и с двумя клапанами. Головка состоит из следующих существенных частей: нижнего пояса, которым головка сочленяется со стаканом, свода, образующего стенки камеры сгорания, всасывающего и выхлопного патрубков с бобышками для клапанных направляющих и с коробками клапанных коромысел. Всасывающий и выхлопной патрубки заканчиваются .298 Фиг. 227а-. Профиль цилиндра двигателя Райт "Циклон" на участие сопряжения головки со стаканом (схема). •фланцами или цилиндрической частью с резьбой для крепления всасывающего и выхлопного трубопроводов. Внешняя поверхность головки покрыта ребрами. В головке делаются два отверстия под свечевые втулки и одно для клапана воздушного самопуска. Полость всасывающего патрубка сильно развивают (фиг. 240, 243) с целью улучшения наполнения цилиндра. Полость выхлопного клапана обычно делают меньше; бобышку направляющей выхлопного клапана опускают сильно вниз для защиты штока и направляющей клапана от действия горячих газов. Доминирующее значение в конструкции головки имеет правильное охлаждение наиболее нагретых участков - патрубков и гнезд всасывающего и выхлопного клапанов, бобышек клапанных направляющих и участков расположения свечей. Охлаждение этих точек обеспечивают формой головки, расположением ребер и направлением охлаждающего потока. В настоящее время головки звездообразных двигателей воздушного охлаждения делаются исключительно в виде полусферы или близких к полусфере тел (см. фиг. 117). Двухклапанные головки располагают в воздушном потоке, так, что плоскость, заключающая оси клапанов, перпендикулярна направлению воздушного потока. Клапаны развалены, клапанные гнезда и промежуток между клапанами обдуваются воздухом. Всасывающий и выхлопной патрубки располагают вдоль воздушного потока так, чтобы струя охлаждающего воздуха ударяла в тыльную часть патрубков, охлаждая бобышки клапанных направляющих. Для усиления охлаждающего эффекта этот участок обильно снабжают ребрами "(фиг. 240-242). Коробки клапанных коромысел направляют навстречу воздушному потоку. Трубопроводы выносят на заднюю, "подветренную" сторону цилиндра. Привод распределения располагают в передней части мотора. Таким образом передняя, "наветренная" сторона цилиндра ничем не зате-.i:eна', если не считать тяг распределения <; кожухами. Свечи располагают приблизительно в продольной плоскости симметрии головки. На нижнем поясе головки располагаются кольцевые ребра в плоскости, перпендикулярной оси цилиндра. Кольцевые ребра обеспечивают равномерное охлаждение стенок цилиндра даже в том случае, если цилиндр обдувается неравномерно: тепло из наиболее нагретых участков ребер перетекает в холодные участки и температура стенок цилиндра выравнивается. Эта особенность кольцевых ребер имеет большое значение для рабочей части стенок цилиндра, т. е. для той части, по которой движется поступательно-возвратно поршень. Деформация цилиндра в этой области от неравномерного охлаждения может сильно ухудшить условия работы поршня. В старых конструкциях с вертикальными или слабо разваленными клапанами верхняя часть камеры сгорания и патрубки оребрялись ребрами, направленными перпендикулярно оси цилиндра (ср. фиг. 212-214). В новейших конструкциях с полусферической камерой сгорания с сильно разваленными клапанами параллельные ребра не обеспечивают удовлетворительного обтекания, как видно это из схемы фиг. 228. К тому же угол сопряжения ребер со стенками верхней части головки и патрубком получается слишком острым, что затрудняет формовку и ухудшает теплоотвод. В современных конструкциях двигателей воздушного охлаждения ребра располагают по более сложной 29У Фиг. 228. Схема обтекания верхней части головки в случае ребер, перпендикулярных оси цилиндра. схеме, приспособленной к требованиям хорошего обтекания всех частей головки. В нижнем поясе головки ребра располагают перпендикулярно оси цилиндра. На внешней стороне патрубков ребра обычно располагают так же, как и на нижнем поясе головки - перпендикулярно оси цилиндра. Фиг. 229. Схема расположения ребер головки цилиндра у мотора Райт "Циклон". В расположении ребер на верхней, сводчатой части головки и на обращенной внутрь, к оси цилиндра поверхности патрубков можно заметить две основные тенденции, представленные двигателями Райт "Циклон" и Гном-Рон К-14. У двигателей, вроде "Циклона", с большим развалом клапанов, Фиг. 230. Схема расположения ребер головки цилиндра у мотора Гном-Рон.К-14. ребра на внутренней стороне патрубков и на своде головки делаются параллельными оси цилиндра (фиг. 229). На оси симметрии патрубков ребра соединяются "в елочку" примерно под прямым углом. У двигателей, вроде К-14, с малым развалом клапанов, во избежание слишком острого угла в основании ребер последние направляют приблизительно перпендикулярно оси выхлопного патрубка (фиг. 230), соединяя их с наружными ребрами "шевроном". Для удобства формовки в этом же направлении располагают и ребра на 300 своде головки, а также ребра на всасывающем патрубке. Естественно, что охлаждение всасывающего патрубка при этом несколько ухудшается. Иногда ребра на внутренней стороне патрубков располагают перпендикулярно поверхности патрубков (см., например, фиг. 215). Это расположение затрудняет формовку, удачным его назвать нельзя. Выхлопной патрубок оребряют сильнее, чем всасывающий, хотя у последних моделей двигателей с сильным наддувом всасывающие патрубки сребрены почти столь же обильно, как выхлопные (ср. фиг. 217). Ребра делают несколько коническими. Толщина верхушек ребер у литых головок составляет обычно 1,25-1,5 мм, основание ребра имеет толщину 2-3 мм, шаг равен 5,5 - 6,5 мм. Ребра делают высотой до 50-60 лш(фиг.231). Отливка кольцевых ребер такой высоты представляет известные трудности: тсн-кие ребра застывают скорее массивных стенок головки и при усадке последних трескаются. Во избежание у тяжин и раз- фиг 231. Ребра литой головки мотора Райт "Циклон": рывов (а также с а-серии Р, б-серии G. целью уменьшения тепловых напряжений при нагреве) кольцевые ребра большой высоты иногда разделяют на отдельные секции глубокими выемками (так называемыми ;-", "температурными швами"), ?li "У кованых и кругом обработанных ~1 головок толщина ребер доводится до jjj 1-1,5 мм, толщина основания ребер щ 2-2,5 мм, ребра настолько тонки, что ^' легко гнутся под пальцами. Высота Г=1,4 *\< ^, //'///, ii 56 = -J 1 = 1.5 40- ребер достигает 45-50 мм, шаг составляет 4,5-5,5 мм (фиг. 232). Общая поверхность охлаждения Фиг. 232. Фрезерованные ребра кованой головки мотора Бристоль "Меркур". цилиндра составляет в среднем 1,8 - 2,5 дм^/э. л- с. Примерно 60-70% этой поверхности сосредоточено на головке, 30-40% - на стакане. Свечи ввертываются в специальные свечевые втулки из бронзы или из стали (см. стр. 244), завернутые наглухо в тело головки. Головка предварительно нагревается до температуры 250-400°; втулки стопорятся при помощи штифтов. С целью усиления теплоотвода от свечи в новейших моторах участки головки, непосредственно примыкающие к свечевым отверстиям, усиленно оребряют. Иногда свечевую втулку снабжают специаль- Фиг. 233. Радиатор свечи ным радиатором, представляющим собой цилиндриче- мот°Ра Раит "Циклон", скую коробку из легкого сплава с кольцевыми ребрами на наружной поверхности, окружающую тело свечи (фиг. 233). Радиатор этого типа служит одновременно для экранировки свечи, устраняя помехи в работе самолетной радиостанции от разрядов между электродами свечи. 301 Фиг. 2Н4. Профиль миловидной а, треугольной б и прямоугольной а резьбы. Г участке сопряжения Соединение головки со стаканом должно обеспечивать полную герметичность под давлением, доходящим до 60 кг/см2 и выше, при температуре до 250 - 350 . Основная трудность обязана различию коэфициентов линейного расширения стали, из которой делается стакан, и алюминиевых сплавов, из которых изготовляется головка. В настоящее время это затруднение обходят, создавая предварительный натяг в резьбе. Для этой цели резьбу выполняют с большим припуском против номинального размера (относительный натяг ф = 0,003 - 0,004 по среднему диаметру резьбы). Головку перед ввертыванием разогревают до температуры, на 70 - 100° превышающей максимальную эксплоата-ционную температуру (обычно до 350 и даже до 420°). При охлаждении в резьбе возникает натяг вследствие сжатия материала стакана и растяжения материала головки; этот натяг постоянно поддерживается упругостью материала головки и стакана и не исчезает при повторных нагревах головки до 250 - 300°. После завертывания стакана по этому способу необходимо прошлифовать цилиндр по внутреннему диаметру о целью уничтожения скорсета", возникающего в верхнем поясе стакана из-за натяга в резьбе. У цилиндров с азотированным зеркалом стенкам цилиндра предварительно, до навертывания головки, придают особый профиль на стакана с головкой (стр. 298). Резьба выполняется весьма точно, фрезеруется на специальных резьбофрезерных станках (а на стакане часто шлифуется) и проверяется специальными предельными калибрами. Часто применяют резьбу специального профиля (пиловидную, или трапецеидальную) (фиг. 234, а), нитка которой в разрезе имеет форму, приближающуюся к прямоугольному треугольнику с катетом, направленным приблизительно перпендикулярно действию нагрузки. Верхняя грань (гипотенуза) треугольника наклонена под углом 45° к вертикали, нижний катет при обработке резьбы фрезером или шлифовальным камнем не может быть сделан строго перпендикулярным к оси цилиндра (как при нарезке резьбы резцом) и поэтому слегка наклонен к ней (на 5 - -8°). Отличительная особенность этой резьбы заключается в том, что она при нагрузке почти не дает разрывающих гайку радиальных сил, какие дает обычная треугольная резьба (фиг. 234,6). В э7;-м отношении она подобна прямоугольной резьбе (фиг. 234, в), но выгодно отличается от нее большей прочностью ннтки (при том же шаге). Применение ее целесообразно только в тех случаях, 302 Фиг. 235. Схема уплотнения резьбы цилиндра мотора Рант "Циклон" F. (Инг. 235а. Схема уплотнения резьбы цилиндра двигателя Райт сЦиклон" 0-200. 2 * 5 , b Фиг. 2: (39) ?0 где обозначения и размерности прежние. Состояние пограничного слоя имеет тесную связь с теплопередачей. Температурное поле в пограничном слое, как показывают теоретические 311 соображения и опыт, подобно полю скоростей (фиг. 247). Как можно судить по фигуре, наибольший перепад температуры приходится на тонкий ламинарный подслой, который является своего рода тепловым изолятором. Чем больше скорость потока, чем интенсивнее конвекционные потоки, чем больше вихрей в потоке, тем меньше толщина ламинарного подслоя и тем энергичнее происходит передача тепла. Однако всякий вихрь связан с потерями. Поэтому между величиной теплоперехода и величиной трения и затраты мощности на теплопередачу существует тесная связь. При решении технических задач на теплопереход конвекцией и теплопроводностью применяют по предложению Ньютона упрощенную схему, предполагая, что отдача тепла происходит по закону, аналогичному закону теплопроводности, т.е. что тепло, отдаваемое в единицу времени, пропорционально поверх-но сти и разности средних температур, участвующих в теплообмене сред: Q кал/час = "-.). Интенсивность теплоотдачи учитывается коэфициентом теплоотдачи fc, представляющим собой количество тепла, передаваемого в единицу времени на единицу поверхности и на единицу температурного перепада и чаще всего выражаемым в кал/м2 час °С. Сложная зависимость конвекционной теплопередачи от термодинамических и гидродинамических факторов при этом вкладывается, пожалуй, насильственно в коэфициент теплоотдачи. Последний представляет собой сложную функцию влияющих на теплообмен факторов. В расчете теплоперехода наиболее трудным является выбор коэфициента теплоотдачи. Величина его определяется по большей части опытным путем. Если коэфициент теплоотдачи известен из опыта, то закон подо- -[---:-------"I----[---------13---бия дает возможность ----------_ • с удовлетворительной ~ - T!J I TJ степенью точности пере- считать его для иных условий. Если теплообмен происходит между двумя жидкостями, разделенными плоской стенкой, тб одновременно происходят три процесса: 1) передача тепла Фиг. 247. Профиль скорости и температурный перепад в пограничном слое. конвекцией от первой жидкости стенке, 2) передача тепла теплопроводностью через стенку, 3) передача тепла конвекцией от стенки второй жидкости. Тепло-переход от первой жидкости к стенке на 1 м2 поверхности и в единицу времени по уравнению Ньютона (40) равен: Q' кал /MZ час = fej (/ср - /х), (а) где fct - коэфициент теплоотдачи от первой жидкости к стенке; /ср - средняя температура первой жидкости; tl-температура поверхности стенки, омываемой первой жидкостью. Количество тепла Q", проходящее через стенку, по закону Фурье равно (2"кал[м2 час-- (^ - iz), (b) S где s - толщина стенки; X - коэфициент теплопроводности ее материала; tx и /2 - температуры обеих поверхностей стенки. Тепло, передаваемое от стенки второй жидкости, выражается аналогично (а)* * час = k2 (tz - / (с) 312 где fc2 - коэфициент теплоотдачи от стенки ко второй жидкости; /оср - средняя температура второй жидкости. При установившемся состоянии Q' = Q" = Q'" = Q. Исключая t: и ?2 из уравнений (а), (Ь) и (с), получаем - - j - - - (t\ - t'2)=K(tcp~tocp), где К - коэфициент теплопередачи, равный К = TCTLTZ" ' (42> fcj /с2 ^ X Величины -г- и -г- называются термическими сопротивлениями теплопере- % /С2 о хода, величина -г- -- термическим сопротивлением стенки, обратная ей вели- л чина -- температуропроводностью стенки. S Формула (41), выведенная для плоской стенки, применима для приближенного определения теплопередачи через криволинейные стенки, например, через стенки труб или стенки полого шара, если наружный диаметр стенки не слишком отличается от внутреннего. Для случая полого шара с наружным диаметром D2 и внутренним Dx теория дает следующее точное выражение для часового теплоперехода, отнесенного к единице внутренней поверхности шара ГЛ /2 • / * -t Ч / / ') Y т/" Jr V /) у Х 7~) Для случая полого цилиндра с наружным диаметром D2 и внутренним Dt часовой теплопереход на единицу внутренней поверхности цилиндра равен Qh кал'1м?час=-=---т----^----^- (ltp- /ocp). (44) fc 2 Падение температуры поперек стенки полого шара выражается гиперболической кривой, поперек стенки полого цилиндра- - логарифмической кривой (а не прямой, как в плоской стенке). В большинстве случаев теплопереход через криволинейные стенки, отнесенный к внутренней поверхности стенки, можно с достаточной точностью. определять по выражению Q кал/м* час= - j - ^-~ --- - - (fcp - /оср), (45 > fCj /Cg -Г 2 " где Рг и F2 - соответственно внутренняя и наружная поверхности тела. о Член -г-, представляющий термическое сопротивление стенки, обычна IIP1 гораздо меньше членов -г- и -^- •- , вследствие чего'при практических расчетах KI KZ Л 2 k его часто игнорируют. Возьмем, например, случай головки цилиндра воздушного охлаждения с толщиной стенки s = 25 мм (0,025 м). Теплопроводность материала стенки (алюминиевый сплав) примем равной 150 кал/м2 час °С. В таком случае - = тг- = 0,000167. A 10U Коэфициенты теплоотдачи JcL и k2 обычно имеют величину порядка 500 - 1500 кал/м^час°С. Даже в крайнем случае, если kt - fe2 - - 1500 кал/м? час °С, то -,-- +• -г- = т^лтг - 0,0012. Отношение величины ~^- /Ci /^2 -L0UU Л к сумме It1 - J- -у- равно 0,000167 _ п . ~ "ода"-0'10' т.е. ошибка от игнорирования величины <• составляет всего около 15%. В таком случае выражение для коэфициента теплопередачи [уравнение ('"2)] упрощается и принимает следующий вид: К = или [уравнение (45)]: К (46) (46а) _ -Г п/ Очень часто в опытных материалах приводят только значение коэфициента теплопередачи К. Так как зависимость этого коэфициента от факторов теплообмена еще более сложна, нежели зависимость коэфициентов теплоотдачи 7,5-10 5-Ю 2,5-Ю О Фиг. 248. Диаграмма теплоперехода между двумя жидкостями, разделенными тонкой стенкой. 1ъг и fc2, то некритический перенос значения К, найденного в определенных опытных условиях, на другие условия может привести к существенным ошибкам. Поэтому предпочтительнее всегда пользоваться значением коэфициента теплопередачи К в развернутом виде [уравнения (41, 4ба)] и определять его изменения по изменению частных факторов fej и &2. По структуре функции К [уравнение (46)] можно сделать заключение, что коэфициент теплопередачи определяется наименьшим из коэфициентов теплоотдачи. Если больший коэфициент теплоотдачи превышает меньший в 4-5 раз, то величина большего коэфициента теплоотдачи практически не влияет на величину коэфициента теплопередачи. 314 Этот .закон весьма наглядно иллюстрируется диаграммой фиг. 248, изображающей теплопереход (в двигателе водяного охлаждения) между горячими газами при tcp - 300°, отделенными от охлаждающей воды с г0 ср - 75° тонкой стенкой гильзы, термическим сопротивлением которой можно пренебречь. Здесь на оси абсцисс отложена средняя температура стенки .1 + t.2 <Г> 1 на оси ординат-теплопереход Q кал{м2 час. Теплопереход от горячих газов к стенке изображается прямой J, наклоненной к оси абсцисс под углом а, тангенс которого [уравнение (а), стр. 312]: Прямая 1 пересекает ось абсцисс в точке t,m =trp, т. е. когда температура стенки рдвна температуре газов и теплопереход, следовательно, равен нулю. Аналогично, теплопереход от стенки в воду, имеющую температуру /осрг изображается прямой 2, тангенс угла наклона которой к оси абсцисс по уравнению (с) равен tg Р= 1-^=7- =**• cm о ср Точка встречи прямых .1 и 2 соответствует состоянию теплового равновесия, когда количество тепла, переходящего в стенку от газов, равно количеству тепла, переходящего из стенки в воду. Ордината точки встречи Q изображает теплопередачу в единицу времени на единицу поверхности, а абсцисса этой точки представляет среднюю температуру стенки при тепловом равновесии системы. Отношение -т-~_-т -- , очевидно, дает значение коэфициента тепло- ~~ передачи К. Если один из коэфициентов теплоотдачи (на фиг. 248: &2- 1??) значительно превышает второй коэфициент теплоотдачи (kl~lg а), то, как легко видеть из фигуры, увеличение первого (увеличение угла (3 и приближение прямой 2 к вертикали) не увеличивает сколько-нибудь значительно теплоперехода. Зато увеличение меньшего коэфициента теплоотдачи (увеличение угла а) сопровождается значительным увеличением теплоперехода; температура стенки в обоих случаях меняется очень мало, будучи заданной значением максимального коэфициента теплоотдачи и приближаясь по величине к температуре охлаждающей воды. Коэфициент теплоотдачи от стенки к воздуху. По теории подобия две системы обладают одинаковыми коэфициентами теплоотдачи, если они геометрически подобны и если одинаковы характеризующие состояние потока числа Рейнольдса и Стантона: где Х - коэфициент теплопроводности в кал/мчас°С, д - ускорение силы тяжести в м/сек2; Ср - удельная теплоемкость (при постоянном давлении) в кал/кг L; 7 - удельный вес в кг/м3; т) - абсолютная вязкость в кг сек/м2; v - скорость в м{сек] I -'Величина, характеризующая линейные размеры потока, в м. Для коэфициента теплоотдачи функция подобия имеет следующий вид: А-=4-Ф[Дв, St, L]. I 315 Первый член этого выражения учитывает передачу тепла теплопроводностью, второй - конвекцией. Символ L относится к геометрическим размерам системы. Подстановкой значений ср, X и г\ при различных температурах и давлениях в выражение (48) легко убедиться, что для воздуха (и двухатомных газов, к которым принадлежат продукты сгорания) число Стантона приблизительно постоянно и не зависит от температуры и давления. Поэтому функцию подобия для воздуха можно написать в следующем виде: k = ~Ф[Яе, L]. V По опытным данным эта функция степенная и имеет следующий вид: U = const -^-Ren =const Хяп pn -i- - |^ . (d) Значение показателя я, как показывает опыт, колеблется в среднем в пределах 0,7-0,8. Если известен коэфициент теплоотдачи fe0 для определенных условий, то для той же системы в других условиях он может быть найден пересчетом по следующей формуле: (е) 9" \ П / ^ Изменение X и т\ у воздуха в практическом диапазоне невелико (ср. фиг. 262) . поэтому выражением (е) можно пользоваться в упрощенном виде: Возвращаясь к уравнению Ньютона (40), получаем Q кал] час = const (ря)" ^(ЛР - 'о ср)- (g) Отсюда можно сделать важное заключение, что количество тепла, отнимав" мого в единицу времени от поверхности, пропорционально произведению pv массовой плотности на скорость воздуха, обдувающего поверхность, и перепаду температур между стенкой и воздухом. Если пересчет производится для одной и той же системы при одной и той же плотности воздуха (например, на одной и той же высоте полета), то коэфициент теплоотдачи является функцией только скорости потока: Величина коэфициента теплоотдачи при данной скорости обдува, температуре и плотности воздуха сильно зависит от формы обдуваемого тела, его положения относительно воздушного потока, характера и состояния поверхности и т. д. Опытные данные по величине коэфициента теплоотдачи от стенки к воздуху в настоящее время довольно отрывочны. В первом приближении коэфициент теплоотдачи можно подсчитать, принимая, что все тепло передается теплопроводностью через ламинарный подслой. Такой условный коэфициент теплоотдачи по уравнениям (Зба) и (39) равен ,,_ X _ 6 200 v ' где 3 - толщина ламинарного подслоя в л.; v - скорость воздушного потока в м/сек; X - теплопроводность воздуха в кал/м час °С; v - кинематическая вязкость воздуха в м2/сек. 316 По американским опытам [5] над теплоотдачей гладких металлических поверхностей, расположенных параллельно потоку, коэфициент теплоотдачи равен kкaл|мz час °С = 24 (ог;)°>725. (48а) По формуле Стантона для цилиндров двигателей воздушного охлаждения, полученной отчасти теоретически, отчасти на основании эксперимента: час °С = 50 (1+0,0075 Тср) (49) 3000 где Тср - средняя арифметическая абсолютных температур корня ребра и охлаждающего воздуха; v - скорость воздушного потока в м/сек; р - плотность воздуха в кг сек2/л"2; D - диаметр цилиндра в мм. Для сребренных поверхностейкоэфициент теплоотдачи можно приближенно вычислить по приведенным выше формулам, если известна скорость воздушного потока относительно ребер. Коэфициент теплоотдачи удобно относить не к поверхности оребрения, а к основной поверхности, например, для стакана цилиндра мотора воздушного охлаждения - к наружной цилинд- - _ рической поверхности стакана. •- - -, Вычисленные таким образом ко-эфициенты теплоотдачи, естественно, значительно выше, чем значения, получаемые по приведенным выше формулам, и при скоростях воздушного потока 30 ч- 50 м/сек достигают 1000-7-2500 кал/м2час °С. Чем больше ребер, тем, вообще, интенсивнее теплоотдача, однако, рост теплоотдачи замедляется с каждым новым прибавленным ребром. Результаты опытов в США J5] над теплоотдачей расположенных параллельно обдуву латунных пластинок с ребрами толщиной 0,5 мм в зависимости от числа ребер и скорости обдува изображены на фиг. 249. Значение показателя п в пределах v = 20ч-70 м/сек получилось в среднем равным 0,75. Приведем в заключение одно из наиболее достоверных выраже- Фиг. 249. Коэфициент теплопередачи от ребер в функции шага ребер и скорости обдува. из наиболее достоверных выраже- ний для коэфициента теплоотдачи [14], представляющее собой обработку боль- шого количества опытных данных для случая движения воздуха в каналах Лкал7лс2чассС=600.ср (50) где ср - теплоемкость при постоянном давлении в кал/кг °С; т| - вязкость воздуха в кг сек/м2', v - скорость воздуха в м/сек; Ч - удельный вес воздуха в кг/ж3; т? - удельный ьсо DUOH,^- ~ ."-,-.- , -гидравлический диаметр канала в мм (d. = 4 -у , где F - шшщадь сечения в л*2 и И-периметр канала в лж). 317 Подсчитаем по формуле (50) коэфициент теплоотдачи для отсека ребер: (фиг. 250) при скорости воздуха 45 м/сек на уровне моря, предполагая, что отсек закрыт дефлектором, вплотную примыкающим к кончикам ребер и что,, следовательно, отсек мояшо рассматривать как канал прямоугольного сечения. Подставляя (см. фиг. 262) ср = 0,24 кал/кг °С; •/] =1,84-10-6 кг сек/м2;,. -,' =1,14 кг/м2; d* - 7мм, получаем: k = 160 кал 1м2 час °С. Относя этот коэфициент к основной поверхности, получаем 84 8 k' == 160-^Д- = 2440 кал/м2 час °С. 5, о ' Формулу (50) можно представить в более простом виде. Так как ср и ц в обычных условиях почти не изменяются, то, принимая ср =0,24 кал/кг°С, T| - 1,84 • 10~6 кг сек/м2 и заменяя ^ через р, ^ получаем L-^v444v:s4444^44^4^4444^^ k кал/м2 час °С = 67 (ov)0-8 --J----. (51) 64 в уравнениях (52) и (53) представляют собой коэфициенты теплоотдачи от газов к стенкам. Средняя температура цикла довольно устойчива. Она слабо увеличивается с обеднением смеси, мало зависит от опережения зажигания и довольно заметно возрастает с увеличением температуры во всасывающем трубопроводе. Для я ^ 1,1 среднюю температуру цикла для головки можно по опытам Пинкеля выразить следующим уравнением tcp = 610 -f 0,55 tk, (54> где tk-температура смеси во всасывающем трубопроводе. Для двигателей без нагнетателя при tk = 20 ~- 30° tcp составляет 620-^630°; для двигателей с невыключающимся нагнетателем и с сильным наддувом (tk - 110 ~ 140°\ /СР ^ 670 ~ 680°. 318 Среднюю температуру цикла для стакана можно считать равной 4, = 303 + 0,35 J*. (55) Теплопередача и сопротивление. Потеря напора жидкости при течении в канале произвольного сечения равна 7 7э2 Н - )------d* 20' где d* - гидравлический диаметр канала ( д* = 4 - j; (где /? - площадь сечения и 2 - периметр сечения канала); I - длина канала; v - скорость течения жидкости; А - коэфициент трения, являющийся функцией числа Рейнольдса и для турбулентного движения равный (по Блазиусу) . _ 0,316 _ 0.316 ДЛЯ ПОСТОЯННЫХ р И 7] . . _ const И Z"1'75 // == const - Г25~* (56а) d* Мощность ^V, затрачиваемая на движение жидкости, равна N = ±GceKH, (566) где GceK = Fpgv - секундный расход воздуха через канал. Величина pv задана, как мы видели выше (формула (g) стр. 316), количеством тепла, подлежащего отнятию, и может считаться постоянной. Подставляя в уравнение (566) выраже- р ние (56а) и d# =4 - , получаем .V = const я1'75 1 1^ = const с1'75 [L] 4-75 =-. const я1'75 (I } °'875, где [L] и [F] - величины, символизирующие линейные размеры и площадь охлаждающей поверхности. Таким образом затрата мощности на охлаждение приблизительно пропорциональна квадрату скорости охлаждающей жидкости и приблизительно пропорциональна первой степени охлаждающей поверхности F. По закону же теплоотдачи [уравнение (g)], количество передаваемого тепла пропорционально скорости в степени /г=0,7- 0, 8 и первой степени охлаждающей поверхности. Из сопоставления этих двух законов с очевидностью следует, что увели-.чение охлаждающей поверхности представляет собой гораздо более выгодный путь увеличения теплопередачи, чем повышение скорости охлаждающего потока. Это правило имеет кардинальное значение для техники теплопередачи. Оно указывает на выгодность всемерного увеличения оребрения цилиндров двигателей воздушного охлаждения при одновременном уменьшении скорости обдува. Последнее у современных авиационных двигателей воздушного охлаждения достигается заключением двигателя в кольцевой капот, в котором скорость воздуха регулируется щитками на выходе. В о избежание непроизводительного расхода воздуха через капот воздух заставляют проходить только вдоль ребер цилиндра. С этой целью цилиндры окружают дефлекторами, представляющими собой изогнутые по контуру цилиндров щитки из легкого сплава; 319 отсеки ребер, закрытые стенками дефлектора, представляют собой каналы, по большей части с криволинейной осью, по которым воздух перетекает из передней, обращенной навстречу воздушному потоку части капота, где господствует повышенное давление, в заднюю, выходную часть капота, где устанавливается пониженное давление. О конструкции и расчете капотов см. часть вторую настоящей книги. Охлаждающие ребра Рассмотрим установившийся процесс теплоперехода через прямое тонкое ребро. Пусть охлаждающий воздух движется вдоль ребра с обеих его сторон .и пусть поперечное сечение ребра представляет собой прямоугольник (фиг. 251). Пусть высота ребра будет h (фиг. 252), толщина s; пусть температура у основания (корня) ребра будет &>. Будем для простоты считать, что температура воздушного потока равна нулю. В силу теплопроводности тепло переходит от корня ребра к его верхушке; вследствие теплопередачи соприкосновением тепло переходит в воздух от боковых поверхностей ребра и от его торца. Для упрощения будем предполагать, что тепло передается только боковыми поверхностями, а влияние теплоотдачи с торца ребра учтем, заменив высоту ребра h условной величиной h' = h -j- - - /Л /Л /л\ У/. b'-h *s/2 * * * i i i А * J i t f * i i i * * * { \ i i t ! t t ! 1 '/// • - ^-- >-77*"' -77/7/ /X'///// 77/"'у"7/! -V / . V -' ' '//, ~/7. • - *. -*- -fc^, 777/7/r/v/ ;i v Л f> * \ 1 i i v V ill, 1 t V ' i i i - У У If' 1 " т t * ' t -"- ••- - - X . h d-rU- Фиг. 25 1. К определению теплоотдачи ребер. Фиг. 252. К определению теплоотдачи ребер. Теплопереход вследствие теплопроводности через сечение высотой s и длиной, равной единице, находящееся на расстоянии х от корня ребра (фиг. 252), в единицу времени равен по закону Фурье D*' где X-теплопроводность материала ребра; / <*-Л \~dxj -градиент температуры на расстоянии х от корня ребра. Количество тепла, проходящее в единицу времени через сечение, находящееся на расстоянии х + dx от корня ребра, равно - dx/ x+dx (i) Разность Q -- Q' равна теплу, отданному воздуху в единицу времени боковыми поверхностями элемента высотой dx. Таким образом с одной стороны, по уравнениям (h) и (i) .320 С другой стороны (припоминая, что мы приняли температуру воздуха равной нулю), имеем по закону Ньютона (1) где k.z - коэфициент теплоотдачи от поверхности ребра воздуху. Приравнивая выражения (k) и (1), получаем (m) x xdx ч ' По теореме Тэйлора / dt \ ( получаем 2L = C1*hA(h'-CJ = 0. Очевидно, что это условие может соблюдаться лишь при Ь'- Ся = 0, откуда С2 = /г'. Постоянную Сг можно определить из условия, что при ж=0, т. е. у корня ребра, г = /2. Подставляя это значение в уравнение (п), получаем /2 = Сг ch (- Ah') = d ch Ah' , откуда Подставляя значения (7- и C?"B уравнение (n), получаем _ . ch J.(ig- fe') Это уравнение определяет изменение температуры по высоте ребра. Температура верхушки ребра, т. е. при х = /г' (напомним, что ch 0 =1) равна "о •t_ chAh1' Из уравнения (57) можно определить суммарную теплоотдачу Q в единицу времени на единицу длины ребра. Величина Q равна [см. правую часть уравнения (1)1: h' h' Q = 2fc2 f t dx =2fe2*2 Г -------У^М dx = -^НЬ Ah'. (58) ^ 2J ZZJ chAh A ^ ' о о Если бы температура ребра была постоянной и равной /2, то теплоотдача на единицу длины ребра была бы равна - средний диаметр ребра Полная теплоотдача в единицу времени будет Q кал /час = Q' + Q". Относя теплоотдачу к основной поверхности тсО2Ь и температурному перепаду ?2, получаем, что теплоотдача в единицу вре-мени и на единицу основной поверхности (или иначе коэфициент теплоотдачи, Фиг. 258. К определению приведен-ного коэфициента теплоотдачи. отнесенный к основной поверхности) равна *ь Q Q' + Q" 2/с2тпй/1 *• + .). Припоминая, что r( = , получаем т (61) Величину ^ назовем приведенным эффективным коэфи-циентом теплоотдачи, а величину (61а) назовем коэфициентом приведения. Методика расчета Таким образом мы располагаем сейчас всеми необходимыми данными для расчета теплопередачи в цилиндре двигателя воздушного охлаждения. Рассматривая головку как полую полусферу с внешним диаметром (по корню ребер) Ц, и внутренним D17 по уравнению (43) имеем следующее выражение для определения теплоперехода на единицу внутренней поверхности головки: Q кал/час ж2 = - __/0 ср\ ' fi (62) 324 где по уравнению (52): A-j (Ni - индикаторная мощность цилиндра в л. с.): s - толщина стенки головки, в м\ X - теплопроводность материала головки в кал\м час. °С (для алюминиевых сплавов X = 120-150 кал [м час °С • t = fcae [А;2- определяется по уравнениям (49) или (50-51), 9 - по уравнению (61а)]; /ср ^= 610 + 0,55• tk [уравнение (54)] (tk-температура смеси во всасывающем трубопроводе, в °С); ^оср - средняя арифметическая температур воздуха на входе и выходе из ребер головки, определяемая из уравнения *оср - ?о + - = *о -f -5/7--;г~> (63) 2 -"Чгс °р где /0 - температура свободного воздушного потока в °С; Дг - прирост температуры воздуха при прохождении через ребра; Q' - часовой теплопереход от головки цилиндра в кал /час; Q' = OF (F - внутренняя поверхность головки в м2)\ Ср - теплоемкость воздуха при постоянном объеме; ср = 0,24 кал/кг °С; ^час - количество воздуха, проходящего через робра головки, в кг/час- В случаях, когда G или Q неизвестны, находят /оср, оценивая At в уравнении (63): tocp = /0 + - (обычно Дг составляет 40-80°). Определив после этого расчетом величины О и 6?, проверяют величину /ОСр- Если она сильно отличается от исходной величины, то производят перерасчет, полагая в его основу найденную величину tQCp- Второй перерасчет обычно излишен. Теплопереход от стакана цилиндра можно определять по уравнению (44) или. по упрощенному уравнению Q кал/час м2 = ----*-7?г^--- ( С - -о ср ), (64) - 4--- I - I -L - Л, $\DJ ' А где по уравнению (53): Тс\ = 31 .Vf0'64; s - толщина стенки цилиндра в м; л - теплопроводность материала стенки в кал/м час °С (для стали X = 30-^-40 кал/м час°С)-, & - эффективный приведенный коэфициент теплоотдачи от наружной поверхности стакана к воздуху [уравнение (61)]; 1)г и 7)2 - внутренний и наружный диаметры стакана цилиндра в м; t'OCj> - средняя температура воздуха, обдувающего стакан: t'cp = 300 +0,36 "fc [уравнение (55)]. Остальные обозначения аналогичны обозначениям в уравнении (62). Так как стакан значительно меньше напряжен в тепловом отношении, чем головка цилиндра, то в большинстве случаев возможно ограничиться только расчетом головки. Для определения температур ?-_ и /2 внутренней и внешней поверхностей головки имеем уравнения: Q кал/час м2 = fca (tcp-?-); (65) Q кал/час "к3 = -|- ^ (/- - "2); (66) Q кал/час м* = ft (j?)' (/2 - te cp). (67) 325 Определив Q кал /час м2 из уравнения (62), можно по любым двум из этих трех уравнений найти tt и /2. Надежность головки цилиндра двигателя воздушного охлаждения зависит от величин t,_ и i2, точнее, только от t2, так как ?± всегда меньше |2. Однако, так как определить величину 12 на работающем моторе гораздо труднее, чем ?17 то в качестве критерия надежности обычно задают именно величину i-_, тем более, что /2 отличается от t± на величину, которая на практике колеблется не очень значительно, составляя в среднем 40-60°. Однако, как мы увидим впоследствии, прямой пропорциональности между ^ и t_> не существует. Задача может стоять по-разному. 1. Заданы мощность цилиндра, размеры головки и ее оребрения, скорость и плотность охлаждающего воздуха. Искомыми являются температуры головки и количество тепла, переходящего в воздух. 2. Заданы мощность и размеры цилиндра и его предельные температуры и требуется подобрать оребрение, обеспечивающее при заданной скорости и плотности воздуха требуемые температуры. 3. Заданы мощность и геометрические размеры цилиндра и его оребрения и предельная температура наружной (или внутренней) поверхности головки. Требуется найти минимальную скорость воздушного потока при заданной плотности, обеспечивающую поддержание этой температуры. В практике конструирования двигателей чаще всего встречается задача 3. Из теории теплопередачи хорошо известно, что поверхность оребрения в интересах сокращения затраты мощности на обдув выгодно выбирать возможно наибольшей- Поэтому при конструировании головки цилиндра придают оребрению максимальную, допускаемую конструкцией ц технологией изготовления головки поверхность. После этого определяют минимальную скорость воздуха на заданной высоте, обеспечивающую поддержание этой температуры. Это есть первая половина задачи. Вторая половина заключается в проверке возможности обеспечить расчетную скорость воздушного потока в ребрах при заданной скорости самолета и сопротивлении охлаждающей системы, при данной конструкции дефлекторов, капота и его выходной щели. Эта часть задачи подробно изложена в разделе о расчете капотов двигателей воздушного охлаждения (см. часть вторую настоящей книги). Расчетным режимом является режим набора высоты, когда мотор отдает максимальную мощность, а скорость полета (траекторная) невелика. В первые моменты взлета охлаждение мотора несколько облегчено тем, что часть тепла затрачивается на подогрев мотора с температуры, которая устанавливается на режиме малого газа, до температуры режима полного газа. По исчерпании этого охладительного резерва (сравнительно небольшого) охлаждение мотора зависит лишь от обдува. В наиболее тяжелых условиях работает мотор в конце непрерывного взлета до расчетной высоты, без промежуточных "площадок", т. е. без перевода самолета на короткое время в горизонтальный полет с целью понижения температуры цилиндров. Весь расчет очень упрощается и делается весьма наглядным, если применить графический прием, аналогичный приему, описанному на стр. 314 (фиг. 2 48). По сравнению с последним здесь на сцену появляется лишнее неизвестное - перепад температуры поперек стенки,- которое, однако, определяется без труда. расчета легче всего проследить на примере . Пример. Цилиндр двигателя воздушного охлаждения диаметром 155 мм развивает на взлете 100 л. с. (с учетом мощности, затрачиваемой на нагнетатель) при температуре во всасывающем трубопроводе tk = 100°. Размеры ребер известны (фиг. 259). Внутренняя поверхность головки (вместе с верхним поясом стакана) равна 0,05 мг. Средняя толщина стенки головки s = 24 мм. Теплопроводность материала головки X = 140 кал/м час °С. Головку можно приближенно считать полой полусферой с •=Р .= 1,3. Требуется найти минимальную скорость обдува ори продолжительной работе DI на уровне моря (?0 =0°), при которой средняя температура наружной поверхности головки не превышала бы 250°. 326 Определим коэфициент теплоотдачи от газов к стенке. Принимая т)Ш =0,88, получаем по уравнению (52). Л " , / inn \ °'С4 Средняя температура цикла по уравнению (54) равна tcp = 610 + 0,55 tk = 610 + 0,55 • 100 = 665°. Построим диаграмму Q кал[м2 час по t° (фиг. 260). Прямая, проведенная через точку абсциссы tcp- 665° под углом а к оси абсцисс, тангенс которого пропорционален k.2, изобразит (стр. 315) часовую теплоотдачу от газов на м* внутренней поверхности стенки. Прямую строим по одной точке: при fj = 400° и tcp - f- = 265° и Q кал/м* час = 1100 • 265 = 292 000. Соединяя эту точку с точкой tcp = 665° на оси абсцисс, получаем прямую (tcp- А] теплоотдачи от газов к стенке. Фиг. 260. Графический расчет охлаждения головки цилиндра. Определим температуропроводность стенки [уравнение (66)]: JL Е* = ^L 13 = 7600 кал1м* чье °С. s D! 0,024 ' ' Проведем на фиг. 260 прямую, соответствующую теплопереходу от внутренней к наружной поверхности стенки. Эта прямая должна проходить через точку t.2 = 250° (заданная температура наружной поверхности головки) и быть наклонена к оси абсцисс под углом р, тангенс которого пропорционален -г- ~ . Прямую строим, как и раньше, по одной точке. Прямые пересекаются в точке А. Из фиг. 260 непосредственно читаем, что теплопереход в стенку головки равен 4 -Ю5 кал/м^час или 0,05 • 4 • Ю5 = 2-1№ кал/час, что по отношению к тепловому эквиваленту индикаторной мощности цилиндра 632 -^ = 72 • 103 кал/час и,оо 20 составляет 100 • -=- --- 28%. Средняя температура внутренней поверхности головки по \ и ' • фиг. 260 равна 300°, т. е. на 50° выше температуры наружной стенки. Определим теперь теплопереход от внутренней поверхности стенки к наружной и далее' в воздух. Теплопереход от внутренней поверхности стенки к наружной изобразится на фиг. 260 линией, наклоненной к оси абсцисс под тем же углом {-, что и линия tz-A, но в обратную сторону, и пересекающей ось абсцисс в точке tt. Так как величина 327 теплоперехода от газов в головку и от головки в воздух при установившемся состоянии, разумеется, одинакова, то наша прямая должна встретиться с еще неизвестной линией теплоотдачи от наружной стенки в воздух в точке В, ордината которой равна ординате точки А. Искомая линия должна пройти с одной стороны через точку В, а с другой - через точку на оси абсцисс, соответствующую средней температуре воздуха. Тангенс угла D наклона этой линии к оси абсцисс даст нам значение коэфициента теплоотдачи $ ( ~ \ JL/i необходимое для поддержания заданной* температуры, а по нему мы без труда найдем необходимую скорость воздушного потока. Предположим a priori, что повышение Д? температуры воздуха при прохождении через головку равно 60° и что, следовательно [уравнение (63)], 'о Ср = ^о + -g- = 30°. Соединим точку В и точку ?0ср=30° на оси абсцисс прямой (левая пунктирная прямая на фиг. 260). Для определения коэфициента теплоотдачи найдем значение тангенса угла наклона нашей прямой к оси абсцисс. В точке В С л едо вате л ьно , , ? = = 1070 кал/м2 час °С. 1,о е\ По уравнению (61а) коэфициент приведения 9 =-;- равен Определим величину д _ I/ i Допустим a priori, что k2 = 80 (через несколько действий мы проверим правильность этого допущения). Подставляя в выражение А значение А. = 140 кал/м час°С; s =0,024, получаем 0,024 • 140 Ah' = 6,9 • 0,0392 = 0,27. По таблицам гиперболических функций (или по диаграмме фиг. 255) находим th Ah' = 0,2636. По условиям задачи D2 = 1,31)- = 202 мм; высота ребра h' равна 39,2 мм, [следовательно: -Dcp_242 ~D7 ~ 202 - lj2' Подставляя в выражение для в найденные значения A, th Ah' и размеры ребер (из фиг. 259), найдем х2 ' °2636 + °°°46 " - 137' Следовательно: Q"^ 1.61 Пересчета делать не будем. Переходим к последнему этапу вычислений - определению необходимой скорости обдува v. По уравнению (51) 328 Гидравлический диаметр отсека ребер равен F ,4,5-38 8,5 На уровне земли при toip- 30° плотность воздуха р = 0,119 кг сек2/,"4. Подставляя значения /с2, d* и р в уравнение (51), находим п8 78-8,5°>2 V ' = •----------;--- = 9,У- (т>\> 67.0Д190'8 Ф/ v = 9,91>25 = 16 м/сек. Определим подогрев воздуха при прохождении через головку. Сечение для прохода воздуха найдем приближенно. Для этого рассечем головку плоскостью, перпендикулярной направлению потока, определим площадь контура, занятого ребрами, и вычтем из него площадь сечения ребер. Пусть в нашем случае площадь контура оребрения равна F = 0,03 л*2. 2 5 Из фиг. 259 заключаем, что ребра занимают F = -=- 100 = 35,5% всей площади. Следовательно, живое сечение F = 0,03 (1-0,355) = 0,0194 м2. Часовой расход воздуха Очас= BQQQFvpg = 3600 - 16 • 0,0194 • 1,17 = 1310 кг/час. Повышение температуры определится из уравнения Л/ _ _ GHO.C ср "1310 • 0,24 Средняя температура воздуха равна 32°. Пересчет, таким образом, излишен. Предположим теперь, что тот же цилиндр отдает полную мощность на высоте 5000 м, где давление р' =0,52 р и 1'0= - 40°. Остальные условия те же. Среднюю температуру tfocp охлаждающего воздуха на высоте предварительно определим из следующих соображений. Для того чтобы теплопереход (и температуры головки цилиндра) остались прежними, необходимо соблюдение условия (ря)°л (-1- W) - (pV)0'8 di - -icp) или (pv)0'8 (250-32) = (р'и')0'8 (250- t'Qcp). Следовательно, i'tf \ 218 / (q) Повышение температуры воздуха при прохождении через головку по уравнению (63) обратно пропорционально массовому расходу воздуха " М- 64 p'v' Принимая во внимание уравнение (q), получаем 1,25 32 \ 218 Это уравнение удовлетворяется при ?0с = - 4°, т. е. при Д< = 2 (40 - 4) =2-36 = 72°. Следовательно, ._ 0,86. ри 254 Изменение плотности охлаждающего воздуха на высоте равно f=0,M^-±^-0,M. , "г" Поэтому J1_JW._146 v - 0,59 - ' 329 V = 1,46 • 16 = 23,5 м/сек. Проверим полученный результат построением. Проводя на фиг. 25У прямую через точку В и t'ocp = -4°, получаем откуда =1590' 940 кал/м2 час °С. Функция в при данных^ размерах ребра весьма мало зависит от величины 7е2. Воспользуемся для определения k'% найденным раньше значением в = 13,7. Тогда 940 = 68,5 кал/м* час °С. 5 Ю Фиг. 261. Графический способ определения температуры головки цилиндра. Проверим правильность этого допущения: 2 ' 68'5 г' = 6,36 • 0,0392 = 0,25; th Ah' = 0,245; Л 1 2 0,007 6,36 •1,2 • 0,245 + 0,0045 = 13,8; 7' ^ 940 fc2 = -Q- = 1Q Q = 68 кал/л*2 час °С. " _Lo -О Этим значением k'% и будем пользоваться. Величина р' по уравнению (г) равна р' = 0,119 • 0,59 = 0,07 кг сек*/м*. Аналогично уравнению (р) ~~ 67 • 0,07°'8 ~" "'^ Lv= " ' = ^ что весьма близко и найденному раньше значению v. 330 Часовой расход воздуха через охлаждающую систему головки равен - G кз/час = 3600 Рщд = 3600 .. 2 . 0,0194 • 0,685 = 1140. Перепад температуры: Пересчет излишен. 1140-0,24 В некоторых случаях задача сводится к определению температур стенки головки и количества тепла, отдаваемого в воздух. Пусть, например, заданы коэфициенты теплоотдачи fcj и fea (и И), средняя температура цикла и средняя температура охлаждающего воздуха. На основании сказанного выше легко построить диаграмму Q кал/м* час по t (фиг. 261). Для определения (7, /аи /2 проще всего начертить на прозрачной бумаге (восковке) две скрещивающиеся линии, каждую под углом к горизонтали (. - - - jL-*;! (пунктирные линии на фиг. 261), наложить восковку на диаграмму и перемещать ЮО "Ц , /емператира Нипения boobi А.-доя;гёс% J_LJL_J ill i 1 3 12 13 14 15 к/и Фиг. 262. Изменение температуры, давления и плотности воздуха с высотой (по Международной стандартной атмосфере). ее по диаграмме, сохраняя все время параллельность между осью абсцисс и горизонталью, нанесенной на восковке. Легко найти такое положение скрещивающихся линий, при котором ординаты точек А и В, засекаемых обеими линиями на линиях tcp - А и tQcp- 5, равны друг другу. Как ясно из предыдущего, это положение соответствует условию теплового равновесия. Ординаты точек А и В представляют количество тепла, отдаваемого воздуху, а абсциссы- средние температуры *2и ^ наружной и внутренней поверхности головок. Нанеся на диаграмме несколько линий focp-Л, соответствующих, например, различным скоростям обдува (как на фиг. 261) или разным высотам полета или, наконец, разным температурам f0, легко найти соответственные температуры стенок головки и величины теплоотдачи. На фиг. 262 приведены некоторые данные, необходимые для расчета охлаждения на высоте. 331 В самое последнее время в конструкции охлаждающих ребер появилось очень важное нововведение. Научно-исследовательский институт по авиации США (NACA) разработал способ крепления к головке цилиндра охлаждающих ребер из листового алюминиевого сплава. Этот способ позволяет придавать оребрению оптимальные размеры, обеспечивающие наиболее высокую теплоотдачу на единицу основной поверхности. Толщина ребер Фиг. 262а. Цилиндры с литыми головками (а - Райт "Циклон" R-1750; б -Райт "Циклон" R-1820 G) и с оребрением NAGA (?). цилиндра NACA равна /-^ 0,8 мм, расстояние между ребрами -• 2 мм. Поверхность охлаждения цилиндра увеличена в шесть раз по сравнению с поверхностью охлаждения;цилиндров обычной конструкции. Это позволило снять с цилиндра NACA индикаторную мощность, в три раза превышающую мощность, развиваемую цилиндром обычной конструкции, при тех же температурах оребрения и при том же перепаде давления охлаждающего воздуха в оребрении. По последним сведениям фирма Райт приступила к постройке двигателей с цилиндрами NACA. На фиг. 262а изображен цилиндр двигателя Райт "Циклон" с оребрением NACA. Рядом для сравнения показаны цилиндры двигателей Райт "Циклон" R-1820 G и Циклон R-t750. Литература 1. Boermann A. E., The Design of Metal Fins for Air-Cooled Engines, "Jl SAE", 1937, v. 41, No. 3. 2. Kemper C., Fin and Cylinder Baffle Design for Air-Cooled Engines, "Jl SAE", 1934, v. 35, No. 4. 3. P i n k e 1 В., The Heat-Transfer Processes in Air-Cooled Engines, "Jl Aer. Sc.", 1937, VIII, v. 4, No. 10. Heat-Transfer Processes in Air-Cooled Engine Cylinders, NACA Rep., No. 612, 1938. 4. Schmidt, Die Warmeubergang durch Rippen, "Z. VDI", 1926, Nr. 26-28. 5. Taylor a. Rehbock, Rate of Heat Transfer from Finned Metal Surfaces, Techn. Notes NACA, No. 331. 6. BrevoortM. Stickle C. a. Ellerbrock H., Cooling Test of a Single-Rovv Radial Engine with Several NACA Cowlings, NACA Rep., No. 596, 1937. 7. S h e у О. a. R о 1 1 i n V., The Effect of Baffles on the Temperature Distribution and Heat Transfer Coefficients of Finned Cylinder, NACA Rep., No. 511, 1935. 8. Me. К i n n о n W о о d R., Engine Cooling Research, "Jl RAS", 1933, v. 37. 9. С a p о n R. S., The Cooling of Cowled Systems, ARC R. a. M., No. 1702, 1936. Ю. Hartshorn, Cooling of au Air-Jacketed Engine, ARC R. a. M., No. 1641. 11. RollinV. a. Ellerbrock H., Pressure Drop Across Finned Cylinder, NACA Techn. Notes, No. 621, 1937. 12. В e i s e 1, Me. С 1 a i n, Thomas, The Cooling and Cowling of Radial Air-Cooled Aircraft Engines, "Jl SAE", v. 34, No. 5. 13. J a n e w a y, Quantitative Analysis of Heat Transfer in Engines, "Jl SAE", 1938, IX. 14. С h i 1 t о n T. H., С о 1 b u г А. В., G e n e r a u x R. P., V e r n о n H. C., Heat Transfer Design Data and AHgnement Charts, Trans. ASME, PME, 1933, v. 55, No. 6. 15. Taylor C., Distribution of Heat Losses to the Jackets of an Internal Combustion Engine Cylinder, "Jl Air. Sc.", 1936, v. 3, No. 8. 16. G r б b e r, Die Grundgesetze d. Warmeleitung und d. Wa'rmeuberganges, Berl., 1921. Русский перевод: Г p о б e p, Введение в теплопередачу, ГТИ, 1927. 17. M e г k e I, Die Grundlagen der Warmeubertragung, Berlin, 1927. 18. T e n - В о s с h M., Die Warmeubertragung, Berlin, 1927. 19. Griffith, ARC R. a. M. No. 308, 1917. 332 ________ II. ПОРШНЕВАЯ ГРУППА ПОРШЕНЬ Конструкция Поршень воспринимает давление газов и передает его через шатун коленчатому валу. Конструкция поршня должна быть такой, чтобы он при движении в цилиндре уплотнял рабочее пространство цилиндра во избежание прорыва горячих газов из цилиндра в картер и подсоса воздуха и масла из картера. Направляющие поверхности поршней работают по стенкам цилиндра под большой нагрузкой от сил 'N бокового давления шатуна. На фиг. 329, 331 и332 (стр. 379-380) изображен поршень с сопряженными деталями - поршневыми (уплотнительными и маслосбрасывающими) кольцами и поршневым пальцем, служащим осью для верхней (поршневой) головки шатуна. В поршне различают днище и цилиндрическую часть, которая разделяется на верхний пояс, несущий поршневые кольца, и нижний пояс (юбку), обеспечивающий направление поршня в цилиндре. Поршневый палец оперт в цилиндрических отверстиях в поршневых бобышках. Поршневые кольца размещены в поршневых канавках. Участки между поршневыми канавками называются междукольцевыми промежутками. Поршень принадлежит к числу наиболее ответственных и напряженных деталей двигателя. Подвергаясь периодическому воздействию горячих газов, поршень на работающем двигателе приобретает высокую температуру, понижающую прочность материала и ухудшающую условия смазки поршня. Поршень должен быть достаточно прочным для того,чтобы выдержать силу вспышки, достигающую в мощных двигателях 7-10 т, и силы инерции, развивающиеся при поступательно-возвратном движении поршня. Поршневые кольца^ должны уплотнять полость цилиндра, в которой давление достигает 50-Ж) am. Направляющие поверхности поршней должны работать по стенкам цилиндра с минимальным трением в условиях скудной смазки и при высоких температурах. Все эти факторы определяют выбор материала и конструкцию поршня и сопряженных с ним деталей. Чугун, применявшийся для изготовления поршней в первых авиационных и автомобильных моторах, с открытием жаростойких алюминиевых сплавов был вытеснен последними. Алюминиевые сплавы, как материал для поршней, обладают рядом крупнейших преимуществ. Малый удельный вес их позволяет уменьшить силы инерции поршня, сильно влияющие на величину и характер нагрузки, шатунных и коренных подшипников коленчатого вала и на их работоспособность. Применяя легкие сплавы, можно, без чрезмерного увеличения веса, выполнить стенки поршня более массивными. Последнее обстоятельство вместе с повышенной (примерно в пять раз. по сравнению с чугуном) теплопроводностью алюминиевых сплавов позволяет снизить рабочие температуры днища поршня. Максимальные температуры чугунных поршней достигали даже при тогдашней удельной мощности 400-450°. С переходом на алюминиевые сплавы температура поршней упала до 200-250°. Применение поршней из алюминиевых сплавов позволило поднять оборотность двигателей, повысить степень сжатия и наддув, лимитируемые в числе других факторов температурой поршня. 333 Повышенный коэфициент линейного расширения алюминиевых сплавов заставляет выполнять поршни с большим зазором по отношению к цилиндру, что является известным недостатком, так как вызывает стук поршней на холодном моторе, возникающий от перемещений поршня в пределах зазора при изменении направления силы N бокового давления шатуна в верхней и нижней мертвых точках, и увеличивает проникновение масла в камеры сгорания. Этот недостаток в авиационном моторе, работающем лишь весьма непродолжительное время на малом газу, однако, не очень ощутителен. У автомобильного мотора, у которого холостой ход (малый газ) составляет значительную долю режимной работы и у которого бесшумность стоит на первом плане, этот недостаток долгое время занимал внимание конструкторов, пока не был устранен рядом конструктивных мер: применением легких поршневых сплавов с пониженным коэфициент ом расширения, устройством разрезной пружинящей юбки, применением составных поршней с инварными вставками и т. д. В последнее время поршневые сплавы с пониженным коэфициентом расширения начинают распространяться и в авиамоторостроении. Технология изготовления поршней из алюминиевых сплавов прошла через ряд этапов. Первоначально поршни отливали в земляные формы. Форси-ровка удельной мощности моторов потребовала улучшения механических качеств материала поршня. Поршни стали лить в кокилях. Сначала кокили применялись лишь для внутренней части поршня (полукокильная отливка), впоследствии поршни стали лить в кокилях целиком. Частые случаи прогара поршней и разрушения поверхностного слоя от действия детонации заставили перейти на изготовление поршней ковкой, а затем и штамповкой в закрытых штампах с последующей механической обработкой рабочих поверхностей. В настоящее время для мощных моторов применяются только кованые и штампованные поршни. Конструкция поршней в значительной мере определяется требованием наиболее полного и быстрого отвода тепла от участков поршня, воспринимающих тепло, и условием, чтобы температура этих участков не превосходила определенного предела. У современных сильно форсированных двигателей с наддувом максимальная температура поршня (в центре днища) нередко достигает 350°. На фиг. 263-264 изображена схема теплопоглощения и теплоотдачи поршня. Поршень воспринимает тепло через днище, главным образом, в процессе сгорания и расширения, когда температура и плотность газов наиболее великит а турбулентность наиболее интенсивна. Меньшие количества тепла поршень получает в процессе выталкивания газов и в конце хода сжатия. Поршень отдает тепло соприкосновением в стенки цилиндра через поршневые кольца и юбку и конвекцией в воздух и масло, находящиеся в картере, через внутреннюю поверхность днища, стенок и бобышек поршневых пальцев. Доминирующую роль играет теплоотвод через поршневые кольца, плотно прижимающиеся к стенкам цилиндра, а также теплоотвод от днища поршня в картерный воздух. Во время хода всасывания (фиг. 264) и в начальные фазы процесса сжатия к теплоотводу в перечисленных направлениях присоединяется еще теплоотвод от наружной, обращенной к камере сгорания поверхности днища в топливовоздушную смесь. На фиг. 265 изображена типичная картина распределения температуры в поршне двигателя жидкостного охлаждения (двигатель Рольс-Ройс "Кестрель") при продолжительной работе на максимальной мощности. Фиг. 265 позволяет сделать следующие заключения. Участок с максимальной температурой расположен в центральной части днища и в плане имеет вид эллипса, вытянутого перпендикулярно оси поршневого пальца, что вполне понятно, так как теплоотвод от бобышек поршневого пальца повышен по сравнению с теплоотводом в перпендикулярном к ним направлении. Температура днища ^поршня вдоль бобышек поршневого пальца значительно ниже, чем в перпендикулярном оси поршневого пальца направлении. Это свидетельствует о том, что бобышки отводят большое количество тепла из днища. Охлаждающее ребро (фиг. 265, б, левая сторона) в свою очередь заметно понижает темпе- 334 ' ' Фиг. 263. Схема теплопог лощения и терлоотвода в поршне в такте расширения. Сплошные линии-теплопог лощение, пунктир-теплоотвод. ~ f Фиг. 264. Схема теплоотвода из поршня в такте всасывания. 33L ратуру поршня. Падение температуры в днище относительно невелико. Основной теплоперепад приходится на участок между днищем и нижним поршневым кольцом; здесь температура снижается с 300-320 до 260-220°. Это свидетельствует об огромной охлаждающей роли поршневых колец. Юбка поршня имеет более или менее равномерную температуру порядка 220°. 3ZD~° ^Ш 340° Щ& 320 у Фиг. 265. Распределение температур в поршне при работе двигателя на максимале. У двигателей воздушного охлаждения температуры поршня обычно выше, чем у двигателей жидкостного охлаждения, в среднем на 30-50°. Высокая рабочая температура является причиной многочисленных дефектов поршней. Наиболее частым дефектом является перегрев поршня, сопровождающийся отпуском материала поршня, потерей твердости и ухудшением механических качеств. Ослабленный перегревом материал днища поршня, подвергающегося периодическим деформациям от сил вспышки, быстро устает, в нем развиваются мелкие трещины, которые могут привести к выкрашиванию отдельных кусочков материала и разрушению поршня. Другим распространенным дефектом является эрозия и коррозия поверхности днища под действием горячих газов, особенно при детонации. Начальные стадии дефекта заключаются в том, что поверхность днища покрывается точечными изъязвлениями-"сыпью" (фиг. 266), которые 336 если дать дефекту развиваться, быстро переходят в обширную и глубокую эрозию, охватывающую иногда всю поверхность днища ("прогар" поршня). В последнее время этот дефект пробуют устранить защитными покрытиями- оксидированием, никелированием или хромированием днища поршня. Делались попытки охлаждения поршней маслом, которое подводилось в двойное днище поршня через шатун и поршневой палец. От этих попыток пришлось отказаться из-за коксования масла, случаев прогара поршней при перерыве подачи масла, а также из-за опасности нарушения уравновешенности двигателя при различном наполнении маслом полостей поршня. В настоящее время предпочитают улучшать теплоотвод от поршня целесообразным распределением материала и оребрением внутренней поверхности днища и стенок поршня. С отрицательными последствиями перегрева-отпуском материала-борются, применяя материалы с повышенными механическими качествами и теплостойкостью. Несущие поверхности поршня, скользящие по стенкам цилиндра, подвержены износу, который особенно усиливается в том случае, если масло загрязнено или содержит механические включения (металлическая пыль). При недостаче масла на стенках цилиндра возможно заедание поршней. Такие случаи неоднократно наблюдались на практике (особенно в прежнее время, когда качество смазочных масел было невысоко) и приводили к обрыву шатунов и аварии двигателя. Весьма частым источником дефектов являются поршневые кольца (см. подробнее стр. 355). Авиационные двигатели принадлежат к числу тронковых двигателей, т. е. таких, у которых крейцкопф отсутствует, и функции направления поршня и воспринятия сил бокового давления шатуна выполняет юбка поршня. Верхний пояс поршня не участвует в передаче сил, так как по характеру поверхности, перерезанной многочисленными поршневыми канавками, создание устойчивой масляной пленки на этом участке невозможно. Назначение его состоит в том, чтобы нести поршневые кольца и обеспечивать их нормальное функционирование. Зазор между верхним поясом поршня и стенками цилиндра мог бы быть произвольно большим без ущерба для несущей способности поршня, но для защиты поршневых колец от действия горячих газов и для уменьшения опасности проникания масла в камеру сгорания, величину зазора в рабочем состоянии делают лишь немного большей величины рабочего зазора между юбкой поршня и стенками цилиндра. Зазор между верхним поясом поршня и стенками цилиндра выбирается с таким расчетом, чтобы при всех возможных положениях поршня относительно стенок в результате самоустановки поршня под действием нагрузки и гидродинамических сил масляного слоя верхний пояс не соприкасался со стенками цилиндра. Зазор между юбкой поршня и стенками цилиндра в рабочем состоянии должен обеспечивать поршню возможность свободно передвигаться в цилиндре при наиболее высокой температуре поршня и возможность самоустанавливаться в известных пределах под действием сил, развивающихся в масляном слое между поршнем и цилиндром. Если исходить из условия уменьшения трения между поршнем и цилиндром, то зазор должен быть по возможности большим; увеличение зазора, однако, вызывает повышенный расход масла, стук и износ поршня вследствие поперечного перемещения поршня в мертвых точках. Изменение зазора даже в широких пределах почти не оказывает влияния на величину несущей способности поршня. На практике относительный зазор между юбкой и стенками цилиндра в рабочем состоянии (т. е. на горячем моторе) выбирают в пределах ф' =0,0015 -5-0,002*. (а) Относительный "горячий" зазор в верхнем поясе делают равным __________ о' =0,0020 -,-0,0030. (Ь) * У двигателей с овализированными поршнями (см. далее) эти цифры относятся к наименьшим (в плане) зазорам между поршнем и стенками цилиндра. Орлов-1071-22 337 Для двигателя с цилиндром диаметром 150 мм абсолютный рабочий зазор Л в юбке поршня будет равен: Д = (0,0015 ~ 0,0020) 150 = 0,22 ч- 0,30 мм. Зазор в верхнем поясе: Д = (0,ОС2Э ч- 0,0030) 150 = 0,3 4-0,45 мм. Зазоры в холодном состоянии (конструктивные зазоры) должны быть значительно больше, так как на работающем двигателе вследствие различия коэфициентов линейного расширения стали и алюминиевого сплава и различия температур цилиндра и поршня зазор резко уменьшается. Величину конструктивных зазоров можно определить, исходя из следующих соображений. Обозначим диаметр цилиндра У), диаметр юбки поршня 1)г. Соответствующие диаметры в горячем состоянии пусть будут J)' и 1/г Диаметральный зазор в холодном состоянии (конструктивный зазор) и в горячем состоянии назовем соответст- Фиг. 267. К определению зазора между венно &=D - DI и Д' = D' - D± . Пусть поршнем и цилиндром. далее 1Ц и tn - соответственно темпера- туры стенок цилиндра и поршня в рабочем состоянии; t0 - температура измерения, которую примем равной 15°; ач и ап - коэфициенты линейного расширения материалов цилиндра и поршня. На фиг. 267 изображен радиальный зазор между стенками поршня и цилиндра в холодном состоянии, т. е. при температуре t0 (сплошные линии) и в горячем состоянии, т. е. при температурах 1Ц и tn (пунктирные линии). Из фигуры непосредственно получаем величину диаметрального зазора в горячем состоянии Д', равную удвоенной величине радиального зазора ' = D + 7)ач (1Ц - О - [ D- + /0)j = a-, (<ц- /о) - l\an (tn-t0) =Д- 1\ an(/n- 10) - Ввиду того что величина -=-- весьма близка к единице: Пренебрегая изменением диаметра поршня в горячем состоянии и относя зазор Д' к диаметру поршня Dj_ в холодном состоянии г, получаем следующее выражение для относительного зазора в горячем состоянии: Ф' = -^-=Ф- К On- O-Mf-r- О!" С69) где di= - -- относительный зазор в холодном состоянии. ' iJ\ Из уравнений (68) - (69) легко определить зазор в холодном состоянии (конструктивный зазор), если известен зазор в горячем состоянии. Относительный конструктивный зазор <Ь равен -0 - ач /." - . 0 Абсолютный конструктивный зазор Д равен д = -у+/>1К(-" - д - лц(1ц - 1 а не к диаметру поршня D/ в горячем состоянии, как следовало бы по точному смыслу понятия относительного "горячего" зазора. 338 Для средних условий при жидкостном охлаждении можно считать температуру стенок цилиндра равной /ц = 110°, температуру юбки поршня 200°. Примем коэфициент линейного расширения стали ач- 11 • 10~6; алюминиевого сплава ап = 22 • 10~6. Пусть относительный зазор в рабочем состоянии равен d/ = 0,0018 [уравнение (а) на стр. 337]. Абсолютный рабочий зазор для двигателя с цилиндром диаметром, например, 150 мм будет равен .у = d/ 150 = 0,0013 . 150 = 0,2/лое. Относительный зазор ф в холодном состоянии по уравнению (70) будет ф=ф'+[22 • 10-6(200 -15) -11 -Ю-6(110 -15)] = 0,0018 + + 0,00351 -=0,00485, т. е. в нашем примере Д =М50= 0,00481-150 = 0,72 иш. Холодный зазор между стенками цилиндра и верхним поясом поршня будет больше. Положим, что относительный рабочий зазор в верхнем поясе равен d/= 0,0024 [уравнение (Ь) на стр. 337]. Допустим, что средняя температура верхнего пояса на рабочем режиме равна 280°. Уравнение (70) дает ф = <|>'+[22. 10-6(280- 15) -11 . 10-6(110 -15)] =0,0024+0,0047=0,071. Для цилиндра диаметром 150 мм холодный зазор в верхнем поясе Д = ф 150 = 0,007Ы50 = 1,07 мм. Поршни двигателей воздушного охлаждения имеют, как правило, более высокую температуру, чем двигатели жидкостного охлаждения. Допустим, что превышение это составляет 50°. Температуру стенок цилиндра будем считать равной 130°. Принимая прежние значения d/, получаем, что холодные зазоры для цилиндра двигателя воздушного охлаждения равны: в юбке 6 = d/+[22- 10-6(250 - 15) - 1Ы(Н"(130 - 15)] =0,0018+0,0039=0,0057 и Д = ф 150 = 0,0057 • 150 = 0,88 мм; в верхнем поясе <|> = d/ + [22 - 10-6(330 - 15) - 11 • 1С-6(130 - 15)] =0,0024+0,0056=0,008 и Д= ф 150 = 0,008 • 150 = 1,2 мм. В табл. 36 приведены зазоры между поршнем и цилиндром для ряда исполненных двигателей жидкостного и воздушного охлаждения. Таблица 36 Он ^ ^v *Q "*" в ^ В ' сс ^^ О j f-J dl асх о О 5-. о ? Ф р; О ?*" В 0) Я " н-J В ш н а Е- РЗ t- 1^ ^ СО (.^ н 2 к ^ О 0 о, 0 Ив S '^ К ^ */^ С-4 i-Q 5н <*^ t fH а о> ^ t-t сб Q --- i Кий к^к О Ф и"? "^0 * Диаметр цилиндра, vvm 150 130 146 139,7 146 Зазор между цилиндром и верх- ним поясом поршня,*./1ш 1 0,84 1,6 1,3 1,2 1,3 Зазор между цилиндром и юбкой, мм 0,6 0,64 0,6 0,96 0,7 0,55 339 Так как температура по высоте верхнего пояса поршня падает (фиг. 265), то между кольцевые промежутки обычно делают различного диаметра, возрастающего по направлению к юбке, или обтачивают на конус, меньшее основание которого определяется значением ф, даваемым уравнениями (70) и (Ь), а большее равно диаметру рабочей части юбки [уравнение (а)]. Сила вспышки, воспринимаемая днищемпоршня,пере дается через днище и стенки поршня бобышкам поршневого пальца, поршневому пальцу и шатуну. Во избежание изгиба поршневых бобышек последние соединяют с днищем массивными продольными (фиг. 270,1) или поперечными (фиг. 270,2) ребрами, а в новейших конструкциях и непосредственно (фиг. 270, 3 и 336). Последняя конструкция особенно часто применяется на кованых поршнях, так как облегчает штамповку внутренней полости поршня. Для передачи сил N бобышки соединяют с юбкой ребрами (см. фиг. 291-292). Для улучшения теплоотвода от днища и увеличения его прочности нижнюю поверхность днища снабжают ребрами, в последнее время часто располагаемыми в несколько рядов, перпендикулярных друг другу ("вафельные ребра", фиг. 332). Нижнюю кромку юбки, с целью повышения жесткости снабжают одним или двумя кольцевыми ребрами (фиг. 329), которые иногда используются для размещения нижнего масляного кольца (фиг. 332) и часто служат для пригонки поршней по весу. Конфигурация внутренней полости кованых поршней определяется условием извлечения пуансона при штамповке и возможности механической обработки. Вертикальным стенкам придается уклон не менее 1 : 7 для удобства извлечения пуансона. На фиг. 268 и 269 показан предварительный и чистовой пуансон для штамповки внутренней полости поршня мотора Райт "Циклон". Фиг. 268. Пуансон для предварительной штамповки поршня. Фиг. 269. Пуансон для окончательной штамповки поршня. Фиг. 270. Формы днищ поршня. Днище поршня делается выпуклым (фиг. 270,1), плоским (фиг. 270,2) или вогнутым (фиг. 270,3). Форма днища практически не влияет на тепловые показатели камеры сгорания. Выпуклое днище отличается наибольшей жесткостью, но так же, как и вогнутое, вследствие увеличенной поверхности, повышает теплопереход в поршень. Вогнутая форма позволяет уддбно осуществить переход поршневых бобышек в тело днища и благодаря этому уменьшить вес поршня. Изменением формы днища на практике часто меняют степень сжатия исполненных двигателей. 340 Если рассматривать днище поршня как круглую^ пластинку, опертую по краям, то из условия равнопрочности днищу следует придавать минимальную толщину в центре и увеличивать его сечение к периферии. Однако днище во многих точках подкрепляется ребрами, опирается Г на массивные поршневые бобышки, и привести его к схеме круглой пластины не удается. На практике днищу чаще всего придают равномерную толщину, равную 8 = 0,04-0,06D; нижний предел здесь относится к кованым поршням с днищем, хорошо подпертым ребрами, верхний предел - к литым поршням с небольшим оребрением. Верхний венец поршня состоит из следующих эле ментов (фиг. 271): верхнего пояска высотой, равной 0,7-1,2 толщины днища, трех или четырех канавок под газовые кольца высотой обычно 2-2,5 мм, одной или двух канавок;под масляные кольца высотой 3-4,5 мм и соответствующего числа межкольцевых промежутков высотой 2,5-4 мм. Высота верхнего венца, считая до нижней кромки последнего из верхних поршневых колец, составляет 0,18-7-0,22 D. Общая высота поршня , колеблется в пределах ^ 0,58 -0,75D, в среднем составляя 0,6 - 0,65D. Высота юбки составляет 0,4-0,61). Ось поршневого пальца располагается от нижней кромки поршня на расстоянии, равном 55-65% высоты юбки поршня. Диаметр поршневого пальца в среднем составляет 0,22 - 0,251), а толщина стенок бобышки поршневого пальца - в среднем 20-25% диаметра поршневого пальца. Толщина стенок верхнего пояса, несущего поршневые кольца, достигает 0,07-0,09D. Минимальная толщина стенки юбки 0,02- 0,03?>. Поршневые кольца устанавливают в канавках с зазором по высоте (по оси поршня), обеспечивающим подвижность поршневых колец. Для масляных колец этот зазор колеблется в пределах 0,06-0,14 мм; для газовых-0,12-0,27 мм. Зазор в канавках газовых колец обычно увеличивают по направлению к днищу поршня. Зазор в канавках ближайших к юбке колец составляет 0,12 - 0,15 мм, а в канавках | ближайших к днищу колец - 0,15-0,27 мм. Во избежание концентрации'" напряжений внутренние углы поршневых канавок выполняют с галтелью радиусом 0,3-0,5 мм. Соответственные углы поршневых колец заправляют фасками -~ 0,5 мм. Диаметральный зазор между тыльной поверхностью поршневого кольца и внутренней стенкой поршневой канавки (фиг. 272) в рабочем состоянии должен быть равен, по меньшей мере, Д' = 0,4-~0,6 мм для обеспечения нормального функционирования кольца. Конструктивный (холодный) зазор Д можно найти из уравнения (71). Пусть диаметр внутренней стенки поршневой канавки в холодном состоянии равен D2 и диаметральный зазор между тыльной поверхностью поршневого кольца и вертикальной стенкой канавки в горячем состоянии равен Д'(фиг. 272). Допустим, что Д' = 0,5 мм,- D2 == 140 мм, ап = 22 • 10~6, ац = 11 • Ю-6; tn] == 300° и tu =110°. Пренебрегая увеличением ширины кольца 8 вследствие нагрева, получаем по уравнению (71) Д = 0,5 + 140 [22 • 1С~6(300 -15) -11 .10-6(110 -15)] =1,24 мм. Фиг. 271. К определению размеров поршня. В работе поршня и поршневых колец большую роль играет проникновение масла через поршневые кольца в камеру сгорания, благодаря насосному действию поршневых колец. Механизм этого явления заключается в следующем. Допустим, что поршень находится в ВМТ и начинает опускаться вниз. В это время поршневые кольца силой инерции и трения прижаты к верхней плоскости канавок (как схематически изображено на фиг. 273, а); масло, в изобилии покрывающее стенки цилиндра, соскабливается нижним кольцом и заполняет нижнюю часть зазора между кольцом и поршневой канавкой, причем в зазоре создается повышенное давление, обязанное гидравлическому подпору и пропорциональное квадрату скорости движения поршня. В определенный момент, при ходе поршня вниз, сила инерции меняет направление, нарастает и, преодолевая трение поршневых колец о стенки цилиндра, заставляет их переместиться в канавках и занять положение, изображенное на фиг. 273, б. В этот момент масло, заполняющее канавку, вытесняется в сторону наименьшего давления - в верхнюю область канавки. В таком Фиг. 272. К определению зазора между тыльной поверхностью колец и стенкой поршневой канавки. Фиг.273. К анализу насосного действия поршневых колец. положении кольца остаются и в первую половину хода поршня вверх. В определенной точке хода вверх поршневые кольца снова меняют положение в канавках, вытесняя масло из верхней части канавок в зазор между поршнем и цилиндром (фиг. 273, в). При следующем ходе вниз картина повторяется. Таким образом масло, первоначально попавшее в зазор нижнего кольца, под действием гидравлического подпора постепенно подается по поршневым канавкам вверх, пока не проникнет в камеру сгорания. Помимо зазоров в поршневых канавках, масло проникает в камеру сгорания через зазоры между стенкой цилиндра и рабочей поверхностью поршневык колец, особенно в точках неплотного прилегания колец к стенкам цилиндра, в стыках (замках) колец, по задирам и царапинам на рабочей поверхности колец и т. д. Подробнее о расходе масла на работающем двигателе см. раздел "Смазки" (часть вторая настоящей книги). Основное средство борьбы с повышенным расходом масла состоит в постановке маслосбрасывающих (масляных) колец под газовыми кольцами. При ходе поршня вниз, когда поршень скользит по стенке, обильно смазанной маслом, масляные кольца соскабливают масло, не допуская его проникания к поршневым кольцам. Соскабливаемое масло отводится из-под маслосбра-сывающего кольца по специальным каналам. Не будь этих каналов, в масляном слое, накапливающемся под маслосбрасывающим кольцом, возникал бы гидравлический подпор, который мог бы преодолеть упругость масляных колец. Конструкция масляных колец при всем их многообразии характеризуется тремя общими особенностями: 1) высоким удельным давлением на стенки цилиндра, достигаемым уменьшением трущейся поверхности колец, 2) малым зазором по высоте кольца между кольцом и поршневой канавкой, 3) наличием полостей, в которых собирается и из которых удаляется соскабливаемое масло. Маслосборочные полости могут быть выполнены в теле поршня под кольцом (фиг. 274, 275), между кольцом и канавкой или в теле самого кольца (фиг. 276). 342 Во всех случаях эти полости соединяют отверстиями с внутренней полостью поршня для свободного выхода соскабливаемого масла. Иногда маслосборочные полости соединяют сверлениями с зазором между поршневыми бобышками и поршневым пальцем для смазки последнего. Типичная конструкция масляного кольца изображена на фиг. 277. Кольцо имеет около 5 мм высоты. На рабочей поверхности имеется кольцевая проточка высотой около 3 мм и глубиной около 1 лис, соединенная многочисленными Фиг. 274-275. Конструктивные формы масляных колец. радиальными сверлениями 0 1,5 мм с зазором между тыльной поверхностью кольца и внутренней стенкой поршневой канавки, в свою очередь сообщенным радиальными сверлениями с внутренней полостью поршня и, следовательно, с картером. При движении поршня вниз кольцо своей нижней острой кромкой Фиг. 276. Схема действия масляного кольца. Фиг. 277. Масляное кольцо двигателя АМ-34. соскабливает со стенок цилиндра масло, которое, благодаря гидравлическому подпору, развивающемуся у нижней кромки, поступает по зазору между кольцом и канавкой в полость между тыльной стороной кольца и стенкой поршневой канавки, откуда по сверлениям в теле поршня сливается в картер (фиг. 278). Масло, проникающее через нижнюю кромку кольца, поступает в кольцевую выточку в кольце, откуда по сверлениям в кольце проникает в зазор 343 поршневой канавки и далее в картер. При ходе вверх, когда юбка поршня скользит по стенкам цилиндра, осушенным действием масляного кольца во время предшествующего хода вниз, масло, скопившееся в кольцевой выточке и зазоре, смазывает стенки цилиндра, улучшая условия работы набегающей поверхности юбки. Другие типы масляных колец изображены на фиг. 274 - 276. Действие их понятно из чертежей. Фиг. 278. Схема действия масляного кольца двигателя AM-34. Масляные кольца сажают в поршневые канавки с зазором 0,04-0,12 мм по высоте. Обычно на поршень устанавливают два (реже три) масляных кольца, располагая их непосредственно под газовыми кольцами (фиг. 279,а) или на нижней кромке поршня (фиг. 279,6). Практиковавшееся в прежнее время расположение масляных колец под поршневым пальцем, примерно на середине юбки, страдает тем существенным недостатком, что канавка масляного кольца перерезает опорную поверхность поршня, превращая ее в два короткие опорные пояса, общая несущая способность которых меньше несущей способности целой поверхности такой/ же общей длины. Этот же недостаток, хотя и в меньшей степени, присущ схеме фиг. 279,6". Расположение по этой схеме ухудшает смазку юбки, которая при ходе поршня вниз скользит по стенкам поршня, осушенным действием масляного кольца. Наилучшей схемой следует признать схему фиг. 279,а. Канавка масляного кольца [при этом расположении не нарушает целости опорной поверхности. Юбка при движении поршня вниз работает по обильной масляной пленке. При ходе поршня вверх юбка скользит по стенкам цилиндра, смазываемым маслом, накопленным в течение предшествующего хода в полости маслосбрасывающего кольца и постепенно отдаваемым при ходе вверх. Постановка масляных колец в верхнем поясе поршня улучшает теплоотвод от днища поршня. Недостаток расположения по схеме фиг. 279,а состоит в том, что масляные кольца приобретают повышенную температуру, от чего увеличивается опасность их пригорания. Трение поршня, составляющее большую часть механических потерь двигателя, складывается из двух приблизительно равных величин: трения колец 344 • Фиг. 279. Схемы расположения масляных колец. а-в верхней части юбки, б-в верхней и нижней части юбки. и трения поверхности поршня. Трение колец имеет преимущественно полусухой характер. Кольца движутся по стенке, слабо смазанной масломг в значительной степени утратившим смазочные качества (вследствие соприкосновения с горячими газами), насыщенным смолообразными продуктами окисления и твердыми углеродистыми частицами. Возможность возникновения Фиг. 280. К анализу уплотняющего действия поршневых колец. Фиг. 281. Давление в межкольцевых зазорах при вспышке. жидкостного трения затруднена формой трущихся поверхностей. Коэфициент? трения между поршневыми кольцами и стенками цилиндра, по данным разных исследователей, составляет 0,15 - 0,2. Трение поршневых колец пропорционально удельному давлению колец на стенки цилиндра, поверхности колец: и мало зависит от скорости движения. Сила трения колец равна: где р - удельное давление колец, на стенки цилиндра в кг/еж2, f - коэфициент трения; F - поверхность трения колец (еж2), равная F = inDlt, (где i - число колец, ^ - высота колец по образующей в см). Кольца в силу упругости оказывают на стенки цилиндра давление, равное 0,6 - 1 кг/см2. Помимо собственной упругости, кольца прижимаются к стенкам давлением газов в цилиндре, проникающим через зазоры в поршневой канавке и действующим на тыльную поверхность колец (фиг. 280). Это явление было исследовано Пит ром [13] экспериментально при помощи следующего остроумного приема. Камера сгорания работающего цилиндра была соединена с идентичным, цилиндром, поршень которого был закреплен в верхней мертвой точке. Давления за кольцами неподвижного поршня более или менее точно воспроизводили давления за кольцами работающего поршня. Записывая их индикатором, Питр получил приближенную картину давлений за кольцами работающего поршня. Давление в поршневых канавках изменяется с изменением давления /) в цилиндре, будучи равно ар, где а - коэфициент меньший единицы и убывающий для каждого кольца, начиная с верхнего (фиг. 281). Наиболее высокого 345" значения достигает давление в первой от камеры сгорания поршневой канавке. Оно и является причиной повышенного трения этого кольца, вызывающего "го перегрев. Кроме того, первое кольцо, расположенное в наиболее нагретой части поршня, подвергается непосредственному воздействию горячих газов. Поэтому температура его выше, чем остальных колец, и оно чаще выходит из строя. Для защиты первого поршневого кольца от действия горячих газов полезно располагать поршневое кольцо возможно ниже и уменьшать зазор между верхним поясом поршня и стенками цилиндра до величины, допускаемой условием свободного движения верхнего пояса поршня при наиболее высокой температуре последнего. Верхний поясок поршня в ВМТ не должен выступать в камеру сгорания за пределы гильзы цилиндра (фиг. 282). Неправильно Л Правильно Фиг. 282. К расположению лоршня в цилиндре в ВМТ. Фиг. 283. Головка поршня авиационного двигателя тяжелого топлива фирмы Юнкерс, со стальной накладкой и жаровым кольцом. На поршнях авиационного двигателя тяжелого топлива Юнкерс "Юмо" ставится тонкое стальное кольцо таврового профиля (жаровое кольцо, по-немецки Feuerring), предохраняющее поршневые кольца от воздействия горячих газов (фиг. 283). Юбка поршня работает преимущественно в области жидкостного трения, как явствует из полученных на основании экспериментальных данных законов трения поршня. Этот вывод подтверждается наблюдениями над состоянием поверхности поршней. Износ поршней, даже после длительной работы, имеет умеренную величину при условии, если масло достаточно чисто. Трение рабочей поверхности поршня пропорционально вязкости масла, скорости движения, величине трущейся поверхности, мало зависит от величины действующей нагрузки и обратно пропорционально высоте масляного слоя. Силу жидкостного трения поршня можно приближенно определить по закону жидкостного трения Ньютона: Т кг = Ff\ ~ , где F - поверхность трения в ж2; 7] - вязкость масла в кг ceKJM*", v - скорость движения поршня в м/сек; -Ji - высота масляного слоя в м. Для уменьшения трения поршня целесообразно держать в умеренных пределах скорость поршня (характеризуемую величиной vp = ^-), уменьшать величину трущейся поверхности и уменьшать вязкость масла на стенках 346 цилиндра, что легче всего достигается некоторым повышением температуры стенок цилиндра. При переводе двигателя водяного охлаждения на гликолевое охлаждение неизменно наблюдается некоторое увеличение механического к. п. д., главным образом, благодаря уменьшению потерь на трение поршней. В двигателе Испано-Сюиза 12 Ydrs конструкторы умышленно уничтожили циркуляцию воды в охлаждающих рубашках с целью повышения температуры гильз цилиндров. Однако повышение температуры стенок целесообразно лишь при условии, если от этого не страдает несущая способность масляного слоя и теплоотвод от поршня. На стенки поршня действует боковая сила давления поршня Ат, непрерывно меняющаяся по величине в зависимости от угла наклона шатуна и величины сил, действующих на поршень, и несколько раз за оборот кривошипа меняющая направление Эффективный несущий угол пор шня, как можно заключить по следам износа, составляет 80 - 100° (фиг. 284). Поршень можно рассматривать Фиг. 284. Следы износа на юбке поршня, как башмак, закрепленный на плоском шарнире (которым является поршневой палец), совершающий поступательное движение под нагрузкой N и могущий самоустанавливаться в пределах зазора в цилиндре под углом, определяемым взаимодействием нагрузки и гидродинамических сил, развивающихся в масляном слое. 4 Надежность такого подшипника определяется минимальной толщиной масляного слоя fomin в точке наибольшего сближения трущихся поверхностей (фиг. 285). Чем больше этатол-щина, тем меньше опасность непосредственного соприкосновения трущихся поверхностей, тем меньше вероятие задиров поверхности подшипника твердыми частицами, содержащимися в масле, тем лучше подшипник застрахован от перехода в область полужидкостного и полусухого трения. Как известно из теории подобного рода подшипников, по- Фиг. 285. К анализу работы поршня. ложение шарнира по высоте несущей поверхности оказывает большое влияние на величину силы трения и минимальную толщину масляного слоя. Сила трения имеет наименьшую величину, если шарнир расположен на 60-65% длины несущей поверхности от передней (по движению) кромки подшипника; минимальная толщина масляного слоя femin имеет наибольшее значение в том случае, если шарнир расположен на 52-58% от передней кромки. На практике приходится считаться с тем обстоятельством, что поршень совершает поступательно-возвратное движение, при котором передняя и задняя кромки непрерывно меняются ролями. Наилучшим решением при таком движении было бы расположение поршневого пальца по оси симметрии юбки, но ввиду того, что нагрузки на поршень во время рабочего хода вниз значи- 347 тельно превосходят нагрузки во время остальных ходов, расчетным режимом: считают рабочий ход и располагает поршневой палец в среднем на 55-65%, высоты юбки, считая от нижней кромки поршня. Несмотря на то, что теория и расчет скользящих башмаков хорошо разработаны, точный расчет поршня как подшипника в высшей степени затруднителен, главным образом, из-за переменной величины скорости, нагрузки и несущего угла юбки. Исходя из общей картины явления, можно рекомендовать следующие способы уменьшения трения и повышения надежности действия поршня, как скользящего башмака. Несущая поверхность поршня должна быть максимально гладкой; в ней не должно быть канавок, сверлений и т. д. Нижнюю кромку поршня рекомендуется закруглять или снабжать фаской (фиг. 286). Эта мера увеличивает несущую способность масляного слоя. Так устроена, например, кромка поршня мотора Райт <'Циклон" (см. фиг. 333) (впрочем наличие маслосбрасывающего кольца на фаске в данном случае почти сводит ее влияние на-нет). Для уменьшения трения срезают ненесущую поверхность юбки, расположенную по оси поршневого пальца на углу 80-90° с каждой стороны (фиг. 287). Удаление этой поверхности необходимо еще по той причине, что поршень в работе деформируется, принимая в поперечном сечении форму овала, вытянутого вдоль оси поршневого пальца. Овализация поршня обязана трем факторам: действию силы Л7, силы вспышки и температурным деформациям. Действие силы Лт понятно из фиг. 288. Действие силы вспышки заключается в следующем. Давление вспышки прогибает днише* поршня. Деформация дниша, передаваясь стенкам через жестко связанные с ними бобышки поршневого кольца, растягивает юбку цилиндра по оси поршневого пальца (фиг. 289). Овализация поршня от температурных деформаций объясняется следующим Фиг. 286. Галтель и фаска на нижней кромке поршня. А Фиг. 287. К схеме механической обработки поршня. J J Jl. 1 10.. *--iJ- 1 J j r-L4_L.l-i- --j - 1 i 1 I 1 ---- i vr* ic^-. Фиг. 288. Овализация Фиг. 289. Деформация порш-поршня под действием ня под действием давления силы. вспышки. Фиг. 290. Овализация поршня при нагпеве образом. Днище поршня, расширяясь при нагреве, уводит с собой жестко связанные с ним бобышки поршневого пальца. Остальная часть стенки юбки, обладающая меньшей жесткостью, при этом деформируется, как показано на фиг. 290. Совместное влияние этих трех факторов и вызывает овализацию поршня. В то же время стенки гильзы цилиндра деформируются под действием силы N в противоположном направлении, принимая в сечении форму овала, 348 Фиг. 1291. Сечение поршня мотора Роллс-Ройс "Мерлин" по оси поршневого пальца. вытянутого по оси поршнавого пальца. При известных условиях, между гильзой и участками поршня, расположенными по оси поршневого пальца, возникает натяг, который может вызвать чрезмерный износ поршня. Для предупреждения этого явления, а также с целью уменьшения трения поршню предварительно, при механической обработке придают форму овала, вытянутого в направлении, перпендикулярном направлению овализации поршня в рабочем состоянии (фиг. 287). Так выполнены поршни моторов АМ-34, Испано-Сюиза 12 Ydrs, Роллс-Ройс и др. (фиг. 329, 331, 336). Разность большого и малого диаметров поршня (в плане) достигает (0,006 -ч- 0,008) D, составляя, например, для поршня диаметром 150 мм г-~> 0,1 мм. Кроме того, удаляют участки, прилегающие к торцам поршневого пальца. На фиг. 291 схематически изображено сечение поршня двигателя Роллс-Ройс "Мерлин". Сечение представляет собой две дуги с центральным углом около 80°, соединенные прямыми стенками, перпендикулярными оси поршневого пальца. Бобышки поршневого пальца выступают из этих стенок наружу. Нижняя часть юбки и пояс, несущий кольца, выполнены в виде полных, слегка овализирован-ных окружностей. Это сделано во избежание перекоса поршня в плоскости, пересекающей ось поршневого пальца. На первый взгляд эта мера может показаться излишней, так как поршень зафиксирован от перекоса в этой плоскости поршневым пальцем, шатуном и коленчатым валом. Однако не следует забывать, что поршневой палец расположен в бобышках и в малой головке шатуна с зазорами; большая головка шатуна в свою очередь сидит на шатунной шейке с зазором. Возможный перекос поршня в плоскости поршневого пальца, представляющий собой сумму перекосов во всех этих сопрягающихся элементах, как показывает подсчет, значительно превышает перекос поршня, допускаемый зазором между поршнем и стенками цилиндра. Нижний центрирующий пояс поршня используется для размещения масляного кольца. У поршней двигателей Райт "Циклон" и Гном-Рон К-14 (фиг. 332, 334) участки, примыкающие к отверстиям подпоршневойпалец,выфрезерованы. У поршня Рикардо, применявшегося на моторах Бристоль "Юпитер" и доныне применяющегося на маломощных двигателях воздушного охлаждения, нерабочая часть юбки удалена вовсе (фиг. 292), а бобышки поршня укреп-Фиг. 292. Поршень типа Рикардо (двигатель лены в вертикальных ребрах, соеди-"Джипси" VI). няющих несущие поверхности юбки и днище поршня. Поршни двигателя "Юпитер", снабженные только одним масляным кольцом, давали повышенный расход масла. Этот недостаток не является неизбежным дефектом данной конструкции и сравнительно легко устраним. Основным ее дефектом является недостаточное направление поршня и возможностьперекоса поршня в плоскости, заключающей в себе поршневой палец, в результате суммирования зазоров во всех звеньях кривошипно-шатунного механизма. Вторым 349 недостатком является повышенная овализация цилиндра под действием рабочих усилий, при обычных конструкциях поршня несколько тормозимая нижним цилиндрическим поясом юбки. Этот недостаток особенно чувствителен у двигателей жидкостного охлаждения с их тонкостенными гильзами. Поршни Рикардо применялись по этой причине лишь на двигателях воздушного охлаждения. В настоящее время они почти совершенно вышли из употребления и применяются лишь на некоторых маломощных двигателях воздушного охлаждения. В последних модификациях мотора Райт "Циклон" R-1820 G102 и G200 (ср. фиг. ЗЗЗа) на обратной стороне рабочих поверхностей юбки поршня отфрезерованы частые кольцевые ребра с целью увеличения жесткости этих поверхностей и улучшения теплоотвода от них. Поршни главных шатунов прицепной конструкции, особенно главных шатунов многоцилиндровых звездообразных двигателей, нагружены дополнительными силами реакции от прицепных шатунов и работают в значительно более напряженных условиях, чем поршни прицепных двигателей. Для уменьшения удельной нагрузки юбку поршней главных шатунов часто делают длиннее, чем у прицепных. По этой же причине у этих поршней иногда не ставят нижнего масляного кольца (мотор Гном-Рон К-14), мирясь с небольшим увеличением расхода масла. Вес исполненных поршней подчиняется следующему, довольно устойчивому соотношению: Gn кг - ctD3, где D - диаметр цилиндра в дм; а - фактор пропорциональности, колеблющейся в зависимости от кон- струкции поршня в пределах 0,45 ч- 0,6. Величина а позволяет оценивать совершенство конструкции поршня. Вес комплекта поршня с поршневым пальцем и поршневыми кольцами равен где а' - 0,6 ч- 0,75. При механической обработке поршней необходимо точно соблюсти расстояние между осью поршневого пальца и наружной поверхностью днища во избежание нарушения заданной степени сжатия. Расстояние от наружной поверхности днища поршня до оси поршневого пальца устанавливается с допуском по второму классу точности. Большое значение имеют перпендикулярность осей поршневого пальца и поршня, точность и высокое качество отделки рабочей поверхности поршня, днища и отверстий под поршневые пальцы. Допуски на размеры отверстия под поршневой палец устанавливаются по системе вала, по первому классу точности. Базой при механической обработке обычно служит нижний торец поршня; отверстие под поршневой палец используется для крепления поршня при обработке. Овальные участки рабочей поверхности поршня обычно обрабатывают по копиру. Поверхность фигурных днищ также обрабатывают по копиру. Окончательная отделка рабочей поверхности и днища поршня, а также отгерстий под поршневые пальцы, производится обточкой и расточкой алмазными резцами при скорости резания порядка 600 м/мин. Под чистовую обточку оставляют припуск 0,1 - 0,2 мм. Рабочие поверхности и днище поршня полируют. В последнее время поршни суперфинишируют. Вес поршней во избежание нарушения уравновешенности двигателя подгоняют с точностью ±0,5%. Подгонка веса поршней производится снятием стружки с внутренней поверхности поршня. В серийном производстве эта операция выполняется на станках-автоматах, снабженных весами, на которые падает снимаемая стружка. После того как вес снятой стружки достигает заданной величины, станок механически выключается. Кроме подгонки веса поршней производят подбор по весу собранных комплектов поршня с поршневыми пальцами и поршневыми кольцами. Поршни из алюминиевых сплавов после продолжительной работы на моторе при высокой температуре часто увеличиваются в размерах, или, как 3 50 поршень повертывают на 180° говорят практики, "вырастают" (на несколько сотых мм по диаметру) в резуль тате внутренних структурных изменений материала. Во избежание "роста" поршни перед окончательными механическими операциями подвергают стабилизирующему отпуску (обычно нагрев при 240-260° в течение ~ 8 часов)... По окончании механической обработки поршень подвергают гидропробе под давлением 40-?0 ата. Для ускорения приработки рабочую поверхность-поршней в последнее время покрывают тонким (0,02 -ь-0,03 мм) слоем олова,, в электролитической ванне. Профиль рабочей поверхности поршня контролируют предельными скобами и индикатором. При контроле расстояния от поршневого кольца до днища и при контроле взаимной перпендикулярности осей пальца и поршня в отверстие под поршневой палец вводят плотно пригнанную и точно обработанную оправку. Поршень с оправкой ставят нижней кромкой на проверочную плиту, после чего по индикатору проверяют расстояние от верхней точки оправки до верхней кромки поршня. Зная точный диаметр оправки, легко вычислить проверяемое расстояние. Для проверки перпендикулярности осей поршневого пальца и поршня вокруг его оси и определяют разность показаний индикатора в первом и во втором положении. Для правильной работы поршневых колец, помимо необходимой величины зазоров по высоте поршневых канавок, большое значение имеет перпендикулярность граней канавки а-а и б-б (фиг. 293) к образующим поршня. На одном из наших заводов перекос канавок относительно образующих поршня определяют, вводя в канавку плитку Иогансена такого размера, чтобы она плотно держалась в канавке (фиг. 293), после чего измеряют перекос на свободном конце плитки, как показано на фигуре. Перекос больше 0,05 мм на плече~20 мм. не допускается. Расчет на прочность и удельное давление Расчет поршня на прочность весьма затруднителен. Часто приводимая в курсах конструкций двигателей схема расчета днища поршня как круглой пластинки, опертой по краям, у современных поршней с бобышками, прикрепленными к днищу поршня, настолько отходит от действительных условий работы, что мы не решаемся рекомендовать ее. В настоящее время расчет поршня сводится к проверке максимальной величины удельного давления на боковую стенку поршня по формуле Фиг. 293. Схема проверки перекоса поршневых канавок. где где X Д Ш ' I - длина рабочей части (юбки) поршня в см; D - диаметр поршня в см; с достаточной точностью определяется по формуле JVmax = 0,03 Ц(16,2э - е) pz - 16] У)2, г - степень сжатия; р~ - давление вспышки в кг/см2; R" т> г -j---отношение радиуса кривошипа R к длине шатуна L. У современных двигателей /гтах составляет 5 -ь- 12 кг [см2. (73). Максимальное удельное давление на опорных поверхностях бобышек поршневого пальца определяется по формуле Umax = ' 357 где Рz- сила давления вспышки в кг; Г и d - длина и диаметр отверстия бобышки вг,сл*. У современных двигателей /етах достигает 250-4- 500 кг/см2. Подробнее о расчете подшипников поршневого пальца см. Приложение. Литература "1. Kruger R., Leichtmetalkolben, V-g Schmidt, Berlin. •2. Roussey P., Les pistons pour moteurs h explosions. "Met. et Constr. Mec"., 1936, 4, IV, v. 68. 3. L e b r u n C., L'etamage des pistons en alliage d'aluminium, "Galvano", 1938, VI, n° 74. 4. Чернышев В. В., Повышение износоустойчивости поршней, "Вести. Инж. и Техн.", 1937, № 1. 5. Л е в и н М. А., К вопросу о среднем боковом давлении поршня на стенку цилиндра, "ТВФ", 1930, № 7. Поршневые кольца Общие сведения. Поршневое кольцо представляет собой разрезное металлическое кольцо по большей части прямоугольного сечения, устанавливаемое в поршневых канавках поршня (фиг. 272). Имея в свободном состоянии форму (в плане),9отличную от формы стенок цилиндра и будучи выполнено по радиусу кривизны большему, чем радиус цилиндра, кольцо при вводе в цилиндр сжимается и благодаря внутренней упругости плотно прилегает к стенкам цилиндра по всей его окружности за исключением узкого канала, образованного разрезом (замком) кольца, уплотняя рабочее пространство цилиндра. Газы, проникающие в зазор между верхним поясом поршня и стенками цилиндра, наталкиваются на препятствие в виде торца первого поршневого кольца. Если кольцо равномерно прижимается к стенкам цилиндра с силой, достаточной для предупреждения прорыва газов, то газы вынуждены совершать сложный обходный путь по окружности кольца до канала, образованного разрезом, по которому они перетекают через зазор между стенками цилиндра и межкольцевым пояском поршня ко второму поршневому кольцу, снова обтекают его по окружности, направляясь к его разрезу и т. д. Уплотнительная система "поршень - поршневые канавки - поршневые кольца" представляет собой сочетание сальниково-манжетного и лабиринтного уплотнений. Первое, как известно, основано на непосредственном контакте движущейся поверхности с сальником, материал которого должен обладать высокими антифрикционными качествами и сопротивлением износу. Роль сальников в поршне играют поршневые кольца. Поршневые кольца прижимаются к стенкам цилиндра не только силами собственной упругости, но и давлением газов, проникающих через торцевой зазор в поршневой канавке и действующих на тыльную поверхность поршневого кольца (фиг. 281). Это явление, особенно резко выраженное у первого от днища поршня кольца, роднит уплотнение поршневыми кольцами с манжетным уплотнением. Под влиянием силы упругости кольцо оказывает на стенки цилиндра давление 0,5-1 кг /см2, при вспышке же давление на стенки у первого кольца может, как видно из фиг. 281, достичь 30 кг/см2, т. е. стать в 30 -=- 60 раз больше. 352 Фиг. 294. Схема лабиринтного уплотнения. Схема лабиринтного уплотнения изображена на фиг. 294. Она характеризуется наличием свободного сообщения между уплотняемыми полостями. Уплотняемые полости А и В отделены друг от друга системой камер а, сообщенных между собой узкими щелями 6. Устремляясь в первую по ходу уплотнения узкую щель, поток газа претерпевает сжатие, для увеличения которого кромке, ограничивающей щель, придается острая, неудобообтекаемая форма. В камере, расположенной за щелью, поток претерпевает внезапное расширение. Как сжатие, так и расширение струи сопровождаются необратимым расходом энергии на трение и вихри; в результате этих потерь в камере устанавливается давление, несколько пониженное по сравнению с первоначальным давлением. Процессы мятия газа, повторяющиеся в каждом элементе уплотнения, постепенно истощают энергию потока, в результате чего в камерах устанавливается давление, падающее ступенями от первоначального давления до давления окружающей среды, а перетекание газа через уплотнение резко сокращается. Если рассечь уплотнение между любыми из соседних камер (например, в плоскости О-0, фиг. 294), то увидим, что течение газа в этом сечении происходит под действием градиента давления, приблизительно во столько раз меньшим градиента давления между уплотняемой полостью и окружающей средой, сколько камер в уплотнении. Так как секундный расход газа через это сечение равен в силу неразрывности струи секундному расходу через все уплотнение, то, очевидно, расход газа может быть при помощи описанного уплотнения во много раз снижен по сравнению с тем случаем, когда уплотняемые полости разделены только одной стенкой1. Как видно из сказанного, лабиринт, вообще говоря, не обеспечивает полного уплотнения; известное перетекание газа всегда налицо, являясь в сущности условием функционирования уплотнения. Полное уплотнение может быть только в том случае, если уплотняемое давление периодически колеблется между максимальным значением и нулем. В таком случае волна газа, устремляющаяся в уплотнение, имеет ограниченный запас энергии, который при известных -условиях может быть практически полностью рассеян в уплотнении. Приближенную аналогию этому случаю и представляет случай вспышки в цилиндре двигателя. Представим себе, поршень в ВМТ. Предположим, что силой инерции кольца прижаты к верхней поверхности поршневых канавок (фиг. 295). Газы, проникающие через весьма узкую щель в замке первого кольца в сравнительно большое кольцевое пространство а сложного поперечного сечения, образованное зазором между стенками цилиндра и межкольцевого пояска поршня, торцевым и радиальным зазорами кольца (изображенное схематически на фиг. 296), теряют в ней давление; в следующем аналогичном пространстве устанавливается значительно пониженное давление. Положение колец в поршневых канавках может быть и иным, чем изображено на фиг. 295; верхнее кольцо может быть отжато давлением газов к нижней поверхности поршневой канавки. Описанная выше схема явления от этого, однако, не изменяется. В уплотнении поршневыми кольцами большую роль играет масло, находящееся на стенках цилиндра, в поршневых канавках и частично заполняющее зазоры. Фиг. 295. К анализу уплотняющего действия поршневых колец. Фиг. 296. К анализу уплотняющего действия поршневых колец. 1 О теории лабиринтного уплотнения см. подробнее в разделе "Нагнетатели/) (часть вторая настоящего курса). Орлов-1071-23 353 Поршневые кольца принадлежат к числу наиболее ответственных деталей мотора и вследствие тяжелых условий работы часто подвержены неисправностям. Кольца непрерывно нагреваются в работе от соприкосновения с горячими газами и с нагретыми стенками поршня, а также в результате трения по стенкам цилиндра. Теплоотвод от поршневых колец ограничен, тепло уходит только в стенки цилиндра, имеющие температуру не меньше 80-120°, и в масло, покрывающее стенки цилиндра, и имеющее приблизительно такую же температуру. Рабочая температура поршневых колец вследствие этого достигает в среднем 200-250°; температура верхнего кольца на форсированном режиме может достигать 300° и даже 350°. Будучи сжато стенками цилиндра, кольцо подвержено значительным изгибающим напряжениям, имеющим максимальное значение в сечении, противоположном вырезу (замку). Материал кольца должен обладать удовлетворительной механической прочностью и упругостью при высокой температуре, должен хорошо сопротивляться износу и обладать малым коэфи- циентом трения при движении по стальным стенкам цилиндра в уел&-виях высокой температуры и недостаточной смазки. Последние требования являются доминирующими и предопределяют выбор материала для колец. В настоящее время поршневые кольца изготовляются за единичными исключениями из чугуна. Механические качества чугуна посредственны. Временное сопротивление изгибу у колец индивидуальной отливки 60-65 кг /см2. Чугун не имеет предела пропор- Фиг. 297. Микроструктура чугуна поршневых колец х 80. Видны включения пластинчатого графита. 15 W 800 Фиг. 298. Временное сопротивление изгибу чугуна для поршневых колец. 1, 2-по Мейеру, 3, 4-по Клейберу. 200 Фиг. 299. Упругость поршневых колец в функции температуры. циональности в обычном смысле слова. В силу большой неоднородности внутреннего строения в чугуне возникают остаточные деформации при 354 самых незначительных напряжениях. При одевании чугунных колец на поршни, когда напряжения в опасном сечении достигают 1000-1500 кг/см2, свободные концы кольца расходятся из-за остаточных деформаций на 2-4 мм. Однако прекрасные антифрикционные качества, обязанные присутствию в структуре чугуна тонко распределенного свободного графита (фиг. 297), придающего чугуну способность самосмазываться, и удовлетворительная жаростойкость в пределах до 300-400° (фиг. 298 и 299) заставляют предпочитать чугун всем остальным материалам. Заметим, что чугун одинаково хорошо работает по стальным и чугунным стенкам цилиндров, что обусловливает широкое применение чугунных поршневых колец в автомобильных моторах, цилиндры которых -часто отливаются из чугуна. Наиболее частые дефекты поршневых колец следующие: повышенный износ, пропуск газов и масла, перегрев, пригорание, потеря упругости и поломки. Причиной повышенного износа является по большей части неудовлетворительная структура материала. Опыт показывает, что для получения наилучших результатов материал колец должен отвечать следующим условиям. Структура должна быть мелкокристаллической. В основной перлитной массе должны быть равномерно распределены фосфидная эвтектика и включения графита средней величины. Подобная структура обеспечивает наибольшую износоустойчивость при удовлетворительных механических качествах. Присутствие свободного феррита резко увеличивает изнашиваемость. Эвтектический графит, сопутствующий ферриту и встречающийся в виде графито-ферритной эвтектики, также увеличивает изнашиваемость. Слишком крупный графит уменьшает механическую прочность материала и делает его склонным к выкрашиванию. Помимо структуры материала работоспособность поршневых колец определяется внешними условиями, среди которых главнейшие: величина удельной нагрузки, условия смазки, относительная скорость движения, температура трущихся поверхностей, состояние поверхности и материал стенки цилиндра, качество смазочного, присутствие в масле кокса, сажи, металлической пыли и т. д. Из дефектов колец особенно часто наблюдается пригорание (закок-совывание) поршневых колец. Причины его могут быть различны. Иногда оно обязано недостаточному торцевому зазору в поршневой канавке (зазору между кольцом и канавкой по направлению оси поршня). Чаще всего в этом явлении повинен избыток масла, проникающего в верхний пояс поршня через неплотности, например, благодаря неравномерному давлению колец по окружности. Попадая в область высоких температур, масло быстро окисляется. Масло, склонное к выделению смолообразных веществ, быстро осмоляется. Смолистые продукты разложения масла заполняют зазоры в поршневых канавках, вследствие чего кольца теряют подвижность в канавках и перестают плотно прижиматься к стенкам цилиндра. Теплоотдача от поршневых колец из-за этого ухудшается, кольца перегреваются. Начинается прорыв горячих газов через неплотности, который еще больше увеличивает перегрев колец и ухудшает смазку. Масло начинает проникать через неплотности колец в еще большем количестве, чем раньше. Дефект имеет быстро прогрессирующий характер. В результате перегрева кольца теряют упругость и окончательно перестают выполнять функцию уплотнения. Двигатель, как говорят, теряет компрессию. Мощность его падает вследствие перегрева поршня, ухудшения наполнения и утечки топливо-воздушной смеси и продуктов сгорания через неплотности колец. Несмотря на перегрев поршня, детонации обычно не наблюдается вследствие падения плотности смеси в конце сжатия из-за утечки смеси через поршневые кольца. При разборке двигателя обычно обнаруживается большое количество пригоревших поршневых колец, закоксовавшихся в поршневых канавках. Материал колец перегрет, кольца утратили упругость, много колец сломано из-за потери прочности. Эти дефекты устраняют применением устойчивых против окисления масел, предупреждением чрезмерной смазки стенок цилиндра и рациональной кон- 355 J << струкцией колец и поршневых канавок. Несмотря на все принимаемые меры, пригорание, перегрев и потеря упругости колец представляют настолько распространенное явление, что в современной практике при всякой переборке мотора все кольца, как правило, заменяются новыми; постановка старых колец на мотор не допускается. Большинство этих дефектов объясняется сравнительно низкими механическими качествами чугуна. Азотирование стенок цилиндров открывает возможность применения стальных поршневых колец. Эта- возможность подлежит тщательному изучению. Замки поршневых колец. Стремясь уменьшить утечку газов через замки, последним придают различные, иногда замысловатые формы, некоторые из которых показаны на фиг. 300,7 - 10. Опыты, произведенные с замками раз,. личной конструкции, показали, что при равенстве проходного сечения в замке, утечка газов весьма слабо зависит от формы замка, слегка уменьшаясь, по мере удлинения пути газов в замке. Так, конструкция по фиг. 300,3 несколько лучше, чем по фиг. 300,2. Последняя в свою очередь несколько лучше, чем фиг. 300,7 и т. д. Разница, впрочем, настолько ничтожна, что на практике предпочитают наиболее простую в производственном отношении форму, тем более, что употребительная в настоящее время высота колец настолько мала (2,5 - 3 мм], что не дает простора для конструктивных ухищрений. в настоящее время наиболее рас--г г пространен замок по фиг. 300, <$, СЕ Фиг. 300. Конструктивные формы замков поршневых колец. но применяется и конструкция фиг. 300,7 и (редко) 4. Зазор в замке выбирается из того условия, чтобы в рабочем состоянии, т. е. когда кольцо уложено в цилиндр, при максимальном возможном перегреве, вызывающем удлинение кольца, в стыке оставался известный просвет для того, чтобы кольцо могло правильно пружинить. Величину этого просвета Д" выгодно выбрать наименьшей возможной в интересах уменьшения перетекания газов через замок. На практике величина Д" выбирается равной 0,1 -f- 0,2 мм или в относительных единицах (для цилиндров диаметром 100 ч-150 мм). 6" = -^ = 0,0006 ~ 0,0015. В случае косых стыков, как например, по фиг. 300,2 и 6', эта величина, разумеется, относится к зазору в плоскости кольца (Д, фиг. 301). Измерению легче поддается зазор (Д0, фиг. 301) в плоскости, перпендикулярной разрезу. Для измерения зазора поршневое кольцо закладывается в калиброванное кольцо, внутренний диаметр которого в точности равен диаметру цилиндра в холодном состоянии. Зазор в замке измеряется щупом. Поэтому, когда говорят о зазоре в косом замке, то обычно имеют в виду зазор, измеряемый в плоскости, перпендикулярной разрезу, а не в плоскости кольца. При определении же размера зазора из условий правильной работы кольца следует исходить из величины зазора именно в плоскости кольца. Назовем первый номинальным (измеряемым) зазором Д0, а второй - действительным зазором Д (фиг. 301). Между величинами Д0 и Д существует простое соотношение: Д = - ?-sin a ' 356 Для замка с разрезом под углом а = 45° Длина кольца, уложенного в цилиндр, в холодном состоянии (при температуре измерения t0 = 15°), считая по его внешнему диаметру, равна nD, где D - диаметр цилиндра. При нагреве до темперптуры tK внешняя окружность кольца удлиняется на величину KDxk(tk - 15), где ак - коэфициент линейного расширения материала кольца. В то же время диаметр цилиндра возрастает на величину ПлцЦц - 15), где ац - коэфициент линейного расширения материала цилиндра; 1Ц - температура стенок цилиндра. Следовательно, зазор в замке уменьшается на величину *-- " в""в Эту величину, называемую иногда термическим зазором, следует прибавить к запасному зазору Л", который должен существовать в стыке при любых условиях и который, как указано вы-ше составляет 0,1 ,- 0,2 мм. . Пусть максимальная возможная температура кольца tK - 320 °, пусть 1Ц= 135°. Для чугуна ак = 10 • 10~6, для стали ац = 11 • Ю-с. Тогда отно- сительная величина термического зазора ф' - - будет равна ф' = ^ = * [Лк (tK - 15) - ^ (1Ц - 15)] = -3,14(10 - 10~6305 - 11 • 10~6 - 120) -0,0051. Прибавляя к этой величине относительный запасный зазор ф", который выберем равным 0,001, получим общую величину относительного зазора у -f ф' = 0,001 4- 0,0051 = 0,0061. Для цилиндра диаметром 150 мм зазор Л' + Д" равен Д = /У + Л" = 0,0061 • 150 = 0,91 мм. Следовательно, измеряемый (номинальный) зазор при замке с разрезом под 45° равен Д0 = Л sin 45° = 0,91 • 0,707 = 0,65 мм. Для нижних газовых колец, температура которых в средних условиях не превышает 235°, относительный термический зазор равен ф' = 3,14(10 . 10~6 . 235 - 11 . 10~6 • 120) = 0,00325, и общая величина относительного зазора ф" +,<|/ = 0,001 + 0,00325 - 0,00425. Следовательно для нижних газовых колец: Д = Л' + Д" = 150 • 0,00425 = 0,64- мм А0 = Л sin 45° = 0,64 . 0,707 = 0,45 мм 357 Фиг. 302. Сила, сдвигающая кольца в канавке. Практически величину зазора Д0 в стыке новых колец устанавливают в 0,4 мм, а у нижних колец даже в 0,3 -f- 0,35 мм, учитывая быстрый износ колец (особенно конических, см. ниже) и увеличение зазора уже в первые часы эксплоатации. У масляных колец, максимальная температура которых составляет примерно 200°, термический зазор ф' составляет приблизительно 0,002 и общий относительный зазор ф' •+• ф* делают равным 0,0035. При диаметре цилиндра D =150 мм это дает \ =0,53 мм, откуда Д0 = 0,53 • 0,707 =0,37 мм. По производственным соображениям зазор у всех газовых колец часто делают одинаковым; у масляных колец зазор делают на 30-40% меньше, чем у газовых. Так как кольца установлены в канавках с торцевым зазором, то во время работы возможно некоторое угловое перемещение колец, тем более что при движении поршня у свободной кромки кольца, обращенной навстречу движению (фиг. 302), возникает сила, сдвигающая Кольцов его плоскости, особенно в те моменты, когда поршень движется по стенке цилиндра, обильно смазанной маслом. В результате углового перемещения колец замки соседних колец могут стать друг против друга, что облегчит прорыв газов через кольца. Для предупреждения этого явления кольца иногда стопорят, фиксируя их угловое положение в канавках. При этом замки соседних колец располагают диаметрально противоположно; замок верхнего кольца устанавливают на наибольшем возможном удалении от свечей, во избежание замасливания свечей в работе. Стопоры устанавливают в замке поршневого кольца, которому в этом случае придают формы, изображенные на фиг. 300,5-10. Стопор поршневых колец мотора Роллс-Ройс "Кестрель>; представляет собой конический бронзовый штифт, закрепляемый в теле поршня разведением прорезанного хвоста (фиг. 303). На головке штифта профрезерованы грани, в которые упираются концы кольца. Стопорение колец нельзя считать рациональным. Фиксация, уменьшая подвижность колец в канавках, увеличивает опасность их пригорания. Несмотря на то, что кольцам придают такую форму, чтобы они оказывали равномерное давление на стенки цилиндра, всегда налицо известная неравномерность давления. Поэтому фиксированные кольца изнашивают цилиндр неравномерно, нарушая его круглую форму. В то же время, как показывает практика, расположение замков колец друг относительно друга очень слабо влияет на герметичность уплотнения. Для уменьшения прорыва газов, если замки случайно совместятся (фиг. 262,а), замки соседних колец выгодно наклонять в разные стороны (фиг. 304,6). Необходимость иметь два комплекта поршневых колец (с разным наклоном замков) ограничивает, однако, применение этой конструкции. В двухтактных двигателях кольца обязательно стопорят с таким расчетом, чтобы замки приходились против целых, не перерезанных распределительными окнами участков стенки цилиндра. В противном случае возможна поломка концов колец при прохождении замка по окну. 358 Фиг. 303. Стопор поршневых колец мотора Роллс-Ройс "Мерлин". Число колец. Испытания колец в статических .условиях показывают, что одно кольцо вполне удовлетворительно уплотняет цилиндр и что установка большего числа колец лишь очень незначительно увеличивает герметичность уплотнения. Однако рабочие условия сильно отличаются от условий, созданных при этих испытаниях. Такие факторы как овализация цилиндра под действием нагрузки, неравномерный износ стенок цилиндра по окружности и по направляющим, забоины на кольцах от неосторожного обращения при монтаже, риски, неизбежно появляющиеся на рабочей поверхности колец от грязного Фиг- 304- Расположение замков поршневых масла, износ колец и т. д.,-все это нарушает плотность прилегания кольца к стенкам цилиндра и делает необходимым установку добавочных колец. Известен случай, когда в картере мотора, поршни которого были снабжены двумя газовыми кольцами, из-за прорыва газов постоянно наблюдалось повышенное давление, вызывавшее выбрасывание масла из картера наружу через суфлеры и уплотнения. Этот дефект удалось исправить лишь постановкой третьего газового кольца. Таким образом постановка добавочных колец отнюдь не является мерой перестраховки, а вызвана прямой необходимостью компенсировать неизбежное в рабочих условиях падение уплотняющей способности каждого отдельного кольца. В большинстве случаев число газовых колец равно трем, хотя известны случаи установки четырех газовых колец на поршень. У двигателей тяжелого топлива с их повышенными давлениями вспышки число газовых колец делается большим, чем у бензиновых двигателей. Форма кольца. В настоящем разделе мы рассмотрим вопрос о том, какую форму должно иметь кольцо, чтобы оказывать равномерное давление на стенки цилиндра. Допустим, что кольцо находится в свободном состоянии. Выделим весьма малый элемент кольца шириной 8 с центральным углом dy (фиг. 305) длиной (по средней линии) Фиг. 305. К выводу урав-(,v нения упругой линии кольца. ds = р где р - радиус кривизны кольца в данной точке. Пусть к кольцу приложен момент Л/, под действием которого радиус кривизны кольца изменяется и становится равным р'. s Для употребительных на практике отношений - можно с совершенно достаточной точностью считать, что нейтральная ось при изгибе элемента кольца совпадает с его средней линией. Центральный угол элемента под действием момента М изменяется на величину Д^>; длина элемента по нейтральной оси остается прежней и может быть теперь выражена следующим образом: ds = р' Приравнивая (а) и (Ь), получаем (Ь) (с) 359 Внешняя дуга элемента, равная до приложения нагрузки стала теперь Разность величин ds' - ds = As, представляющая собой изменение длины крайнего волокна, равна Д5 = (Р' +т) ^ + Д<р)~ (р + T)^' Подставляя в это уравнение значение р из уравнения (с), получаем Л§ = (Р' + т) № + Д*> - P'd? - p'-Vp - -|- с-Ф = Y At?' По закону Гука As 8Дф _ а У тч ==" ; где о - напряжение крайнего волокна, 1? - модуль упругости материала кольца. Из (d) получаем Д"р 2ар . ~dy = ~Ш' Но, как известно, мъ ° = 21' где I - момент инерции сечения, равный для кольца прямоугольного сечения где Ъ - высота кольца по образующей. Поэтому _Дф _ MS _2р_ _ _Мр . йср ~ "27 ~ЁЪ ~ ~EI' Подставляя полученное значение -^ в уравнение (с), получаем или I м? _1___3_ = Ж Р' Р ~~ ЕГ Это уравнение упругой линии поршневого кольца позволяет сделать ряд существенных выводов. Напомним, что р представляет собой первоначальный радиус кривизны кольца, р' - радиус кривизны после приложения нагрузки. - в случае поршневого кольца, - после введения кольца в цилиндр. Для поршневого кольца , D 8 5 Р =T--2- = R--2' Перепишем уравнение (75) с подстановкой в него этого значения р': -^--- = Jf (76) Р 5 р El v ' R-"2 . . • 360 Если р постоянно, т. е. если кольцо до введения в цилиндр имеет в плане форму окружности с диаметром, большим диаметра цилиндра, то левая часть уравнения постоянна. При постоянных Е и /, т. е. при однородном материале и при постоянстве высоты и ширины кольца, уравнение (76) может быть удовлетворено лишь при условии, если М = const, т. е. при dM = 0. По первоначальному условию кольцо оказывает на стенки цилиндра равномерное давление. Это давление по правилу противодействия вызывает изгиб кольца. Выделим под углом ср к оси симметрии кольца элемент, ограниченный радиальными плоскостями, образующими угол d

к выбранному элементу, равен, как видно из построения на фиг. 306, dM = dPl = phE dyE sin (9 - ф) -= рЕУг sin (cp - ф)Жр. (f) Это выражение для выполнения указанного выше условия и должно быть равно нулю. Так как ери d> переменны, a R и h конечны, то dM может быть равно нулю только при р =0, т. е. в том случае, если кольцо не оказывает давления на стенки цилиндра, и следовательно, первоначальный диаметр кольца равен диаметру цилиндра. Если же диаметр кольца превышает диаметр цилиндра, то dM -?0, M=var, т. е. правая, а значит и левая части уравнения (76) становятся переменными. Это означает, что переменным будет радиус р' [уравнение (75)], Фиг. 306. К определению условий постоянства радиального давления кольца. т. е. такое кольцо, будучи введено в цилиндр, принимает не-круглую форму и будет оказывать на стенки цилиндра неравномерное давление. Условие постоянства р, однако, может быть удовлетворено в случае, если М _ = const. (О Допуская попрежнему, что кольцо давит на стенки равномерно, мы можем воспользоваться для определения величины М уравнением (f). Интегрируя это уравнение в пределах тс - ф (Фиг- 306), получаем (g) М = phR2 f sin (41 -- ф) dy = phli* (1 -f cos A 12pR* г л . о х = ~w~ L1 " cos '^ + ~2 - * sin '^A ~ sm '^A = г " ' . sin2 в котором величины jR и Е заданы, а величины р и о3 определяются расчетом кольца на прочность. Пусть, например, E=iOQ кг/см2', р = 0,4 кг/см2', - пусть имеет обычное для поршневых колец значение 15. Тогда 12рД4 _ 12 -0,4 • 163 ?>_пги п Е& ~~ 106 -2-~U'U1^' Соответствующая выбранным значениям JR, Е, р, о осевая линия кольца в свободном состоянии построена на фиг. 310 (сплошная линия) рядом с осевой линией кольца в рабочем состоянии, представляющей собой правильную по- луокружность (пунктирная линия). Отложив по обе стороны осевой линии по --- , получим форму кольца в свободном состоянии. Теоретическая величина зазора между концами кольца в свободном состоянии равна 2Дг/г. и определяется по 363 Фиг. 309. К определению координат осевой линии кольца постоянного давления (в свободном состоянии). 364 табл. 37. Для нашего случая 4^ = 0,01.0 • 2 • 4,713 = 0.094D. Для кольца диаметром 150 мм длина выреза будет " 0,094 • 150 = 14,1 мм. К этому зазору надо прибавить зазор Д = Д' + Д" ~ ^ 0,0061.D (см. стр. 337), необходимый для правильной работы кольца в горячем состоянии. Общая величина зазора, следовательно, будет (0,09 i + 0,0061) D = 0,1001D. Для нашего случая полный зазор в свободном состоянии при комнатной температуре 0,1001 • 150 ^ 15,0 мм. Фиг. 310. Форма кольца постоянного давления. Расчет на прочность. В рабочем состоянии кольцо сжато силами давления стенок цилиндра, направленными радиально к центру кольца и вызывающими растяжение наружных и сжатие внутренних волокон кольца. Напряжения разрыва по абсолютной величине приблизительно равны напряжениям сжатия, но так как чугун значительно хуже сопротивляется разрыву, чем сжатию, то расчетными являются разрывающие напряжения в крайних наружных волокнах кольца. Определение момента, действующего на произвольное сечение кольца, упрощается, если принять, как мы и делали раньше, что радиальные силы давления приложены равномерно по окружности кольца. Тогда по уравнению (g) где р - давление на единицу поверхности кольца. Максимальное значение момент имеет при ф = 0, т. е. по оси симметрии кольца. Разрывающее напряжение в опасном сечении °тах - W Удельное давление 12 (JLY \R) (79) (00) Как видно, ни максимальное напряжение в кольце, ни удельное давление на стенки цилиндра не зависят от высоты кольца /г,. Удельное давление определяется г^ <*5 ^ те - R - м^ \ "'" 10" ~ 13,5- В основу конструкции большинства исполненных колец положена величина а = 1. Для этого случая формула (о) дает 8 _ \ Г \ 1/ ------ 1,41 у 1100 _ ^ 106 ~ 15* 367 колеблется в пределах TO -т-т^- Подсп На практике величина -^ колеблется в пределах ^ - тя- подставляя это _ГЪ J.O 1о значение в формулу (80) и задаваясь предельным значением а" - 1650 кг/см2* ГП.Э.Х / * в Фиг. 311. К расчету поршневого -Фиг. 312. К определению напряжений в кольца. кольце в момент одевания на поршень. получаем, что удельное давление на стенки цилиндра р равно 1650 /1 1 \2 /л я л о\ /2 Р = тг (дз -*- те) = <°'6 *- °'8> **/см' Таково среднее значение р на практике; в отдельных конструкциях оно •достигает 1,2- 1,4 кг/см2. По уравнению (п) максимальное напряжение в момент одевания кольца равно _ ЕЪ* 1 атах - Для случая я = 1 2R2 (а + 1) ' а__= Ниже изложен графоаналитический способ определения напряжения при одевании кольца, основанный на том, что сила (?, приложенная к концу кольца , по линии, перпендикулярной оси симметрии кольца (фиг. 311), вызывает в кольце такие же напряжения и деформации, как и равномерно распределенная по окружности нагрузка. В самом деле, момент от этой силы в произвольном сечении В (фиг. 311) при не слишком больших деформациях равен М = QR(1 -f cos -ДО, т. е. формально совершенно аналогичен моменту от равномерно распределенной нагрузки, равному по уравнению (g) М = phR2(i -f cos <ДО. Если Q = phR, то и напряжения и упругая деформация кольца такие же, как при действии равномерно распределенного давления р. Это обстоятельство позволяет применить для расчета кольца, концы которого разводятся при одевании •на поршень силой Q, соотношения, выведенные ранее для случая равномерной нагрузки. Начертим по способу, изложенному на стр. 363, в произвольном (предпочтительно увеличенном) масштабе несколько осевых линий кольца, последовательно увеличивая в уравнениях (77) и (78) 1-4" Фиг. 313. Определение напряжений в кольце. фактор пропорциональности р, каждый раз на одинаковую величину, скажем на Д/?0 - 0,1 кг/еж2, начиная со значения р = /?0, определяющего форму кольца в свободном состоянии. Проведем на расстоянии - от осевых линий соответ- ? ствующие внутренние контуры кольца. Начертим теперь на прозрачной бумаге окружность поршня и, совместив ее диаметр с осью симметрии кольца, найдем наименьший внутренний контур кольца, в который еще вписывается окружность поршня (фиг. 312). Соответствующее этому контуру значение Ьр -р-р0, будучи подставлено в формулу (79), даст величину максимального напряжения в момент надевания кольца. Если это напряжение слишком велико (больше 1500-2000 кг /см2}, то ширину кольца о следует уменьшить; если же оно мало, то ширину кольца можно . пл, " увеличить с выгодой для величины Фиг' 314' Сечение газового удельного давления на стенки и для прочности кольца в рабочем состоянии. Весьма просто определяется напряжение в момент одевания у готовых колец. В этом случае достаточно измерить деформацию концов кольца 1Ьу в момент одевания, закрепить кольцо в тисках по оси симметрии (фиг. 313) и определить груз <2, который вызывает деформацию свободного конца кольца на величину Дг/. Напряжение в опасном сечении равно ,\ N Smax - -р^Г - V" ~ I2 ^- Конструкция. На фиг. 314 изображено поперечное сечение газового кольца с обычным на практике соотношением ширины и высоты сечения h =0,58. Внутренние углы кольца заправляют фаской 0,5/45° во избежание прилегания к закругленным углам поршневых канавок и во избежание повреждения стенок поршня острыми кромками кольца при одевании последнего на поршень. Рабочей поверхности второго и третьего (считая от днища поршня) колец в последнее время придают скос 1-3%, вследствие чего поверхность кольца приобретает вид усеченного конуса, направленного большим основанием вниз (фиг. 315). На рабочей поверхности иногда оставляют цилиндрическую "ленточку" высотой 0,3-0,4 мм. Эта мера вызвана появлением цилиндров с азотированными стенками и имеет целью прежде всего ускорить приработку колец, которая при азотированных цилиндрах происходит весьма медленно из-за низкого значения коэфициента трения чугуна по азотированной стали. Креме того, эта мера усиливает маслосбрасывающее действие газовых колец и улучшает условия смазки колец при движении поршня вверх, когда кольца скользят по стенкам цилиндра, очищенным от масла предшествующим ходом поршня вниз. Наличие •Орлов-1071-24 369 Фиг. 315. Сечения газовых колец с конической рабочей поверхностью. t t И I * H Фиг. 316. Действие давления вспышки на кольцо с конической рабочей поверхностью. скоса облегчает в этих условиях образование гидродинамического слоя масла, уменьшающего трение колец о стенки цилиндра. У верхнего кольца скос обычно не делают по той причине, что подобное кольцо могло бы быть отжато от стенки цилиндров действием газов (фиг. 316), так как давление газов на тыльной стороне кольца. сопротивляющегося (помимо силы упругости кольца) действию газов на наружную поверхность кольца ^ значительно меньше последнего вследствие дросселирования в зазоре между кольцом и стенками канавки. В самом деле, по фиг. 281 разность давления на наружной и тыльной стороне кольца составляет '-' 10 кг/см2. Сила этого давления , на наружную поверхность кольца во много раз превышает силу упругости колец. Нижние кольца подвергаются значительно ослабленному давлению газов и у них опасность отжатия от стенок цилиндра отсутствует. Снятие некоторой строго определенной части рабочей поверхности верхнего поршневого кольца могло бы весьма значительно понизить давление, оказываемое кольцом в момент вспышки на стенки цилиндра. Срок службы таких разгруженных колец значительно возрос бы, а компрессия не пострадала бы, так как нижние кольца обеспечили бы достаточное уплотнение. Высота газовых колец делается равной (0,35-^0,5) 8, но не меньше 2 - 2,5 мм. Высота масляных колец составляет обычно (0,8 ~ 1) 8. Способ определения формы масляных колец ничем не отличается от изложенного выше способа определения формы газовых колец. При расчете масляных колец следует оперировать не величиной фактического удельного давления р э, повышенного в результате удаления части рабочей поверхности кольца, а величиной удельного давления р0, которое кольцо развивало бы, имея полную рабочую поверхность. Эти две величины связаны соотношением * _ h Руд - A) ~fr •> где /г - высота тела кольца; ]%' - высота рабочего участка кольца (фиг. 317). Влиянием сверлений и прорезов на упругость кольца обычно пренебрегают. При конструировании масляных колец избегают сверлений и прорезов в центральном, наиболее напряженном участке кольца. Изготовление. Производство высококачественных поршневых колец настолько сложно, что сосредоточивается по большей части на специальных заводах. Необходимую теоретически форму кольца в свободном состоянии получают одним фиг 317> R масляных колец, из следующих способов: 1) обработкой заготовок по копиру, 2) отливкой некруглых заготовок, имеющих в плане форму, соответствующую теоретической форме, 3) деформацией круглой заготовки по теоретическому профилю с последующей фиксацией формы кольца при помощи термической обработки (термический способ), 4) нагартовкой (накаткой или насечкой) внутренней поверхности круглой заготовки. Заготовки отливают в землю или в кокиль; круглые заготовки с успехом отливают центробежным способом. При любой форме заготовки можно отливать отдельно для каждого кольца (индивидуальный способ отливки) 370 или в виде полых барабанов - маслот (называемых так по французскому слову masselotte, что значит: небольшая масса), которые впоследствии разрезают на отдельные кольца (маслотный способ). Индивидуальная отливка сокращает затраты на механическую обработку и улучшает механические свойства колец, благодаря чему получила широкое распространение, несмотря на то, что формовка и отливка заготовок при этом способе значительно сложнее, чем при маслотном. При обработке по копиру кольцу придают необходимый профиль обточкой или фрезеровкой. Затем кольцо вырезают на необходимой длине, концы его сводят, причем оно приобретает приблизительно круглую форму. После этого следует обработка внутренней и внешней окружности на шлифовальном станке. При отливке некруглых заготовок (иногда неправильно называемых "эллиптическими") припуск на последующую механическую обработку сводят к минимуму. Современная техника индивидуальной формовки колец позволяет отливать кольца с припуском всего 0,25 мм на сторону. Такие кольца после отливки разрезаются, приводятся в рабочее состояние и шлифуются в размер. При изготовлении колец по термическому способу круглая заготовка, выполненная с небольшим припуском на шлифовку наружной поверхности, надевается на цилиндрическую оправку, форма которой точно соответствует теоретически необходимой форме кольца. Для того, чтобы зафиксировать эту форму и уничтожить внутренние напряжения, кольца на оправке подвергают нагреву до 600°, после чего сводят их концы и передают на отделочные механические операции. Заметим, что такой же результат, как и при надевании кольца на профильную оправку, получается простым разведением концов кольца на величину 2--?/. Как явствует из сказанного на стр. 368, кольцо при этом принимает форму, весьма близкую к теоретически необходимой, ^тот способ иногда применяется для получения моделей при индивидуальной отливке некруглых колец. Способ изготовления колец нагартовкой заключается в том, что на тыльной поверхности колец при помощи специального станка наносят насечки, причем для придания кольцу нужной формы применяют один из следующих двух приемов: или увеличивают шаг насечек по направлению к концам кольца или, сохраняя шаг равномерным, уменьшают силу ударов к концам. Кольцо при этой операции часто укладывается в гнездо, обеспечивающее нужную форму кольца. Иногда насечка заменяется накаткой гладким или рифленым роликом. Кольцо при этом укладывается в кольцевую канавку приспособления, которому придают вращение эксцентричное относительно ролика с тем расчетом, чтобы ролик оказывал максимальное давление на кольцо в оси симметрии последнего. Способ нагартовки отличается тем недостатком, что на внутренней поверхности колец возникают напряжения, ослабляющие кольцо. Получить устойчивые результаты этим способом затруднительно. В авиационном моторостроении этот способ применяет только фирма Роллс-Ройс. Применявшаяся в прежнее время притирка колец с наждачным порошком при помощи поступательно-возвратного движения поршня в цилиндре в настоящее время почти повсеместно оставлена. Современные методы изготовления колец достигли такой точности, что возможно устанавливать кольца на мотор в таком состоянии, в каком они приходят с завода-поставщика. Однако некоторые фирмы (Испано-Сюиза) и до сих пор применяют притирку поршневых колец на специальных станках в эталонном цилиндре. Для предохранения от коррозии поршневые кольца оксидируют. С целью ускорения приработки поршневые кольца иногда облуживают электролитическим способом. Для проверки качества колец применяются многочисленные испытания, среди которых назовем проверку формы кольца просвечиванием щели между кольцом и стенками калиброванного отверстия, диаметр которого равен диаметру цилиндра. Величина просвета для газовых колец не должна быть больше 0,02 мм, для масляных 0,03 мм. 371 Наиболее точные результаты дает исследование радиального давления колец при помощи элект^опьезометрических или электромагнитных приборов и построение полярной диаграммы распределения удельных давлений ("розы"). На фиг. 319 и 320 изображены типичные диаграммы давлений поршневых колец. Качество кольца можно численно оценить величиной так называемого фактора радиального да вле ни я, представляющего собой отношение максимального удельного давления к минимальному. Для новых, хорошо изготовленных колец этот фактор приближается к единице. Твердость материала определяют по Бринеллю (для маслот) или по Роквеллу (для колец индивидуальной отливки). Оптимальная твердость составляет Яд = 97-103. Упругость кольца проверяют, определяя силу, потребную для смыкания кольца. Эта проверка производится по схеме фиг. 318,а или б. В первом случае к кольцу прикладывают сосредоточенную силу Qv во втором кольцо стягивают упругой лентой, к концам которой прикладывают силу Q2, причем Q! - 2,620(?2. Оптимальная величина Q± при смыкании по схеме фиг. 318,а колец обычных на практике размеров составляет 1200- 1400 г. Удельное давление р, оказываемое кольцом на стенки цилиндра, определяется по эмпирической формуле л /~\ пг* ч/! ;М* =0,76 fi Фиг. 318. К определению упругости поршневых колец. р где Qi - в кг~1 1ъ - высота метр цилиндра в см. кольца в см'-, D - диа- Фиг. 319. Неудовлетворительное распределение давления по окружности кольца. Фиг. 320. Кольцо с высокой степенью равномерности давления. В последнее время широкое распространение получил контроль материала колец на присутствие свободного феррита, являющегося, как мы знаем (стр. 355), весьма вредной структурной составляющей. Проверка производится определением магнитной проницаемости колец, которая пропорциональна содержанию феррита. Магнитной проницаемостью называется отношение В/Н магнитного потока В катушки без сердечника к магнитному потоку Н той же катушки с сердечником. На практике определяется относительная магнитная проницаемость. Для этой цели применяются две катушки, из которых одна с эталонным сердечником из стальной проволоки. Сердечником другой катушки служит 372 исследуемое поршневое кольцо. О величине магнитной проницаемости материала кольца судят по изменению напряжения во вторичной цепи катушек при введении поршневого кольца во вторую катушку. О количестве и форме графитных включений судят по величине омического сопротивления материала кольца. С увеличением количества графита и укрупнением его частиц омическое сопротивление возрастает (а магнитная проницаемость уменьшается). После работы на моторе проверяют форму, твердость, упругость колец и определяют величину износа. Износ измеряется или по уменьшению веса кольца или по увеличению зазора в замке в рабочем состоянии. Каждый моторостроительный завод устанавливает определенные нормы допустимого износа, по достижении которых кольца подлежат замене. Л итература 1. В г a d s с h a w P., Piston Ring Design Analysed, "Jl. SAE", 1929, v. 25, No. 5. 2. R u s se 1 В. Т., The Piston Ring, "Mech. Eng-g.", 1936, 20/X, v. 10, No. 10. 3. Stern N., Piston Ring; the Theory Underlying the High Point Design, "Aut. Eng-r", 1938, v. 28, No. 317, 4. Т e e t.o г M. O., The Reduction of Piston Rings and Cylinder Wear, "Jl SAE", 1938, v. 42, No. 4. 5. R e i n g a r t, "Z. VDI", №. 901. 6. Q u i n t J., Essai de calcul de la forme d'un segment, "Arts et Metiers", 1932, n° 142. 7. Robertson D. D., Hydraulic Action in Piston Ring Design, Proc. Congr. SAE, 28/VIII-4/IX, 1933. 8. Г и нц бург Б. Я., Теория поршневых колец, Труды НАТИ, ГММИ, 1934. 9. К о с с о в Г. С., Поршневые кольца, Труды ЦИАМ, ОНТИ, 1935. 10: Гречин В. П., Поршневые кольца авиационных двигателей, Труды ВИАМ, Оборонгиз, 1939. - 11. X р у щ е в М. М., Методы испытания поршневых колец на упругость, "Изв. НАГИ", 1932, № 3-4. 12. К убытки на Т. Д., Магнитный и электрический методы контроля поршневых колец, Техн. Отч. ВИАМ, 1939. . 13. Petre A. P., Leakages Tests of Piston Rings, "Jl. SAE", 1931, vol. 28, No. 6. Поршневой палец Поршневой палец сочленяет поршень и шатун и передает шатуну рабочее давление газов в цилиндре. Поршневой палец представляет собой цилиндрический стержень диаметром 0,22-0,25Z) (в среднем 0,23/)), продетый через верхнюю (поршневую) головку шатуна и опирающийся в бобышках поршня. Возможны три способа установки поршневого пальца: 1) палец закреплен в головке шатуна и свободно проворачивается в бобышках поршня; 2) палец закреплен в бобышках поршня, головка шатуна проворачивается относительно пальца; 3) палец может свободно проворачиваться в головке шатуна и в бобышках поршня (плавающий палец). Все эти способы были испробованы на разных этапах авиационного моторостроения (ср. фиг. 10, 12,322,514). В настоящее время применяется исключительно третья конструкция, представляющая следующие преимущества. Относительная скорость трения по окружности пальца уменьшается примерно вдвое по сравнению с двумя первыми случаями; вследствие этого сила жидкостного трения, пропорциональная скорости движения, падает также примерно вдвое, а тепловыделение, пропорциональное произведению силы трения на скорость относительного движения,- примерно в четыре раза. Износ уменьшается и, что наиболее существенно, распределяется равномерно по окружности пальца. Вследствие этого палец при износе сохраняет более или менее правильную цилиндрическую форму, тогда как при первых двух конструкциях он быстро овадизируется в результате одностороннего износа. В плавающем 373 пальце напряжениям подвергаются попеременно все его участки, тогда как в первых двух конструкциях они сосредоточены в одних и тех же участках. Поэтому материал плавающего пальца менее устает в работе. Поршневой палец нагружен газовыми силами и силами инерции поршня, вызывающими его изгиб. Наибольшего значения изгибающие напряжения достигают в поперечной плоскости симметрии пальца. Стремясь приблизить форму пальца к форме балки равного сопротивления, палец утолщают посередине, выполняя его по фиг. 321, г, д или е. -а -б -г Фиг. 321. Конструктивные формы поршневых пальцев. Фиг. 322. Схема разгрузки поршневого |пальца от изгиба силой вспышки (двигатель Бенц 230 л. с:, 1916 г.). На протяжении истории авиационного моторостроения неоднократно делали попытки разгрузить поршневой палец и поршневые бобышки от изгиба силой вспышки, оперев палец о днище поршня. На фиг. 322 изображена одна из конструкций подобного рода (двигатель Бенц, 1916г.). К днищу поршня прикреплен стальной конус, опирающийся вершиной в поршневой палец; в поршневой головке шатуна сделан вырез ширины, достаточной для того, чтобы шатун при своем движении мог свободно качаться вокруг поршневого пальца. Впоследствии конструкция, аналогичная изображенной на фиг. 322, иногда применялась для подвода масла в днище поршня с целью его охлаждения. 374 В современных конструкциях с плавающими пальцами устроить в днище поршня скользящую опору для поршневого пальца затруднительно, да и большой надобности в этом нет, так как поршневые бобышки сильно сближены и хорошо соединены с днищем поршня при помощи ребер или непосредственно, вследствие чего изгибающий момент, действующий на поршневой палец и на бобышки, сведен к минимуму. Пальцы фиксируются от осевого перемещения при помощи пружинных замков (фиг. 323) или заглушек, упирающихся в стенки цилиндра (фиг. 326). Фиг. 32Н. Схемы пружинного зам.^а поршневого пальца. Наиболее простой пружинный замок показан на фиг. 323,а. В отверстии бобышки поршневого пальца расточена полукруглая канавка, в которую заводится разрезное кольцо (фиг. 324,а) с отогнутыми внутрь концами для удобства извлечения кольца. Торец поршневого пальца, заправленный фаской, соприкасается с такими кольцами по конусу (фиг. 323,а). По линии соприкосновения развивается большое трение, которое затрудняет проворачивание пальца в бобышке, может вызвать нагрев кольца, вращение его в канавке и как следствие - разработку канавки. Фиг. 324. Типы пружинных замков. Этих недостатков лишен замок, изображенный на фиг. 324, б и в. Здесь кольцо имеет прямоугольное сечение, концы его снабжены ушками для удобства извлечения. Соприкосновение с торцем поршневого пальца происходит по плоскости (фиг. 323,6), вследствие чего трение уменьшается. Расточка прямоугольной канавки в отверстии поршневых бобышек легче, чем канавок полукруглого сечения. На двигателе Райт "Циклон" одной из последних модификаций (G-200) поршневой палец зафиксирован от осевого перемещения кольцами из цилиндрических витых пружин, заведенными в кольцевые выточки в бобышках поршневого пальца (фиг. 323, в и фиг. 324, г). В некоторых конструкциях концы поршневого пальца выведены за пределы поршневых бобышек; на поверхности поршневого пальца выточены канавки, в которые закладываются пружинные кольца (фиг. 325). В этой конструкции пружинное кольцо вращается вместе с пальцем относительно стенки поршня; во избежание разработки стенки поршня между ней и кольцом прокладываете я 375 стальная шайба. Здесь, как и в предыдущем случае, выгоднее применять кольца прямоугольного сечения. Чаще всего поршневые пальцы фиксируются при помощи заглушек (фиг.326). Заглушки изготовляются из алюминиевого или магниевого сплава и запрессовываются в отверстия, расточенные в концах поршневого пальца. В теле заглушек просверливают отверстия во избежание сжатия воздуха во внутренней полости пальца при запрессовке заглушек, а также при нагревании пальца в работе. Наружная поверхность заглушек выполняется по сфере с радиусом обычно на 5-10% меньшим радиуса цилиндра. Вследствие этого головка заглушки соприкасается со стенкой цилиндра в точке (фиг. 326,а), точнее на небольшом участке, имеющем форму эллипса, большая ось которого перпендикулярна оси цилиндра. Эта конструкция облегчает вращение пальца в бобышках поршня, которое затрудняется в том случае, если головка заглушки выполнена по сфере с радиусом равным радиуау цилиндра и соприкасается со стенкой цилиндра по линии (фиг. 326, б). Вентиляционные отверстия смещены с участка соприкосновения заглушки со стенкой цилиндра. б Фиг. 325. Схемы внешнего пружинного замка поршневого пальца. Фиг. 326. Правильная (а) и неправильная (б) конструкции заглушек поршневого пальца. В направлении движения поршня между головкой заглушки и стенкой цилиндра образуется клиновидный зазор (фиг. 327), облегчающий создание масляной пленки и предупреждающий металлический контакт между заглушкой и стенкой цилиндра. Между крайними точками заглушек и стенками цилиндра оставляется зазор ~ 0,5 мм, который почти не изменяется при нагреве цилиндра и поршневого пальца в работе. Фиксация заглушками представляет определенные преимущества перед остальными Способами ограничения осевого хода пальца. При этой конструкции облегчается проникновение масла в зазор между поршневым пальцем и бобышками поршня. Заглушки резко увеличивают радиальную жесткость пальца, который представляет собой тонкостенную трубку и склонен под действием рабочих усилий овализироваться, что ухудшает условия его смазки. Некоторым недостатком этой конструкции является необходимость придавать пальцу длину приблизительно равную диаметру цилиндра, что утяжеляет палец. В моторе Испэно-Сюиза 12 Ydrs этот недостаток преодолен тем, что рабочая часть пальца сильно укорочена, а заглушки расположены в ненесущих тонкостенных удлиненных концах пальца (фиг. 321, е и 329). Почти все трущиеся детали современного авиационного двигателя смазываются принудительно под высоким давлением. Поршневой палец представ- 376 ляет в этом отношении исключение и по большей части смазывается раз.-брызгиванием через отверстия в поршневых бобышках, обращенные к коленчатому валу, и через отверстия в поршневой головке шатуна, обращенные к днищу поршня. В зазор между поршневым пальцем и поршневыми бобышками масло вводится также с торца пальца (такая конструкция применяется преимущественно для поршневых пальцев с заглушками) или через специальные сверления из масляных полостей масляных колец. Последний способ несколько лучше остальных, потому что масло из-под масляных колец подводится под известным давлением, обязанным гидравлическому подпору, возникающему при ходе поршня к НМТ. Тем не менее, все они плохи и применение их можно объяснить лишь трудностью подвода смазки под давлением в поршневую головку шатуна. Колебательное движение поршневого пальца затрудняет создание устойчивой масляной пленки; по этой причине трение поршневого пальца часто имеет полужидкостный характер. Коэфициент полужидкостного трения в несколько раз больше, чем при жидкостном трении; тепловыделение и износ повышены. Эти обстоятельства предъявляют исключительно высокие требования к конструкции, материалу и подготовке сопрягающихся поверхностей. Теория смазки рекомендует в случае полужидкостного трения уменьшать всеми доступными средствами скорость относительного движения во избе- Фиг. 327. Схема образования масляной пленки при-скольжении головки заглушки по стенкам цилиндра. жание перегрева и увеличенного износа. С этой стороны конструкция плавающего пальца оказывается как нельзя более уместной. Следует всемерно понижать удельную-нагрузку, увеличивать опорные поверхности и повышать их жесткость. Точность обработки и качество отделки поверхностей должны быть доведены до высшего предела. Пальцу и подшипнику необходимо придавать максимально возможную твердость (хотя подшипник должен быть значительно мягче вала, - по меньшей мере в два раза). Материалы пальца и подшипника должны образовывать антифрикционную пару, т.е. обладать малым коэфициентом трения друг по другу и высоким сопротивлением истиранию. Целесообразен обильный подвод, масла для удаления тешга, выделяющегося от повышенного трения. В последнее время масло для смазки поршневого пальца предпочитают подавать под давлением, что представляет огромный шаг вперед по сравнению со смазкой разбрызгиванием. Масло подается по трубкам, прикрепленным к стержню шатуна или по сверлению в теле шатуна (ср. фиг. 515). Иногда таким образом смазывают поршневые пальцы лишь главных шатунов, нагруженные больше, чем пальцы прицепных шатунов. Последние же смазываются разбрызгиванием. ( В бобышках поршня палец опирается непосредственно на стенки бобышки. Промежуточные бронзовые втулки, применявшиеся в ранних конструкциях авиационных двигателей, ныне вышли из употребления, так как поршневые сплавы (особенно кованые) обладают достаточной твердостью (Нв = 120 - 150 кг/мм?) и высокими антифрикционными качествами. Несущие поверхности поршневых бобышек отделываются начисто алмазными резцами. Между головкой шатуна и поршневым пальцем устанавливается бронзовая (или чугунная) втулка. Втулки с баббитовой заливкой здесь не применяются из-за опасности разбивания баббита ударной нагрузкой. Так как твердость, материала поршня и втулки шатуна довольно велика, то твердость поверхности поршневого пальца приходится увеличивать, что достигается чаще всего цементацией, реже - азотированием. Зазор между поршневым пальцем и опорными поверхностями в рабочем, состоянии выбирается в пределах 0 = 0,001-0,0015. Зазор между поршневым 377 пальцем и втулкой шатуна в рабочем состоянии изменяется незначительно, и следовательно, указанной цифрой можно пользоваться для назначения конструктивного (холодного) зазора. Зазор же между пальцем и бобышками поршня в рабочем состоянии значительно больше, чем конструктивный (холодный) зазор. Относительный конструктивный зазор можно определить по формуле (70). Изменяя в этой формуле обозначения применительно к рассматриваемому случаю, получаем ф = ф' -f an (tn -15) - аб (t6 - 15), где /пи/б - соответственно температуры поршневого пальца и бобышки поршня; ссп и U.Q - коэфициенты линейного расширения материала пальца и поршня. Положим ап == 11 • КГ"6 , а& = 22 - 10~6 ; ie = tn = 200°. Для нормального функционирования палец диаметром 30-35 мм должен работать в горячем состоянии в отверстиях поршневых бобышек с зазором 0,03 ч-0,05 мм (6=0,001 -f- 0,0015). При этих исходных условиях конструктивный (холодный) зазор получается равным Ъ = (0,001 -- 0,0015) + 185 - 10~6 (11 - 22) = - (0,001 ч- 0,00005), т.е. зазор между поршневым пальцем и бобышкой в холодном состоянии должен быть отрицательным. На практике для возможности монтажа поршневого пальца отверстия бобышки выполняют с некоторым минимальным зазором порядка 0,01-0,015 мм, допускающим введение поршевого пальца от руки. Иногда зазор делают нулевым или отрицательным, и при установке поршневых пальцев поршень подогревают (электрогрелкой) до 50-60°. Величина отрицательного зазора (натяга) определяется из того условия, чтобы при нагреве поршня до 50-60° палец входил в отверстие бобышек с зазором 0,01-0,015 мм. Натяг в этом случае определится из уравнения (71): Д=Д'+ DK(*n -15) -аб(/б -15)]. Принимая 1п = 15° ж t^ - 55°, получим для поршневого пальца диаметром 30 мм д = (0,01 -- 0,015) - 30 • 22 • 10~6 • 40 = - (0,010 -:- 0,016) мм. Так как зазоры во втулке верхней головки шатуна и в бобышках поршня различны, то в случае назначения допусков по с и стеме отверстия пришлось бы делать палец ступенчатым. Для облегчения производства и увеличения точности палец делается одного диаметра по всей длине, а отверстия в поршневых бобышках и во втулках головок шатунов - различного диаметра. При этом приходится применять систему вала. Это составляет характерную особенность сочленения поршневого пальца с поршнем и отличает его от остальных сочленений деталей авиационного мотора, подавляющее большинство которых изготовляется по системе отверстия. Поршневые пальцы обычно изготовляют из цементуемых сталей типа ЦК, Х1Н или 53-А1 (табл. 8 и 9, см. стр. 162), в последнее время - из азотируемых- аустенитных сталей с высоким коэфициентом линейного расширения [(18-i- 22) • 10-6]. Палец шлифуют и лэпингуют, а в последнее время супер-финишируют. Внутреннюю поверхность пальца полируют для увеличения усталостной прочности и облегчения обнаружения мелких трещин. Поршневой палец рассчитывается в предположении, что нагрузка сосредоточена в плоскости приложения сил и равномерно распределена по длине опорных поверхностей (фиг. 79 и 328) или сосредоточена в центре опорных поверхностей (фиг. 78). Расчет по первому предположению преуменьшает напряжения, по сравнению с действительными, расчет по второму - преувеличивает. Расчет обычно ведут по максимальной силе вспышки Pz, не учитывая сил инерции поршня, разгружающих палец при вспышке. Расчетным режимом является режим перехода с малых оборотов на высокие при полном открытии дросселя, когда силы инерции невелики, а силы вспышки имеют такое же значение, как и на номинале. ,378 Изгибающий момент в опасном (центральном) сечении при первой схеме расчета равен м -Ы1 а\ мкгсм- 2 ^-Т> где Pz - сила вспышки в кг; / - расстояние между центрами поршневых бобышек в см (фиг. 328); я - длина подшипника головки шатуна в см. При расчете по второй схеме момент равен __ш Модуль сопротивления пальца с наружным диаметром с^ (см) и внутренним с?2 (см) равен и напряжение Ж аи кг/см2 = - . Обычно задаются внешним диаметром пальца в пределах (0,22 ч-0,25) D и определяют внутренний диаметр ^2. Расчетное напряжение при расчёте по минимальной силе вспышки и по первой схеме нагрузки у исполненных современных моторов составляет 2500 - 3000 кг/см?, по второй схеме 3500-4700 кг /см2. Для поршневых пальцев без заглушек следует определить радиальную деформацию пальца, которая должна быть во всяком случае меньше рабочего зазора между пальцем и его подшипниками. Кроме того, определяется Фиг.|328. К расчету поршневого пальца. удельная нагрузка в момент вспышки, которая в исполненных конструкциях достигает 400-800 кг /см2 для втулки шатуна в 250-'500 кг/см* для бобышек поршня. Исполненные конструкции Поршень двигателя Испано-Сюиза 12 Ydrs (фиг. 329) отштампован из алюминиевого сплава типа АК2. Он имеет вогнутое днище. В верхнем поясе расположены три газовых и одно масляное кольца. Фиг. 329. Поршень двигателя Испано-Сюиза 12 Ydrs. Жесткость поршня и теплоотвод от днища увеличены шестью расположенными перпендикулярно к оси пальца поршня ребрами, крайние из которых 37Э Фиг. 330. Схема расположения поршневых колец двигателя Испано-Сюиза 12 Ydrs. Фиг. 331. Поршень двигателя АМ-34; 6иг. 332. Поршень двигателя Райт "Циклон". связаны с бобышками поршня. Одно ребро направлено по оси пальца. В нижней части юбки имеется кольцевое ребро жесткости. Внешняя (рабочая) поверхность верхнего уплотняющего кольца имеет цилиндрическую форму, внешней поверхности второго и третьего кольца придана коническая форма с углом конусности около 3° (фиг. 330). Масляное кольцо имеет на внешней поверхности кольцевую канавку,соединенную рядом отверстий с поршневой канавкой, в которой в свою очередь имеются радиальные сверления для перепуска масла в картер. 'lZ-1,27 чФиг. ЗЗЗа. Поршень двигателя Райт "Циклон" G-200. Фиг. 333. Схема расположения поршневых колец двигателя Райт "Циклон" F. Фиг. 3336. Схема расположения поршневых колец двигателя Райт "Циклон" G-200. Поршневой палец из цементованной стали Х1Н, плавающего типа, выполнен по форме, приближающейся к телу равного сопротивления изгибу. Его осевое перемещение ограничено двумя алюминиевыми заглушками. Подшипник поршневой головки шатуна смазывается принудительно маслом, поступающим у прицепного шатуна по сверлению в теле шатуна, а у главного - по трубке. В зазор между поршневым пальцем и отверстием поршневых бобышек подается 381 масло, соскабливаемое масляным кольцом со стенок цилиндра. Интересной особенностью конструкции является охлаждение внутренней поверхности днища поршня маслом, вытекающим из поршневой головки шатуна (фиг. 525? см. также стр. 515). Рабочая поверхность поршня выполнена овальной. Поршень двигателя АМ-34 (фиг. 331) отштампован из сплава АК4. Днище поршня имеет слегка выпуклую форму. Оно связано с бобышками двумя мае- Сивньши ребрами, расположенными по оси порш-невого пальца. В верхнем поясе расположено три газовых кольца и одно масляное. В нижней части юбки имеется два кольцевых ребра жесткости. На внешней поверхности масляных колец сделаны кольцевые прямоугольные канавки. Один ряд сверлений расположен в канавке масляного кольца, второй - под кольцом. Плавающий пале ц, откованный из стали ХШ,. зафиксирован в осевом направлении при помощи двух заглушек из алюминиевого сплава. Поршень двигателя Райт "Циклон" R-1820 F (фиг. 332) изготавливается из штамповки алюминиевого сплава типа АК2. Он имеет плоское днище, усиленное двумя рядами взаимно перпендикулярных ребер "вафельного" типа. На внешней поверхности днища сделаны две небольших выемки. История этих выемок такова. Первые поршни двигателя имели гладкое днище. При нормальном открытии клапана последний ни в одной точке своего хода не приближался к поршню настолько, чтоШд головка клапана могла соприкоснуться с днищем поршня. Тем не менее, на некоторых моторах были обнаружены следы ударов клапанов о днище, сопровождавшихся и искривлениями клапанов, нарушением плотности их посадки на седло и т. д. Оказалось, что в этом явлении повинно заедание клапанов в направляющей в точке наибольшего подъема. Поршеньг двигавшийся к ВМТ навстречу заевшему клапану, сталкивался с его головкой, в результате чего и возникали все описанные явления. Их удалось устранить, сделав в днище поршня выемку, устранив таким образом всякую возможность соприкосновения клапанов с поршнем. Бобышки поршня соединяются непосредственно с днищем, что повышает прочность последнего и улучшает теплоотвод. На поршне установлено три газовых и три масляных кольца. Все [газовые и два масляных кольца (последние в одной канавке) расположены в верхнем поясе, третье масляное кольцо установлено в нижней части юбки поршня. Внешняя поверхность газовых колец сделана конической, с углом конусности около 2° (фиг. 333). Масляное кольцо, находящееся внизу поршня, имеет фаску на внешней стороне под углом 30° к оси цилиндра. Два других масляных кольца выполнены с уступами, образующими полости для собирания соскабливаемого масла. Кольца имеют острую кромку для соскабливания маслэ. Поршневой палец (из стали 7330) плавающего типа, с цилиндрическим ступенчатым отверстием, смазывается разбрызгиванием. Алюминиевые пробки ограничивают осевое перемещение пальца. Рабочая поверхность поршня выполнена овальной. Q55-065 055-0,65 ' Фиг. 334. Схема расположения колец двигателя Гном-Рон К-14. 382 Поршень двигателя Райт "Циклон" последней модификации (G-200) сильно переделан. Конструкторы обратили особое внимание на улучшение тепло-отвода от поршня. На днище поршня с внутренней стороны откованы и отфрезерованы многочисленные столбики ("сталактиты") слегка конической формы (фиг. ЗЗЗа). На внутренней стороне юбки отфрезерован ряд ребер с целью улучшения теплоотвода от трущейся рабочей части юбки. • Другой особенностью поршня является расположение поршневых колец. Поршень имеет четыре газовых и два масляных кольца (фиг. 3336). Все кольца - и газовые и масляные - одинаковой конструкции - конические, с прямым разрезом и взаимозаменяемы. Последнее обстоятельство имеет большое значение для упрощения эксплоатации. Разрез АО В Фиг. 335. Поршень двигателя Гном-Рон К-14. Нижнее масляное кольцо расположено в противоположность обычному расположению большим основанием усеченного конуса вверх. При ходе поршня вниз кольцо пропускает масло, а при ходе вверх задерживает, действуя как насос, непрерывно подающий масло на поверхность трения поршня. Из-под верхнего масляного кольца масло удаляется через крупные отверстия под верхними масляными кольцами. Поршневой палец зафиксирован в осевом направлении двумя кольцами из витой цилиндрической пружины (см. фиг. 323, в). Поршень мотора Гном-Рон К-14 (фиг. 334 и 335) отштампован из алюминиевого сплава типа АК4 и кругом обработан. Днище имеет вогнутую форму. В верхнем поясе поршня проточены четыре канавки, в которые устанавливается три газовых кольца и одно масляное. Масляное кольцо имеет кольцевую проточку и сверления. В цилиндры с прицепными шатунами ставятся поршни со вторым масляным кольцом, расположенным в нижнем поясе (фиг. 334). Поршневой палец - плавающий, имеет форму балки равного сопротивления. Он опирается на массивные бобышки, опертые на днище. Бобышки сильно сближены, в результате чего длина пальца уменьшена.Палец зафиксирован в осевом направлении посредством пружинных колец, посаженных 383- в кольцевые канавки на пальце, и шайб. Стенки поршня со стороны концов пальцев выфрезованы. Рабочая поверхность поршня выполнена овальной. Палец смазывается разбрызгиванием через отверстия с нижней стороны бобышек. О ОП___D_ О I О 5~ J ( 1.,. Л -А - г ---- Р ПС ){ о 04. - 7000 О ф О 0 С О \ Фиг. 336. Поршень двигателя Роллс-Ройс "Мерлин". Поршень мотора Роллс-Ройс "Мерлин" (фиг. 336) отштампован из алюминиевого сплава RR-59. Поршень имеет вогнутое днище,-непосредственно переходящее в поршневые бобышки. В верхнем поясе расположено три газовых кольца и одно масляное. Второе масляное кольцо расположено в нижнем поясе непосредственно под поршневым пальцем. Поршневой палец плавающего типа фиксируется в осевом направлении разрезными пружинными кольцами, заводимыми в выточки в теле поршня. Опорная поверхность бобышек смазывается разбрызгиванием через сверления в нижней части каждой бобышки. Со стороны отверстий,под поршневой палец в поршне вырезаны обширные участки с целью уменьшения веса и трения поршня. Для уменьшения массивов в участках перехода бобышек в днище с каждой стороны бобышки просверлены отверстия (фиг. 336, а) приблизительно под углом 45° к оси поршня. Во избежание концентрации напряжений дно отверстий закруглено" Рабочая поверхность юбки выполнена овальной. •384 III. КЛАПАНЫ Общие сведения. Клапаны служат для открытия и закрытия всасывающих и выхлопных окон цилиндра. На фиг. 337 изображен клапан авиационного двигателя с сопряженными деталями. Клапан открывается под действием кулачка распределительного валика и за -крывается под действием клапанных пружин, опирающихся с одной стороны на головку цилиндра, а с другой - на тарелку, укрепленную на оконечности штока клапана. Закрываясь, клапан опирается на клапанное седло; для обеспечения герметичности посадки опорная поверхность клапана и седла выполняется по конусу. Движение клапана направляется втулкой (направляющей клапана); при посадке на седло клапан самоцентрируется благодаря конической форме опорной поверхности. Клапан состоит из следующих частей (фиг. 337): головки с конической фаской и штока. Шток служит для направления клапана. На штоке укрепляется тарелка для пружин. Оконечность штока, на которую действует непосредственно или через промежуточные детали кулачок распределительного вала, снабжается приспособлениями для воспри-нятия усилия привода. Клапаны принадлежат к числу наиболее ответственных .деталей двигателя. Условия работы клапанов, особенно выхлопных, крайне тяжелы. Обращенная в камеру сгорания поверхность головки соприкасается с газами, температура которых в процессе сгорания достигает 2000-2500°. Головка выхлопного клапана периодически омывается продуктами сгорания с температурой 900- 1100°. Различают две фазы выхлопа: критическую и подкритическую. В первой фазе выхлоп происходит под действием значительного перепада давления (4-6 кг/см2), превышающего критический перепад. Газы вытекают из выхлопного окна со скоростью звука, составляющей при обычных для выхлопных газов температурах 600-700 м/сек. Этот период, в течение которого из цилиндра Фиг. 337. Клапан авиационного двигателя (выхлопной). J8-: удаляется наибольшая часть газов, является, несмотря на его кратковременность, наиболее тяжелым для выхлопных клапанов: они воспринимают в это время наибольшее количество тепла и наиболее страдают от химического и механического действия струи горячих газов. К концу критической фазы выхлопа давление в цилиндре падает, и в течение следующего периода происходит выталкивание оставшихся в цилиндре газов при умеренном давлении и низкой скорости (60-80 м/сек). Теплоотвод от клапана ограничен. В результате температура головки выхлопного клапана при работе мотора на полном газе достигает 750-850°. Обеспечить удовлетворительную смазку штоки клапана в направляющих не представляется возможным из-за высокой температуры штока. Всасывающий клапан работает в более благоприятных условиях, так как периодически омывается свежей смесью, отнимающей от него значительное количество тепла. Температура головки всасывающего клапана на полном газе обычно не превышает 350-400°. В этих условиях клапаны должны выдерживать значительные нагрузки от сил пружин, от сил инерции и действия кулачков, обеспечивать полную герметичность при посадке и двигаться без заедания в направляющих. Неудивительно, что клапаны являются наиболее частым источником неполадок, вынужденных остановок и аварий двигателя. В этом отношении с ними могут соперничать разве только поршневые кольца и подшипники коленчатого вала. Повышение температуры выхлопного клапана с ростом числа оборотов и увеличением наддува ограничивает возможность форсировки двигателя вследствие уменьшения механической прочности клапана и увеличения опасности прогара клапана и вследствие сильнейшего возрастания склонности двигателя к детонации. Горячий выхлопной клапан заставляет применять топливо с гораздо более высоким октановым числом, чем могло бы быть в случае, если бы он имел низкую температуру. Примеры опытных двигателей с золотниковым распределением, работающих при степени сжатия 10,5 со средним эффективным давлением 11,5 кг/см* на топливе с октановым числом 65, красноречиво свидетельствуют о том, в какой мере выхлопной клапан лимитирует улучшение экономики и повышение литровой мощности двигателя. Несмотря на все это, современное моторостроение продолжает придерживаться клапанного распределения. Отчасти из-за естественного, особенно в условиях капиталистической экономики, страха перед крупными затратами на новые типы двигателей, отчасти вследствие затруднений, кроющихся в конструкции золотникового распределения, моторостроители неохотно идут на ломку установившейся конструкции и предпочитают преодолевать недостатки клапанного распределения разнообразными конструктивными, металлургическими и технологическими приемами, составляющими ныне обширную главу науки об авиационном моторе. Наиболее частым дефектом клапанов является прогар, т. е. выгорание фаски, вызывающее потерю герметичности и выход клапана из строя. Первоисточником этого дефекта чаще всего является местное нарушение плотности посадки, которое может быть вызвано разнообразными причинами: короблением седла или головки клапана, перекосом клапана при подъеме или посадке, горячей коррозией фаски, переносом частиц металла с фаски седла на фаску клапана и обратно, перегревом и выплавлением участков фаски в результате действия горячих газов, попаданием между фаской и седлом клапана твердых частиц, препятствующих плотной посадке клапана: крупинок нагара, кусочков металла, открошившихся от поршневых колец или поршней, частиц перегоревшей изоляции свечей (особенно часто последний дефект встречается у свечей со слюдяной изоляцией) и т. д. При вспышке или во время хода расширения через неплотности между фаской и седлом клапана прорываются под большим давлением продукты сгорания. Факел раскаленных газов выплавляет соседние участки; неплотности расширяются, и дефект быстро прогрессирует. Явление усугубляется общим перегревом головки и клапана, вызывающим утрату механической прочности. 386 400 600 800 и короблением клапана. У двигателей, работающих на этилов'ом топливе, опаснорть выгорания клапанов усугубляется присутствием в продуктах сгорания небольших количеств окиси свинца (см. стр. 214), которая является активным окислителем. Соприкасаясь с раскаленным клапаном, частицы окиси свинца могут вызвать энергичную экзотермическую реакцию, сопровождающуюся выплавлением участков поверхности клапана. При наружном осмотре прогоревшего клапана обнаруживают следующее. Головка и шток клапана покороблены, шток клапана иногда сильно вытянут. Поверхность фасок покрыта неровностями, трещинами и изъединами, отдельные участки фасок выплавлены. Клапан покрыт окалиной. Микроанализ обнаруживает пережог материала клапана и глубокую коррозию участков, прилегающих к фаске. Нередко наблюдаются случаи обрыва головки клапана от действия ударной нагрузки при посадке клапана на седло. Излом имеет типичный для усталостных разрушений характер. Дефект обычно начинается с нарушения целостности поверхностного слоя на шейке клапана (т. е. на участке перехода от головки к штоку) в результате горячей коррозии. Коррозия резко понижает сопротивление материала клапана усталости, и без того очень сильно пониженное от действия высокой температуры (см. фиг. 338). Вследствие того что кулачок (или промежуточные элементы) действуют на шток клапана обычно с известным эксцентриситетом, клапан при посадке перекашивается в пределах зазора в направляющей и при посадке на седло касается седла сначала одной стороной головки. В результате этого в штоке .возникают напряжения изгиба, и в участках, ослабленных коррозией, появляются трещины. Под действием коррозии трещины быстро разрастаются; отдельные мелкие трещины сливаются в крупные, и если дать дефекту прогрессировать, то он в короткое время приводит к обрыву головки. На фиг. 339 изображен типичный вид изломов подобного рода. Изломы носят отчетливые признаки усталостного разрушения- Радиальные линии на фиг. 339,6 представляют собой результат соединения трещин, развившихся по окружности шейки в различных плоскостях. Наряду с этими дефектами, часто встречаются следующие: вытяжка клапана под действием ударной нагрузки при посадке клапана на седло, наволакивание материала направляющей втулки на шток клапана, заедание клапана в направляющей, разбивание наконечника клапана под действием ударников и роликов и т. д. На работу клапана влияют следующие факторы. 1) Режим двигателя. С повышением числа оборотов и увеличением наддува условия работы клапана ухудшаются вследствие увеличения количества тепла, выделяющегося в цилиндре, и увеличения динамических нагрузок на клапан с ростом числа оборотов. 2) Состав топлива и качество смеси. Как известно из теории авиационных двигателей, работа на бедной смеси сопровождается повышением температуры выхлопных газов, что весьма неблагоприятно действует на выхлопные клапаны. Присадка к топливу тетраэтилового свинца ухудшает условия работы клапанов. 3) Конструкция головки двигателя. Неравномерное распределение металла в стенках камеры сгорания вокруг клапанных седел и неравномерное их охлаждение вызывают деформацию седел и как следствие - прогары клапанов, с которыми очень трудно бороться. 387 Фиг. 338. Предел усталости клапанной стали состава 0,35% С; 4,6% Ni; 1,63% Сг; 0,2 5% Si; 0,3 6%М п в функции температуры. 4) Конструкция клапана. Конструкция клапана должна обеспечивать удовлетворительный теплоотвод от клапана. Удельное давление на фаску клапана при закрытом состоянии не должно быть слишком велико (не более 20-30 кг/см2). Большое значение имеет' жесткость клапана. При жестких и равномерно деформирующихся седлах головка клапана должна быть жесткой; при наклонности седел к неравномерной деформации головка клапана должна быть сконструирована с таким расчетом, чтобы клапан мог приспособляться к изменениям формы седла. 5) Способ привода клапана. Непосредственный привод клапана, часто сопровождающийся перекосом клапана при посадке и открытии и дающий боковую силу на шток, вообще говоря, дает худшие результаты, чем привод через рычаги, коромысла и траверсы. 6) Конструкция выхлопных органов и способ отвода выхлопа. Наличие выхлопного коллектора и глушителя отрицательно влияет на состояние выхлопных клапанов. Постановка на выхлопе турбокомпрессора сопровождается повышением температуры выхлопных клапанов. 7) Фазы распределения и опережение зажигания. Позднее зажигание, как правило, ухудшает работу выхлопных клапанов. 8) Скорость подъема и посадки клапана на седло. Повышенная скорость подъема улучшает условия работы выхлопного клапана, так как сокращает продолжительность критической фазы выхлопа (см. стр. 385-386). Увеличение ее лимитируется повышением сил инерции и усилия, необходимого для привода клапана. Посадочная скорость клапана должна быть как можно меньше. Величина ее во всяком случае не должна превышать 0,6-0,8 м/сек во избежание разбивания фаски клапана и седла. 9) Материал и конструкция клапана, седла и клапанной направляющей. Материал для клапанов должен обладать высокими механическими качествами при температуре до 900° и не терять этих качеств при многократных нагревах до 900° и охлаждении на воздухе. Клапанная сталь не должна корродировать при высокой температуре на воздухе и в присутствии продуктов сгорания. Среди огромного количества сталей, испробованных в разное время в качестве материала для выхлопных клапанов, в настоящее время наибольшим распространением пользуются высоколегированные хромоникелевые стали аустенитно-го класса с присадкой Si, Mo и других элементов. Высокое содержание CrnSi повышает верхнюю точку превращения этих сталей и выводит ее за пределы рабочих температур клапана, вследствие чего они теряют способность закаливаться на воздухе. Si, кроме того, повышает устойчивость стали против коррозии. Аустенитные хромоникелевые стали отличаются значительным ударным сопротивлением при нормальной и высокой температуре. Теплопроводность их невелика (6-10 кал/мчас °С), коэфициент расширения весьма значителен: (17-ь-22) • 10~~6. Небольшая теплопроводность аустенитыых сталей вынуждает прибегать к искусственному увеличению теплоперехода из головки клапана в шток (см. далее о натриевом охлаждении клапанов). Значительная величина коэфициента расширения заставляет увеличивать зазоры в клапанных направляющих, вследствие чего возрастает опасность наволакивания материала направляющей на шток клапана, тем более что аустенитные стали мягки и антифрикционные их качества невысоки. Для увеличения износоустойчивости и во избежание наволакивания материала клапанной направляющей на сталь шток клапана азотируют или цианируют. Азотирование, увеличивающее корро-зиеустойчивость обычных сталей, у аустенитных сталей, напротив, понижает устойчивость против коррозии, особенно горячей. Это объясняется изменением структуры поверхностного слоя: нитриды железа и специальные элементы аустенитных сталей образуют гальваническую пару. По этой причине рекомендуется избегать соприкосновения азотированного слоя клапана с горячими выхлопными газами. Азотированный участок штока не должен выходить из пределов направляющей втулки при открытом положении клапана. Для увеличения стойкости фаски против коррозии, а также во избежание разбивания фаски клапана от повторных ударов при посадке на 388 d *• _у , 1 Фиг. 340. К определению размеров клапана. седло на фаску клапана наплавляют стеллит (см. стр. 166) слоем толщиной 0,8-1,5 мм. Стеллит отличается высокой твердостью и прекрасно сопротивляется горячей коррозии. По температуре плавления (~ 1300°) и коэфициенту линейного расширения [а = (12ч-16) • 10~б в интервале 200-800°] стеллит близок к клапанным сталям; связь между слоем стеллита и материалом клапана получается весьма прочной. Наибольшую опасность представляет растрескивание стеллита от деформации клапана. По этой причине головки стеллитированных клапанов снабжаются массивным ободком (ср. фиг. 354, 347, 4), увеличивающим жесткость стеллитированных участков. Стеллитированные фаски подвергаются точной шлифовке; клапаны с такими фасками ставятся на место без притирки, которая обычно производится для клапанов с менее твердой поверхностью фаски. Стеллитом покрывается и наконечник клапана, по которому работает ударник или ролик коромысла. У клапанов, работающих при особенно высокой температуре, иногда стел- литируют расположенную в камере сгорания поверхность головки во избежание горячей коррозии. В последнее время для защиты головок клапанов применяется сплав 18,7%Сг; 1,12% Fe; 1,24% Мп; 0,65% Si; 0,09% С; остальное Ni, известный под названием Брайтрей, плавящийся при более высокой температуре и более устойчивый против коррозии, чем стеллит. Брайтрей наплавляется на головку слоем толщиной ~ 0,5 мм. В американской практике наконечник клапанов наплавляется стеллитом состава 52% Со; 27% Сг; 14% W; 1% Si, обладающим твердостьюHRC = 58 - 60. Для наплавки на фаску клапана применяется менее твердый (Яяс = = 45 - 47), но более устойчивый против коррозии стеллит состава 65°/п Со-27% Сг; 4% W; 2% Si. FF /0 ' Основной конструктивной величиной клапана является диаметр его головки, за которую принимают наименьший диаметр фаски d (фиг. 340), определяющий проходное сечение горловины клапана. Эта величина часто называется просто диаметром клапана. Диаметр клапана определяется из условия размещения клапанов в головке; проходное сечение горловины проверяют на условную среднюю скорость газового потока в клапанах v"= - f-Y - , " г \dj 30 (см. стр. У4), которая у исполненных моторов лежит в пределах 50-90 м/сек. Диаметр выхлопных клапанов иногда делают на 10-20% меньше, чем всасывающих, с целью увеличения площади последних и с целью уменьшения теплоперехода в выхлопные клапаны. На мощности мотора эта мера заметно не отражается. Чаще, однако, выхлопные и всасывающие клапаны делают одинакового диаметра. Угол наклона фаски играет важную роль в конструкции клапана, так как определяет проходное сечение в начальный период открытия и конечный - закрытия клапана, форму газовой струи, обтекающей клапан, и величину удель- Фиг. 341. К определению проходного *°(tm) "а"1ения Ш поверхность фаски сечения клапана. ИРИ посаДке клапана. Минимальное проходное сечение в первые моменты подъема клапана (фиг. 341) представляет собой боковую поверхность усеченного 389 h конуса, одно из оснований которого имеет постоянный диаметр d (диаметр горловины клапана), а второе - переменный диаметр d', равный d' = d +usin2a, где Ъ - подъем клапана; a - угол фаски. Боковая поверхность F этого усеченного конуса равна F - я h cos a -"-- = тс h cos a ((14- 9''- sin 2a J . Членом -^~ sin 2a, который при начальных стадиях подъема клапана весьма Ci мал по сравнению с членом d, можно пренебречь; тогда Fz^itdhcosa, (а) т. е. получается, что проходное сечение изменяется с изменением угла фаски приблизительно по косинусоидальному закону. Этот закон изображен на фиг. 342, где за 100% принято проходное сечение при a - 0 (плоский клапан), когда поверхность F = itdh, т.е. равна боковой поверхности цилиндра с основанием d и высотой h- В настоящее время стандартизованы фаски с углом 30 и 45°. Первые чаще применяются на всасывающих, вторые - на выхлопных клапанах. Как видно из фиг. 342, клапаны с a = 30° дают в начальные моменты подъема проходную площадь при прочих равных условиях на 20-22% большую, чем клапаны с a = 45°. В отдельных случаях (Райт "Циклон" G-200) применяют фаски с углом 20°. Удельное давление р на поверхность фаски изменяется по следующему закону: _ Р /;~ F'cosa ' где Р-сила, прижимающая клапан к седлу; F' - поверхность фаски, равная -- ""л 1 ? I где s - ширина фаски; d и с!0 - малый и большой диаметры фаски клапана (фиг. 340). Если считать ширину фаски s постоянной и пренебречь влиянием угла a на величину "t °, то удельная нагрузка на фаску клапана будет изме- ? няться по закону Р р ее --- . r cos a Этот закон графически изображен на фиг. 342, где за 100% принята удельная нагрузка на фаску клапана при a = 0, т. е. при плоском клапане. Из фиг. 342 можно заключить, что удельная нагрузка на фаску клапана при a = 30° приблизительно на 20% меньше, чем у клапанов с a = 45°. В действительности соотношение складывается еще благоприятнее для клапанов с л = 30°, так как уменьшение угла фаски позволяет при неизменной толщине головки клапана увеличить ширину фаски. Недостатками клапанов с a - 30° является увеличенный диаметр головки (наибольший диаметр, d0 на фиг. '340), затрудняющий размещение клапана в камере сгорания, худшая центровка клапана в седле и худшая форма газового потока при полном открытии клапана. Выведенные выше соотношения для площади проходного сечения действительны лишь при небольших подъемах клапана. После того как клапан отойдет на значительное расстояние от седла (фиг. 343), количество поступающей смеси и характеристики потока определяются, главным образом, формой головки клапана; конструкция фаски влияет на них лишь в такой мере, в какой фаска определяет форму головки. В прежнее время часто задавались условием, чтобы в точке максимального подъема клапана проходные площади в любом сечении канала между 391) седлом и головкой, перпендикулярном направлению (предполагаемому) потока, были равны между собой (фиг. 344). При такой предпосылке головка приобретает форму плоской или слабо конической тарелки, соединенной со штоком галтелью небольшого радиуса. Фиг. 342. Проходное сечение F в начальные моменты подъема клапана и удельное давление р на фаску клапана в функции угла фаски а. Действительная форма струи, однако, далеко не такова, как изображено на фиг. 344. К тому же клапан находится в верхней точке подъема сравнительно короткое время, и количество проходящей через него смеси в значительной степени определяется переменной формой канала на остальных участках подъема клапана. Фиг. 343. К определению проходного сечения клапана. Фиг. 344. К определению формы головки клапана. Теоретическое изучение вопроса чрезвычайно затруднено переменной скоростью газового потока и переменными сечениями каналов. Опыты, произведенные с клапанами различной формы, с определенностью указали, что на* полнение цилиндра улучшается, если головка всасывающего клапана имеет коническую форму, вроде изображенной на фиг. 345, хотя при такой форме условие постоянства сечений в точке максимального подъема клапана не выдерживается. Подобные клапаны, называемые тюльпанами, получили в настоящее время широкое распространение в качестве всасывающих клапанов. Форма тюльпана выбирается по опытным данным или на основании исполнен- ных конструкций. Кроме улучшенных характеристик наполнения, тюльпанные клапаны отличаются улучшенным теплопереходом из головки клапана в шток, что имеет большое значение для клапанов, изготовленных из малотеплопроводных аустенитных сталей. Они обладают также преимуществом более жесткого крепления г.оловки к штоку, хотя жесткость головки в радиальном направлении (по кромке тюльпана) несколько проигрывает. Для всасывающих клапанов последнее обстоятельство не имеет большого значения. а 6 Фиг. 345. Тюльпанные (б, в) и полутюльпанный (а) клапаны. Для выхлопных клапанов тюльпанная головка непригодна, так как внутренняя полость тюльпана является источником завихрений при обтекании кла--пана потоком отработанных газов (фиг. 346) и, кроме того, увеличивает тепло-переход в клапан, и без того напряженный в тепловом отношении. Головки выхлопных клапанов делаются плоскими (фиг. 347,2) или выпуклыми (фиг- 347, 3 и 4). Последняя форма улучшает обтекание клапана газовым потоком в такте выхлопа (фиг. 348). Фаска с углом 45° дает более благоприятную для обтекания форму головки клапана, чем фаска с углом 30°.• Фиг. 346. Обтекание газовым потоком тюльпанного клапана при всасывании и выхлопе. Максимальный подъем клапана frmax иногда рекомендуют определять из того условия, чтобы проходное сечение по фаске клапана, определяемое по фиг. 341 и уравнению (а), равнялось сечению горловины. Легко показать, что при а =30° это условие выполняется при ftmax = 0,26of, a при а =45° - при /'max =0,3rf. Это правило, однако, не учитывает формы струи, в частности сжатия струи при обтекании кромок клапана. Опыты показывают, что наполнение цилиндра улучшается, если увеличивать ^тах до 0,4с? и даже 0,5of. Практический предел увеличению ^тах кладет рост сил инерции. В исполненных конструкциях ^тах колеблется в пределах 0,25 - 0,3d. Нижний предел относится к клапанам большого диаметра (двухклапанные цилиндры), верхний - к клапанам малого диаметра (четырехклапанные цилиндры). Для уменьшения гидравлических потерь при всасывании и выхлопе рекомендуется избегать острых кромок на поверхностях, ограничивающих поток 392 (фиг. 349 и 350). В частности седло выхлопного клапана не должно выступать из поверхности головки (фиг. 350). Такое расположение не только затрудняет выхлоп, но и увеличивает теплопереход в седло. Углы сопряжения фаски седла с его цилиндрической и плоской частями рекомендуется слегка закруглять,. ! Г Фиг. 347. Употребительные формы головок клапанов. ;-тюльпанная головка; 2-плоская головка; 3-выпуклая головка; 4-полая головка (клапан с натриевым охлаждением). Фирма Райт разработала специальную форму клапанных седел. Седло всасывающего клапана двигателя Райт "Циклон" G-100 и 200 (фиг. 351, 7} имеет вид расширяющегося насадка с плавными очертаниями стенок. Седло выхлопного клапана (фиг. 351, 2) имеет такую же, хотя и менее резко выраженную, воронкообразную форму. Несмотря на неизбежное при|этой форме уменьшение диаметра горловины, наполнение цилиндра заметно выигрывает. Фиг. 348. Обтекание газовым'потоком клапанов с выпуклой головкой. Большое значение для правильной работы клапана имеет геометрия сопряжения фасок клапана и седла. Размеры фасок должны быть рассчитаны таким образом, чтобы при всех возможных условиях фаска клапана не выступала за пределы фаски седла в камеру сгорания во избежание обгорания при вспышке. При нагреве головка клапана увеличивается на величину где d0 - диаметр головки клапана (наибольший); а/с - коэфициент линейного расширения материала клапана; tk - рабочая температура головки клапана; /0 - начальная температура (температура измерения). В то же время диаметр седла клапана увеличивается на величину (с) * Нелрадильно Правильно Фиг. 349. Неправильное и правильное устройство седла всасывающего клапана. Непродильно Правильно Фиг. 350. Неправильное и правильное устройство седла выхлопного клапана. Фиг. 351. Клапанные седла двигателя Райт "Циклон" G-200. 1-всасывающий клапан; 2-выхлопной клапан. Из уравнений (Ь) и (с) Фиг. 352. К определению положения клапана в седле при нагреве. где обозначения соответственные. Так как головка клапана увеличивается больше седла, то клапан выдвигается из седла на величину (фиг. 352) ЛЬ =0,5 (Д- -V)tga. (d) При a = 45° /У,'=0,5 (Л -/У)- Mt' = dQ [(a*/* - ac/c) - /о(a/, - ac)]. (82 Принимая ak = ac - 20 • 10~G (аустенитная сталь), f/. = 750°, /(. = 350°, получаем ДЛ =.0,5 • 20 . Ю-6 (750-350) = 0,004d0. При диаметре головки r/0 = 65 мм перемещение клапана будет Mi = 0,004 • 65 = 0,26 мм. В холодном состоянии нижняя (обращенная к камере сгорания) грань фаски клапана должна "утопать" в седле на величину Л/г. У исполненных моторов величина Л// практически делается равной и,2 - 0,6 мм. Важный Фиг. 353. Клапан с дифе-ренциальным углом фаски. Фиг. 354. Изменение формы клапана при вытяжке. Фиг. 355. К определению основных размеров клапана вопрос о соотношении ширины фасок клапана и седла решается на основании следующего правила: фаска на детали, изготовленной из более мягкого материала, делается уже, чем фаска на детали из твердого материала. В самом деле узкая фаска с твердой поверхностью при притирке клапана, а в еще большей мере - при работе на моторе, неизбежно выработает на широкой фаске с мягкой поверхностью кольцевое углубление, которое нарушит герметичность посадки клапана. Если материал седла мягче материала головки клапана (например пара: бронзовое седло и клапан со стеллитированной фаской), то фаска седла делается $же фаски клапана, притом настолько, чтобы при всех возможных перемещениях клапана относительно седла (в результате температурных деформаций, износа и т. д.) фаска клапана не выходила бы из пределов фаски седла и не вырабатывала бы на ней ступеньку, могущую нарушить плотность посадки клапана на седло. В случае пары: стальное седло со стеллитированной фаской и такой же клапан -•- фаску на клапане следует делать уже, чем на седле, так как поверхность фаски клапана, имеющая при работе температуру более высокую, чем поверхность фаски седла, теряет твердость и износоустойчивость в большей мере, чем фаска седла. В последнее время угол наклона фаски к оси клапана у выхлопных клапанов часто делают на Ilf2-1° меньше угла фаски седла, вследствие чего клапан садится на седло большим диаметром своей головки (фиг. 353). На нижней поверхности фаски делается "ленточка" шириной ~ 1 мм, с углом, в точности равным углу седла. Такие клапаны называются клапанами с диференциалъным углом 395 фаски. Эта конструкция имеет целью ускорить приработку фаски клапана к седлу, протекающую замедленно у современных клапанов и седел с наваркой стеллитом. С другой стороны, назначение этой конструкции заключается в том, чтобы предупредить всякую возможность воздействия горячих газов во время вспышки и хода расширения на поверхность фаски седла и клапана. Наконец, эта конструкция имеет целью компенсировать увеличение угла фаски клапана т наблюдающееся у плоских, полутюльпанных и слабовыпуклых клапанов после продолжительной работы на моторе от вытяжки головки клапана, в результате которой клапан садится на седло меньшим диаметром своей головки (фиг. 354). От этого страдает герметичность посадки, а фаска, подверженная действию горячих газов, быстро разрушается. Описанное явление гораздо меньше выражено у выпуклых клапанов, вроде изображенных на фиг. 347,3 и 4, Головка этих клапанов благодаря сферической форме обладает весьма большой жесткостью и мало изменяет форму под действием сил, направленных вверх по штоку клапана, почему этот тип выхлопных клапанов следует признать весьма рациональным. Клапаны с углом фаски, отличающимся от угла фаски седла, не притираю? по седлу. Притирку в этом случае производят по ложному клапану с углом фаски, равным углу фаски седла. Основные соотношения между конструктивными элементами клапана на практике следующие (фиг. 355). Ширина фаски е == = (0,05-0,08) d, толщина головки клапана у фаски8 = (0,08-0,12) d, длина клапана I - (2,4-2,8) d, диаметр штока (1Ш = (0,2-0,4) d. Нижний предел в последнем случае относится ко всасывающим клапанам, а верхний - к выхлопным пустотелым клапанам. Штоки всасывающих и выхлопных клапанов иногда делают одинакового диаметра с целью облегчения производства. Теплоотвод от клапанов. На фиг. 356-357 изображена схема теплоперехода в выхлопной клапан и теплоотвода от него в закрытом и открытом состоянии. При открытом клапане тепло передается, главным образом, в направляющую втулку и через тарелку клапана и соприкасающиеся с ними пружины - в воздух и в масло, присутствующее в коробке клапанного механизма. При закрытом клапане к этому присоединяется теплоотвод от головки клапана в седло через опорную поверхность. Так как опорная поверхность расположена очень близко к центральной, наиболее нагретой части головки, так как клапан большую часть времени закрыт и в закрытом состоянии плотно прижат к седлу (тогда как между направляющей и штоком клапана постоянно имеется зазор), то теплоотдача в седло играет очень большую роль в охлаждении клапана. На фиг. 358 изображено типичное распределение температур в теле выхлопного клапана двигателя жидкостного охлаждения [18] (см. также фиг. VI и VII). Из фигуры видно, что температура имеет наиболее высокую величину в центре З')6 Фиг. 35G. Схема тешюпоглощения. и теплоотвода при закрытом клапане. Сплошные линии-теплопоглощение, пунктир-теплоотвод. головки, падает к периферии головки, что объясняется влиянием теплоотвода в седло, и снова возрастает на участке перехода от головки к штоку - в шейке клапана. Последнее объясняется тем, что через шейку проходит большое количество тепла, перетекающего из головки в шток. Наружная поверхность шейки, кроме того, подвергается действию горячих газов в процессе выхлопа; теплоотвод от шейки весьма ограничен. В штоке температура падает в результате теплоотдачи от штока в направляющую клапана. Тепловой расчет клапана в высшей степени затруднен периодичностью процессов теплоперехода и теплоотдачи и отсутствием точных данных о коэфи-циентах теплоотдачи, определяющих тепловое состояние клапана. Для улучшения охлаждения клапанов целесообразно усиливать теплоотвод от седла и направляющей клапана. У двигателей воздушного охлаждения Фиг. 357. Схема теплопоглощения и теплоотвода при открытом клапане. Сплошные линии - теплопоглощение, пунктир-теплоотвод. 740 740° Фиг. 358. Типичное распределение температур в теле выхлопного клапана двигателя жидкостного охлаждения. это достигается усиленным оребрением соответствующих участков головки и рациональным направлением охлаждающего воздуха. Наилучшие результаты дает такое расположение выхлопных патрубков, при котором наиболее нагретая (вследствие поворота газовой струи) тыльная часть выхлопного патрубка с бобышкой клапанной направляющей обращена навстречу обдувающему потоку. У двигателей жидкостного охлаждения седла клапанов окружают водяным пространством и подводят водяную рубашку к бобышке клапанной направляющей. Охлаждение клапанных седел должно быть не только интенсивным, но и равномерным, дабы избежать коробления седла от неравномерных тепловых деформаций. Это условие сравнительно легко выполняется у двигателей воздушного охлаждения с двухклапанной головкой. У двигателей жидкостного и воздушного охлаждения с четырехклапанными головками добиться равномерно жесткой в радиальных направлениях конструкции распределительных 397 окон и равномерного охлаждения седел затруднительно из-за стесненности габаритов. Неизбежное смещение при формовке длинных и тонких стержней ("лент"), образующих внутренние полости блочной головки двигателей жидкостного охлаждения, в свою очередь способствует неравномерному распределению металла вокруг седел. У исполненных двигателей жидкостного охлаждения разница температур по окружности седла в отдельных случаях достигает 120 - 150°. Характер и величина тепловой деформации седла зависят от конфигурации и жесткости примыкающего к седлу участка головки. При неблагоприятных условиях подобная разница температур может вызвать искривление окружности седла на несколько десятых мм по диаметру. В некоторых случаях единственным средством избежать прогара клапанов является радикальное переконструирование головки или применение "пластичных" клапанов, т. е. таких, у которых головки работают при столь высокой температуре, что материал головки приобретает способность деформироваться, приспособляясь к искривлениям седла (см. далее стр. 403). Для увеличения теплоотвода от штока клапана в направляющие целесообразно развивать поверхность штока и уменьшать зазор между штоком и направляющей. На величину зазора в направляющей штока влияет различие температуры клапана и направляющей и различие коэфициентов линейного расширения их материала. Обозначим диаметр отверстия направляющей знаком dH , температуру направляющей tH ,коэфициент линейного расширения ее материала а" , диаметр штока клапана dlu. Пусть tlu и "ш будут температура штока и коэфициент линейного расширения материала клапана. Пусть относительный зазор ' в рабочих условиях (на горячем моторе) одинаков для выхлопного и всасывающего кла-панёв и равен <1/ = 0,003. Для клапана со штоком диаметром 16 мм это соответствует абсолютному зазору 0,003 -16 ^г 0,05 мм. Предположим, что средняя температура штока выхлопного клапана (ш= 400°; аш - 20 - 10- 6 (аустенитная сталь), температура направляющей (двигатель жидкостного охлаждения) 1Н = 250°; коэфициент линейного расширения материала направляющей сск - 18 • 10- 6 (бронза). По уравнению (70) относительный холодный зазор в таком случае равен <1> = ф'+[20- 10-6(400 - 15) - 18- Ю-6 (250 - 15)]-= - "/+0,0035=0,003+0,0035=0,0065. Сле довател ьно : ./ _ 0,003 0,0065 fi ' т. е. зазор на горячем моторе уменьшается приблизительно на 50%. Зазор на холодном моторе для клапана со штоком диаметром 16 мм должен быть равен 16 • 0,065 ~ 0,1 мм. Температуру штока всасывающего клапана примем равной 1Ш = 250% температуру направляющей tn =150°. Остальные условия пусть будут такие, как в первом примере. Тогда $ = ф'+ [20 • Ю-6 (250 - 15) - 18 - 10-"(150 - 15)] = = ф' +0,0023 -0,003 +0,0023 =0,0053. Сл едовател ьно : ф' 60,003 Ф ~~ 0,0063 ~ т. е. ;зазор в горячем моторе уменьшается приблизительно на 40%. Зазор на холодном моторе для клапана со штоком диаметром 15 мм будет 0,053 • 16 -- 0,09 мм. Практически зазоры у выхлопных и всасывающих клапанов часто делают одинаковыми. 398 Относительные холодные зазоры между клапанными направляющими и штоками клапанов современных двигателей с клапанами из аустенитной стали приведены в табл. 38. Таблица 3& Относительные з а з о р ы в н а н р а в ля ю щ и х клапанов r J, в н г а т е л н Л Относительный зазор <\> - -у- (в холодном состоянии) Всасывающие клапаны Выхлопные клапаны Пределы Среднее значение Пределы Среднее значение Жидкостного охлаждения Воздушного охлаждения 0,0025-0,005 0,003 -0,0065 0,004 0,005 0,0025-0,008 0,0045-0,007 0,005 0,006 В последнее время шток клапана часто делают коническим, расширяющимся к свободному концу. Конусность выбирают с таким расчетом, чтобы при нагреве на работающем моторе шток (температура которого, как мы видели на фиг. 358, падает по направлению к свободному концу) становился цилиндрическим. Пусть, например, температура штока выхлопного клапана изменяется, как изображено на фиг. 358, составляя 560° у шейки и 370° на свободном конце штока. Для того чтобы шток клапана в рабочем состоянии становился цилиндрическим, диаметр штока у шейки должен быть меньше диаметра свободного конца штока на величину о == do-,, (560 - 370) -= 190 dv.m. Для клапана из аустенитной стали (аш^^20 . 10-6) с диаметром штока d =16 мм Ъ = 190 • 16 - 20 • Ю-6 ^ 0,06 мм: С повышением наддува и увеличением расчетной высоты наддутых двигателей приобретает серьезное значение утечка сжатой смеси из всасывающего патрубка через зазор между штоком и направляющей. Если нормальное давление смеси во всасывающем трубопроводе составляет, например, 1,25 кг/см2,.. а расчетная высота равна 5000 м, где давление окружающего воздуха достигает 0,55 кг/см, то на расчетной высоте возникает разность давления 0,6 кг\см-, которая способна вызвать значительную утечку смеси в коробку клапанных приводов, а оттуда через трубопроводы для слива масла в картер и через кожух вертикальной передачи (у двигателей жидкостного охлаждения) и через кожухи тяг (у звездообразных двигателей) - в картер двигателя, сообщенный суфлерами с наружной атмосферой. Топливо, смешиваясь с маслом, циркулирующим в коробке клапанных приводов и в картере,ухудшает его смазочные свойства. Присутствие топливовоздушной смеси в картере и утечка ее наружу увеличивают пожарную опасность. Для устранения утечки смеси из всасывающих патрубков уменьшают зазоры в направляющих всасывающих клапанов, вводят в направляющих лабиринтные уплотнения (мотор Испано-Сюиза 12 Ydrs) и изолируют коробки клапанных приводов от картера и окружающей атмосферы. Охлаждение клапанов. На протяжении почти всей истории авиационного моторостроения делались попытки охлаждения выхлопных клапанов, чаще всего маслом. Масляным охлаждением клапанов были снабжены моторы водяного охлаждения Паккард (1922-1927 гг.) (фиг. 207, см. также стр. 417), гоночный мотор Фиат и ранние модификации мотора АМ-34. В последнем моторе кулачки выхлопа, действующие непосредственно на тарелки клапана, были прорезаны посредине кольцевой проточкой шириной около 6 мм (фиг. 359), распределительный валик был приподнят над тарелками клапана, вследствие чего оказалось возможным ввести в сверление в штоке клапана Г-образную трубку, сообщенную с масляной магистралью невысокого давления. Конец 399 ^трубки свободно заканчивался в сверлении клапана недалеко от его головки; зазор между трубкой и стенками сверления составлял 1,5-2 мм на сторону. Масло, поступавшее из нижнего обреза трубки, омывало стенки штока клапана и свободно выходило наружу через верхний конец штока. Основной недостаток подобного устройства состоит в том, что масло плохо охлаждает наиболее нагретую часть клапана-головку. Незначительное понижение тем пературы головки клапана не окупает усложнения клапанного механизма. С течением времени на внутренней поверхности стенок што -ка отлагается корка нагара, которая в высшей степени ухудшает теплоотдачу из стенок штока в масло. Возможно, что масляное охлаждение клапана дало бы лучшие результаты при полых головках клапана, вроде тех, которые сейчас применяются для натриевого охлаждения, но в таком случае пришлось бы обеспечить интенсив - Фиг. 359. Схема масляного охлаждения клапанов двигателя АМ-34. ную циркуляцию масла в полости головки во избежание образования мертвых мешков и коксования масла в отдаленных участках полости, - задача конструктивно довольно сложная. Кроме того, при масляном охлаждении любого типа необходимо считаться с увеличенным окислением и порчей масла вследствие соприкосновения с горячими стенками клапана, тем более что теплоемкость масла невелика (0,4-0,5 кал/кг °С) и для достижения заметного охлаждающего эффекта приходится прокачивать через клапаны довольно значительное количество масла. Попытка охлаждения клапанных седел маслом, подводимым по сверлениям в теле головки, обтекающим кольцевую выточку на внешней поверхности седла и вытекающим обратно в коробку клапанного механизма, также не имела успеха из-за коксования масла в выточке седла. После испытаний эта система была оставлена, фиг. 360. Шейка выхлопного лла-и на позднейших моторах мы не встречаем пана двигателя Бристоль "Меркур". попыток ее повторения. Было испробовано охлаждение клапанов струей воздуха, заимствуемой от встречного воздушного потока- От этого способа пришлось отказаться из-за усиленного окисления материала клапанов кислородом воздуха. В настоящее время авиационное моторостроение остановилось на способе охлаждения клапанов путем усиления теплоотвода от головки клапана в шток. Наиболее простое решение вопроса при этом способе состоит в увеличении диаметр а шейки и штока. По такому пути пошли конструкторы фирмы Бристоль, применившие на двигателе "Юпитер" VIII и позднее на двигателе "Мер- 400 кур" клапан с утолщением на участке перехода от головки клапана к штоку (фиг. 360). Но такое решение требует увеличения веса клапана. У клапанов из аустенитной стали, отличающейся малой теплопроводностью, эта мера к тому же не дает большого результата. Поэтому в настоящее время клапан делают полым и наполняют полость каким-либо легким и теплопроводным материалом. Испробовав вставки из алюминия, наполнение клапана смесью калийной и натриевой селитры (1: 1), моторостроители по предложению Герона сейчас применяют для наполнения клапанов металлический натрий, отличающийся малым удельным весом (0,97 кг /дм2 в твердом состоянии, 0,74 кг/дм2 при 880°), довольно большой теплоемкостью (0,27 кал/кг °С) низкой температурой плавления (97,6°) и весьма > высокой теплотой испарения (1100 кал/кг). Температура кипения натрия 'равна 880°. О б 6 Фиг. 361. Клапаны с охлаждаемым штоком. Фиг. 362. Изготовление пустотелой головки расточкой с последующей заваркой. Полость клапана заполняется натрием приблизительно на 60%, после чего гер -метически закупоривается. При нагреве ,клапана на работающем двигателе натрий расплавляется и частично испаряется, поглощая при этом большие количества тепла. Вследствие энергичного поступательно-возвратного движения клапана жидкий натрий, взбалтываясь, переносит тепло из нагретой головки клапаца в более холодный шток. Клапаны подобного вида называются клапанами с натриевым охлаждением, хотя охлаждением этот способ можно назвать лишь условно. По существу этот способ представляет собой использование охлаждающих ресурсов верхней части клапана путем конвекционной передачи тепла из головки в шток. Первоначально натрий вводили в цилиндрическую полость, высверленную в штоке клапана (фиг. 361). Отверстие штока закрывали пробкой (фиг. 361, а). Так как обеспечить герметичность полости таким образом довольно затруднительно, то в последующих конструкциях стали заковывать конец штоки (фиг. 361,6), одновременно утолщая заковкой шейку клапана, наиболее ослабленную высокой температурой. Торец штока обваривали стеллитом. В последующих конструкциях шов в конце штока стали высверливать для уничтожения концентрации напряжения; отверстие закрывали конической пробкой, которую обчеканивали и заваривали стеллитом (фиг. 361, б). Клапаны с пустотелыми штоками получили ограниченное распространение. Этот способ охлаждения не дает заметных результатов, так как, обеспечивая весьма интенсивное охлаждение штока, он незначительно усиливает теплоотвод от наиболее нагретой и наиболее нуждающейся в охлаждении части клапана - головки. Делались попытки изготовления клапанов с пустотелыми головками путем вытачивания полости в головки с последующей заваркой полости (фиг. 362), но эти попытки потерпели неудачу. Первые серьезные успехи натриевого охлаждения относятся к тому времени, когда американская фирма Вилькокс-Рич в сотрудничестве с фирмой Орлов-1071-26 401 Кертис-Райт разработала конструкцию цельнотянутого пустотелого клапана. Эта конструкция позволила приблизить натрий к периферии головки и тем самым улучшить теплоотвод от нее. Пустотелые клапаны с натриевым охлаждением работают при температуре в среднем на 150-200° ниже, чем массивные клапаны. Достоинства этого способа охлаждения клапана - эффективность, конструктивная простота, отсутствие относительно движущихся частей и т. д. - настолько велики, что заставляют мириться с огромным усложнением технологического процесса изготовления пустотелого клапана. В настоящее время применяются два способа изготовления пустотелых клапанов - способ фирмы Вилькокс-Рич и фирмы Эмуко. Основное отличие между ними состоит в методе образования внутренней полости грибка. При первом способе контур внутренней полости грибка обрабатывается фасонным 2 5 Фиг. 363. Схема изготовления пустотелых клапанов по способу фирмы Вилькокс-Рич. резцом в заготовке со сверлением в штоке, достаточным для пропуска фасонного резца (фиг. 363,7). После этого шток клапана обжимается и в нем высверливается отверстие- При способе Эмуко заготовка отковывается в виде полого цилиндрического стакана (фиг. 364, Т). Внутренняя полость грибка получается не механической обработкой, как в способе Вилькокс-Рич в результате постепенного обжима заготовки до нужного размера прессом Дайтона. Способ Эмуко обеспечивает лучшее направление волокон и более высокую прочность клапана и требует меньшего расхода металла, но сложнее, чем способ Вилькокс-Рич. Изготовление по способу Эмуко начинается штамповкой заготовки в виде полого стакана (фиг. 364, Т). Цилиндрическая часть стакана в несколько переходов осаживается, и заготовка принимает вид, изображенный на фиг. 364,2. После этого заготовка передается на механическую обработку, которая заключается в расточке отверстия и обдирке наружной поверхности. Для заковки наконечника клапана на конце штока снаружи оставляется припуск (фиг. 364,3). После заковки наконечника (фиг. 364, 4) сверлится и развертывается коническое отверстие под у плотните л ъный штифт, клапан подвергается чистовой механической обработке снаружи (фиг. 364,^ 5) и передается на заполнение натрием. Перед наполнением полостей натрием клапаны устанавливают головками вниз в песчаную или свинцовую ванну, в которой поддерживают постоянную температуру 250-300°. Натрий прессуют через матрицу с калиброванными отверстиями; он выходит из матрицы в виде прутков, которые режут на куски необходимой длины. Прутки натрия впрессовывают в полость клапана пуансоном; введенный в клапан натрий тотчас расплавляется- Натрий очень легко окисляется; окись натрия в присутствии влаги переходит в гидрат окиси 402 (едкий натр), присутствие которого в полости клапана очень сильно понижает эффективность натриевого охлаждения. При недостаточно точном соблюдении технологического процесса заполнения, клапаны из одной партии, работающие на моторе в одинаковых условиях, приобретают разную температуру, причем разница температур достигает 100-150°. При заполнении первостепенное значение имеет быстрота и точность операций; иногда во избежание малейшего окисления натрия заполнение ведут под бензином или под трихлорэти-леном, который имеет перед бензином преимущество невоспламеняемости. После заполнения натрием в отверстие полости клапана запрессовывают коническую .пробку, которую затем обчеканивают. После этого конец штока и фаски клапана наваривают стеллитом. В американской практике конец штока, после наполнения кланана натрием, заковывают. 5 Фиг. 364. Схема изготовления пустотелых клапанов по способу фирмы Эмуко. Наварка стеллитом (и покрытие головки сплавом Брайтрей) производятся в пламени кислородно-ацетиленовой горелки на столике, медленно вращающемся от мотора. После наварки стеллитом клапан поступает на отделочные операции - шлифовку фасок, шлифовку штока и торца штока. Если шток клапана азотируется, то перед заполнением натрием клапан подвергается азотизации. Не подлежащие азотизации участки клапана защищаются обычными способами - электролитическим покрытием оловом и т. д. На некоторых моторах, например, на многих английских моторах, удерживается ста рая конструкциям головка клана на с натриевым охлаждением делается массивной, а натрием наполняется лишь пустотелый шток (фиг. 361). Эта конструкция применяется отчасти для понижения стоимости изготовления клапана, отчасти с целью удерживать температуру головки на высоком уровне для увеличения ее податливости и способности приспособляться к деформациям седла. Обращенную внутрь камеры сгорания поверхность головки подобных "пластичных" клапанов во избежание горячей коррозии стеллитируют или покрывают сплавом Брайтрей. У клапанов с непосредственным приводом верхняя часть полости штока обычно используется для крепления на резьбе тарелки клапана. В подобных клапанах натрием заполняется лишь головка и нижняя часть полости штока, отделенная от нарезанной части перемычкой (ср. фиг. 421). Теплопереход из головки шрапана в шток при этом настолько ограничен, что применение натриевого охлаждения в данном случае иначе, чем следованием моде, объяснить нельзя. Замки, тарелки и наконечники клапанов. Тарелки клапанов крепятся к штокам при помощи замков, конструкция которых, пройдя ряд этапов, в настоящее время стандартизировалась. Замок клапана чаще всего представляет собой конус с цилиндрическим сверлением, разрезанный на две половины (фиг. 365). На внутренней цилиндрической части замка имеются выточки, 403 которые входят в соответствующие выточки в штоке клапана (фиг. 366). Наружная коническая поверхность половинок замка охватывается конусом тарелки клапана, который под действием клапанных пружин постоянно прижимает половинки замка к выточке. Угол конуса делается равным 10-15°. У замка, изображенного на фиг. 366,а, выточки выполнены по дугам окружности. Изготовление подобных выточек требует фасонных резцов; точно подогнать такой замок к штоку клапана невозможно, и замок прилегает к штоку по точкам. Замок, показанный на фиг. 366,6, проще, изготовление его дешевле. Так как в от ве рс тии гораздо легче точно обработать поверхности верхушек гребешков а-а, чем канавок б-б, а точно обработать поверхности канавок б-б на штоке вполне возможно (хотя и затрудните л ь- Фиг. 365. Замок клапана. а б и г Фиг. 366. Употребительные формы замков клапана (см. также фиг. VIII). нее, чем наружные поверхности а-а гребешков), то замок обычно центрируется на щтоке по поверхностям а-а, а между поверхностями б-б оставляется зазор до десятой мм. Наиболее просто изготовление замка по фиг. 366,г. Этот замок не только проще, но и легче по весу,чем все остальные. Поверхности, воспринимающие Фиг. 367. Замок клапана двигателя Кертис "Конкверор". Фиг. 368. Замок клапана двигателя BMW VI. силу пружины, у предыдущих конструкций на первый взгляд имеют большую величину, чем в конструкции по фиг. 366,г, но преимущество это только кажущееся, так как из-за затруднительности пригонки гребешков фактическая поверхность соприкосновения у них едва ли больше, чем в конструкции по фиг. 366,г. Изображенные на фиг. 366 замки мало ослабляют шток клапана, сборка и разборка их очень проста и осуществляется отжатием тарелки на величину, Фиг. 369. Крепление на- Фиг. 370. Запрессов-конечника кла- ка наконечника клапана запрес- пана двигателя Бри-совкой, столь "Меркур". Фиг. 371. Крепление наконечника клапана на-прессовкой (двигатель Бристоль "Юпитер"). позволяющую извлечь половинки конуса или поставить их на место. Эти преимущества обеспечили.почти повсеместное распространение описанных замков и заставили отказаться от старых конструкций, некоторые из которых приведены на фиг. 367, 368. Эти замки состоят из разрезных гаек с конической наружной поверхностью, на которую опирается конус тарелки, сжимающий тело гайки. Сжатие резьбы недостаточно для контровки, и гайку, кроме того, кон- f Фиг. 372. фиг. 373."Крепление отъемного нако-трят чекой или шплинтами. Крепление на- нечника (а) клапана при помощи коль-НРРМПТПЯ тта ГЖЯТИР ПРЧТ, конечника кла- цевых выточек в половинках замка Несмотря на сжатие резь- пана на резьбе (двигатель Изотта-Фраскини "Ассо"). бы, в резьбе часто возникает наклеп. При навертывании и вывертывании замка необходимо удерживать клапан от вращения. При навертывании гайки можно перетянуть пружину до такой степени, что витки пружины при подъеме клапана будут смыкаться, мешая полному открытию клапана (такие случаи неоднократно наблюдались на практике). Торец штока, через ко- том КОНической торый передается усилие пробки пусто-привода клапана, должен обладать повышенной Фиг. 374. За- Фиг. 375. Тарелка клапанных пружин с внутренними а и внешними б центрирующими буртиками. те лого клапана. i твердостью и износоустойчивостью. В настоящее время практика отходит от применения специальных закаленных или цементованных наконечников, 405 крепящихся в штоке клапана запрессовкой (фиг. 369, 370, 371), на резьбе (фиг. 372), при помощи кольцевых канавок в половинках замка (фиг. 373) и т. д. Торец клапана в настоящее время чаще всего наплавляется слоем стеллита толщиной 1-1,5 мм. У клапанов с натриевым охлаждением слой стеллита наплавляется поверх конической пробки, закрывающей полость клапана (фиг. 374). • Тарелка клапана представляет собой диск с кольцевыми буртиками или заплечиками для центровки клапанных пружин (фиг. 375). В интересах уменьшения веса центрирующих буртиков, пружину предпочтительнее центрировать по внутреннему диаметру (фиг. 375,а), а не по наружному (фиг. 375,6). Тарелки клапанных пружин изготовляются из стали типа Х2П".. Коническая часть тарелки подвержена значительным напряжениям от усилия пружин Р, увеличенного Р в отношении -:--^, где а. - угол sin а/2 ' J конусности сухарей замка, и делается массивнее, чем диск тарелки. Для того чтобы клапаны при сборке не проваливались через направляющие клапанов в цилиндры, в штоке под замком делают кольцевую выточку, в которой устанавливают разрезной пружинный замок (ср. фиг. 337,а). Особенности клапанов с непосредственным приводом. Клапаны, приводимые непосредственно кулачками распределительного ' валика (см. фиг. 421-422),отличаются рядом конструктивных особенностей. Наличие при подъеме и закрытии клапана момента, вызывающего перекос клапана в направляющей (см. фиг. 498), требует увеличения опорной поверхности штоков. Механизм для регулировки 1 зазоров в клапанном механизме переносится в единственное располагаемое в этой конструкции место - на шток клапана. Это обстоятельство в свою очередь требует увеличения диаметра штока. На фиг. 376 изображена типичная конструкция клапана с непосредственным приводом. Сила нажатия кулачка воспринимается массивной тарелкой со стержнем, который крепится в штоке клапана на резьбе и одновременно служит для регулировки зазора между клапаном и кулачком. Рабочая поверхность тарелки цементуется или азотируется. Так как резьба в подобных конструкциях работает в незатянутом состоянии, то во избежание ее разбивания длина ее делается равной не менее 2-2,5 диаметров стержня. Стержень, кроме того, снабжается центрирующим пояском. Резьба на стержне обычно фрезеруется или шлифуется. Тарелка контрится при помощи промежуточного диска, на ко- 406 Фиг. 376. Клапан с непосредственным приводом (двигатель АМ-34). торый опираются клапанные пружины. Диск зафиксирован относительно штока пазами или шлицами, позволяющими ему перемещаться вдоль штока, но не допускающими вращения относительно штока. На периферии промежуточного диска имеется венец радиальных шлицов, сцепляющихся под давлением клапанных пружин с такими же шлицами на тарелке клапана и предупреждающих отвертывание тарелки. Периферия тарелки и промежуточного диска снабжена шлицами или отверстиями 1|од ключи. Зазор регулируется следующим образом. Заведя ключ в отверстия промежуточного диска, отжимают его вниз до расцепления шлицов, контрящих тарелку. После этого, удерживая клапан от вращения при помощи ключа, заведенного в отверстия промежуточного диска, другим ключом отвертывают или завертывают тарелку клапана. Зазор между тарелкой клапана и кулачком устанавливают специальными щупами. О конструкции тарелок клапанов см. дополнительно Приложение (фиг. IX). Седло (как и направляющая клапана) введено в конструкцию двигателя сравнительно недавно. Еще у двигателя "Юпитер" клапаны садились на фаски, расточенные непосредственно в стальном днище головки. Появление головок из алюминиевых сплавов заставило выполнять опорные поверхности клапанов в особых деталях из более твердого материала, чем материал головки. Фиг. 378. Крепление седла развальцовкой его кромки. Пунктирная линия показывает первоначальную форму кромки седла, до развальцовки. Фиг. 377. Крзпление клапанных седел запрессовкой. Фиг. 379. Крепление седла обчеканкой материала головкл. В настоящее время от материала седла требуются такие специальные качества, что применение седел неизбежно даже при стальных стенках камеры сгорания. В недавнее время клапанные седла изготовлялись преимущественно из бронзы, чаще всего алюминиевой, состава, приведенного в табл. 27 (стр. 175). Эти бронзы отличаются повышенной прочностью и твердостью при высоких температурах и высоким коэфициентом линейного расширения ( -18 • 10~6), что облегчает крепление седел в головках из алюминиевых сплавов. Седла чаще всего крепятся в головке запрессовкой (фиг. 377). В дополнение к прессовой посадке седла фиксируются в теле головки при помощи развальцовки или зачеканки (фиг. 378 и 379). Конструкция, показанная на фиг. 378, применялась на ранних типах двигателей воздушного охлаждения Райт, Пратт Уитни и др. Заготовка седла показана на фиг. 378 пунктиром. После запрессовки "юбка" седла развальцовывается, вдавливаясь в заранее приготовленную в горловине клапана канавку и обеспечивая надежное крепление седла. Часто' для фиксации седла в гнезде расчеканивают материал головки вокруг седла (фиг. 379). 407 Применявшееся в ранних конструкциях авиационных моторов крепление седел на резьбе (фиг. 380) было вскоре оставлено из-за неудовлетворительного теплового контакта между седлом и стенками гнезда; лишь в самое последнее время, с появлением стал'ьных седел, крепление на резьбе возродилось снова (см. далее стр. 410)- Натяг для прессовой посадки у бронзовых седел составляет в среднем Ф = = 0,003-1-0,005 по наружному диаметру седла (у седел всасывающих клапанов ближе к верхнему, а у седел выхлопных клапанов - ближе к нижнему пределу). Перед запрессовкой нагревают головку до 300° или же охлаждают седла в жидком воздухе. Иногда одновременно применяют подогрев головки и охлаждение седел. Так как седло нагревается в эксплоатации больше головки (в среднем на 50-120°), то первоначальный натяг между седлом и стенками гнезда поддерживается (а иногда даже увеличивается) при нагреве цилиндра до рабочих температур, несмотря на то, что коэфициент линейного расширения материала седла меньше, чем материала головки. Это легко проверить, решая уравнение (69) для данного случая. Фиг. 380. Крепление седла на резьбе. Фиг. 381. Запрессовка седла на конусе. Иногда наружную поверхность седла выполняют конической и сажают в коническое же гнездо в головке цилиндра (фиг. 381), запрессовывая седло на строго определенную глубину, при которой между седлом и стенками гнезда возникает необходимый прессовый натяг. Глубину запрессовки h определяют из формулы 2tga ' где о - диаметральный прессовый натяг; а - угол конуса (фиг. 382). Угол конуса выполняют равным a = 3-f-5° (уклон 1 : 20-i-l : 10). Если считать диаметральный натяг равным 8- 0,005с?, где d - наружный диаметр седла и принять а - 3°, то 0,005d ~ = 0,05d. 2 • 0,05 Для d - 60 мм получаем /г = 0,05 • 60 = 3 мм. Глубина запрессовки седла обычно устанавливается индивидуальным подбором седел к гнездам и измерением зазора между торцом седла и днищем гнезда клапана (фиг. 383); седло прессуется до упора в днище. См. далее Приложение (фиг. X-XVI). Наружная поверхность седел часто снабжается неглубокими кольцевыми выточками (фиг. 384 и 377,6). При запрессовке, в эти выточки под действием сил упругости вдавливается материал головки, отчего несколько улучшается связь между седлом и стенками гнезда. После установки седла фаску его фрезеруют на специальных станках или при помощи приспособлений, вроде изображенного на фиг. 385, центрирующихся по отверстию клапанной направляющей. Повышение рабочих температур клапанов и седел и применение этиловых топлив вызвало постепенный отказ от бронзовых седел. Вследствие увеличения пластичности материала при высокой температуре фаска бронзового седла под ударами клапана разбивается. Часто наблюдается перенос частиц бронзы на фаску клапана ("наволакивание" или "сваривание"), быстро вызывающий потерю герметичности, прорыв газов и, как следствие, прогар клапанов. 408 Для изготовления седел были испробованы различные стали. Наилучшие результаты были получены с аустенитными сталями типа 8163 и особенно 8164 (см. табл. 13), применяемых для изготовления клапанов. В настоящее время аустенитную сталь применяют не только для седел выхлопных, но часто и для седел всасывающих клапанов. Фаску седла для увеличения износоустойчивости стеллитируют. Ввиду малой теплопроводности стальные седла нагреваются в работе больше, чем бронзовые, и расширяются гораздо больше, чем последние, вследствие весьма высокого коэфициента линейного расширения аустенитной стали (а == 18-4-22 • 10~6). Если их посадить в гнезда с большим натягом, то они приобретают остаточные деформации и после охлаждения головки двигателя расшатываются в своих гнездах. По этой причине .клапанные седла из аустенитной стали сажают с натягом значительно меньшим, чем бронзовые седла. Натяг в рабочем состоянии ф' в среднем Фиг. 382. К определению глубины запрессовки кониче- Фиг. 383. К определению* глу-ского седла. бины запрессовки конического седла. Фиг. 384. К определению размеров седла. делается равным ф = 0,0035. Положим ас = с/.г = 22 • 10~6; 1г = 285° (двигатель воздушного охлаждения), tc = 1г + ЮО = 385°. Из уравнения (69) получаем следующую величину конструктивного натяга ф = 0,0035-22 • 10-5 (370-270) = 0,0035-0,0022 = 0,0013. • В табл. 39 приведены значения употребительных натягов для седел из аусте-нитных сталей при запрессовке в головки из алюминиевых сплавов. ' Таблица 39 Относительные натяги для седел из аустенитных сталей Относительный натяг Ф -- ~~л (в холодном состоянии) Двигатели Седла всасывающих клапанов Седла выхлопных клапанов Пределы Среднее значение Пределы Среднее значение Жидкостного охлаждения Воздушного охлаждения 0,0015-0,002 0,0012-0,0018 0,0017 0,0015 0,001-0,0014 0,008-0,0012 0,0012 0,001 409 Седла со стеллитированной фаской окончательно отделывают до запрессовки. После запрессовки у них только шлифуют фаску; иногда обходятся без всякой дополнительной обработки. Твердость стали исключает всякие способы крепления седла, связанные с пластической деформацией его материала (вроде способа, изображенного на фиг. 378). Нежелательна и обче- канка седла (фиг. 379), которая может вызвать внутренние напряжения в материале седла и нарушить правильную форму фаски. По этой причине стальные седла часто крепят на резьбе. Контакт между нитками резьбы седла и гнезда улучшают тщательным изготовлением резьбы. Резьбу в гнезде фрезеруют, а на седле чаще всего шлифуют. Применяют индивидуальный подбор седел, припасовывая их к гнездам по краске. Резьбу по большей части делают трапецевидного профиля. Фирма Бристоль в своем моторе "Меркур" обходит затруднения с креплением седла следующим остроумным способом. Седло (фиг. 386) ввертывается на резьбе. На торце седла отфрезерованы мелкие радиальные шлицы, которые при ввертывании седла упираются в днище гнезда. После ввертывания седла, на горловине канала, непосредственно над седлом, развальцовывается канавка; металл, вытесняемый при вальцовке, затекает в углубления между шлицами и надежно стопорит седло. При этом .способе деформации подвергается материал, удаленный от фаски седла, благодаря чему опасность нарушения правильной формы фаски 'устраняется. Другой интересной особенностью описываемой конструкции является способ центровки седла относительно гнезда. Гнездо расточено в головке по отверстию направляющей клапана, конце нтрично с ним. Так как резьба, даже точно выполненная, не центрирует, то при ввертывании седла возможно нарушение соосности конуса фаски и отверстия клапанной направляющей. Конструкторы поэтому снабдили седло центрирующим пояском, расположенным в нижней части седла на уровне фаски. Резьба при этой конструкции выполняется с известным зазором, а центрирующий поясок входит в гнездо плотно. На работающем моторе седло, имея более высокую температуру, чем стенки головки, расширяется сильнее последних и еще плотнее прижимается к гнезду, вследствие чего обеспечивается удовлетворительный теплоотвод от седла в головку. Система обладает 470 Фиг. 385. Подфрезеровка фаски седла. Фиг. 386. Крепление клапанного седла мотора Бристоль "Меркур". в известной мере способностью саморегуляции. Если температура седла становится слишком высокой, то седло, расширяясь,, плотнее прижимается к стенкам головки, вследствие чего теплоотвод улучшается, и температура седла падает; это же свойство предупреждает чрезмерный натяг между седлом и стенками гнезда. Еще дальше в этом направлении пошел конструктор Герои, предложивший "упругое" седло (фиг. 387). Рабочая часть этого седла не соприкасается вовсе со стенками головки и при работе послушно принимает форму головки клапана, следя за всеми ее деформациями. Толщина стенок седла s (фиг. 384) делается обычно равной 0,08-0,12 d, высота h = 0,18-0,22 d. Фиг. 387. Схема упругого седла клапана. Направляющие клапанов Направляющие клапанов представляют собой тонкостенные втулки, впрессовываемые в головку мотора и направляющие клапан при его поступательно-возвратном движении. Направляющие выхлопных клапанов изготовляются чаще всего из жаростойкой алюминиевой бронзы (состав см. табл. 27). Направляющие всасывающих клапанов делаются из бронзы, иногда из высокосортного чугуна перлитовой структуры. У моторов с клапанами, разгруженными от боковых усилий (привод-траверсами см. стр. 416), направляющие изготовляются иногда из дюралюмина (например, двигатель Кертис "Конкверор"). Толщина стенок направляющих втулок обычно 0,1-0,15 dw, где dm-диаметр штока клапана (но не тоньше 1,5-1,7 мм). С целью защиты штока выхлопного клапана от действия горячих газов и увеличения теплоотдачи от штока, направляющие выхлопных клапанов делают возможно более длинными; бобышки направляющей и направляющую опускают в выхлопной, канал (ср. фиг. 201), насколько позволяет ф$рма головки клапана и условие беспрепятственного выхода выхлопных газов. Бобышки направляющих всасывающих клапанов с целью увеличения проходного сечения всасывающего патрубка делают гораздо короче (ср. фиг. 186). Иногда в полости совка наптшшю- всасывающего канала их не делают вовсе; (ср. фиг. 185). щей клапана та- Натяг при запрессовке направляющих клапанов де-рированным лается равным 6 =0,003-ьО,005. Больший натяг бесполезен, ударом. так как направляющие приобретают остаточные деформа-а-груз; б-направ- ции. Для фиксации глубины прессовки направляющие снаб-f-втулка, Спередш- ж^ют плоским или коническим буртиком, упирающимся в щая удар- г-направ- обработанную поверхность головки (фиг. 389). Обычно на ЛЯЮЩЭ.Я. j* этот буртик опирают нижнюю тарелку пружин клапана. После запрессовки внутреннее отверстие направляющих развертывают разверткой, базируемой по гнезду седла клапана. У мотора Испано-Сюиза 12 Ydrs направляющие клапанов (см. далее фиг. 389, 4), изготовленные из чугуна, сажаются на конусе. Так как угол конусности весьма мал, то при обычной запрессовке ручным или механическим 477 Фиг. 389. Конструкции направляющих клапанов. Двигатели: /-Бристоль "Меркур"; 2-Гном-Рон К-14; 3-Фиат А-55; 4-Испано-Сюиза'12 Ydrs; 5-BMW VI; 6-Изотта-Фраскини "Ассо" 750; 7-Де-Хевиленд "Джипси" VI; 8-Райт "Циклон"; 9-Кертисс "Сьюпер-Конкверор"; 10-АМ-34. прессом легко развить очень большие радиальные силы, которые вызовут остаточные деформации в стенках блока и в теле втулки. Поэтому посадку направляющих осуществляют при помощи тарированного удара (фиг. 388), заставляя падать с определенной высоты (около 300 мм) определенный груз (около 1,3 кг). Величинаj груза и высота его падения устанавливаются опытом. >.• ~~ Того же результата можно достичь, снабжая втулки упорным буртиком (или нанося на втулке риску), подбирая втулки к отверстиям так, чтобы буртики (или риски) находились на вполне определенном расстоянии от базисной плоскости, и запрессовывая втулки до упора буртика в плоскость или до совпадения риски с плоскостью головки. Фиг. 390. Клапанные рессоры мотора Сальмсон. Фиг. 391. Клапанные пружины двигателя Сименс. Фиг. 392. Клапанные пружины двигателя Паккард. Направлящие смазываются брызгами масла, проникающими из коробки клапанного привода в зазор между клапаном и направляющей. Иногда для уловления смазки в верхней части направляющих делается небольшой раструб (фиг. 389, 5). О зазорах между штоком клапана и направляющей см. стр. 398. На фиг. 389 изображены различные конструкции направляющих. Пружины. Пружины сажают клапан на седла и после прекращения действия кулачков распределительного вала (или шайбы) плотно прижимают их к седлу, обеспечивая герметичность рабочей полости цилиндра на нужных этапах рабочего цикла. Одной стороной пружины упираются на тарелку клапана, а другой - на стенку головки цилиндра; для центровки пружины и во избежание износа мягкого материала головки между головкой и пружинами вводят опорные шайбы - нижние тарелки пружин (фиг. 389). Моторостроение перепробовало несколько типов клапанных пружин, прежде чем остановилось на повсеместно применяемых в настоящее время цилиндрических витых пружинах из круглой проволоки. На ранних моторах Сальмсон были установлены двуплечие рессоры, работавшие на изгиб (фиг. 390). Преимущество этого типа рессор, заключающееся в малой высоте клапанного механизма, не компенсирует недостатков, состоящих в большом весе пружины ж затруднительности применения закрытого клапанного механизма. На неко- 413 торых моторах (напр. Сименс Sh 20) были установлены конические витые пружины из стальной ленты (фиг. 391). Никакими особыми преимуществами этот тип пружин не отличается. На моторах ; Паккард для увеличения мягкости системы пружин и получения более пологой их характеристики было применено следующее устройство. На каждый клапан было установлено десять цилиндрических пружин диаметром около 10 мм из тонкой проволоки (0 1,25 мм), расположенных вокруг клапана (фиг. 392). Пружины центрировались штифтами, укрепленными на нижней, опорной тарелке под углом около 5° к оси клапана. Это устройство имеет назначе- Фиг. 393. Фаска на внутренней ние обеспечивать проворачивание клапана при его работе с целью сохранения правильной формы фаски клапана и седла при износе. Подобная система Е следствие сложности не была позднее повторена лишь один раз на 9-0 поверхности опорных витков пружины. и получила распространения авиационном двигателе тяжелого топлива Паккард. В настоящее время применяют исключительно витые цилиндрические пружины из круглой проволоки. На каждый клапан ставят две, а в некоторых Фиг. 394. Форма клапанных пружин. случаях три пружины. Витки соседних пружин направляют в разные стороны во избежание попадания витков при поломке пружины в зазоры между витками другой пружины. Так, если одна пружина имеет правые витки, то соседняя пружина должна иметь левые витки. Для того, чтобы создать непрерывные кольцевые опорные поверхности на торцах пружин, концевые витки пружин осаживают вплотную друг к другу; последние, опорные витки прошлифовывают по плоскости, перпендикулярной оси пружины. Число, осаженных (нерабочих) витков выбирают равным не менее 1,5-2 с таким расчетом, чтобы ослабленный шлифовкой опорный виток на всем своем протяжении опирался бы на целый виток и Фиг. 395. Глушители колебаний клапанных пружин двигателя Рено "Бенгали". был бы разгружен от напряжений изгиба и кручения. При определении деформации пружины нерабочие витки не учитываются. На внутреннем диаметре опорных витков пружин прошлифовывают фаски (фиг. 393) во избежание соприкосновения опорных витков с галтелями клапанных тарелок и опорных шайб. Пружины изготовляются из хромоникельванадиевой .стали типа Х5Ва (состав см. табл. 5, стр. 160). Расчет пружин изложен в книге первой (стр. 407). Рабочие напряжения в пружинах довольно высоки, достигая в среднем 4000-4500 кг/см'2'. Однако главной причиной поломок пружин являются вибрации. Для уменьшения вибраций шаг витков делают неодинаковым, уменьшающимся к концам пружин, как показано на фиг. 394. В отдельных случаях устанавливают специальные глушители колебаний. У мотора Рено "Бенгали" (фиг. 395) глушители представляют собой легкие пружины из листовой стали, прижимающиеся к наружной поверхности витков. Первоисточником поломок пружин часто бывают дефекты поверхности. По этой причине пружины тщательно контролируются на наружные дефекты прибором Магнафлукс. Пружины навиваются из отожженной проволоки из стали Х5Ва и после навивки подвергаются термообработке. В последнее время за границей для изготовления пружин с успехом приме-няется высококачественная чистая углеродистая сталь с 0,65-0,75% С. Проволока до навивки подвергается термообработке, после которой приобретает следующие механические качества: аь = 140 кг/мм2] аш = 50 кг/мм*; Ь - 8%. После навивки пружины подвергаются только нагартовке шариками 0 0,8 мм, выбрасываемыми струей воздуха под давлением 1,5 ати. После этой обработки усталостная прочность материала возрастает на 25%. 1. Tanaka Keikiti, Air Flow through Exhaust Valve of Conical Seat, Rep. Aer. Res. Inst. Imp. Univ. Tokyo, No. 67, 1931. 2. J о u n g W. C., Aircraft Engine Valve Mechanismus, "Jl SAE", 1939, v. 44, No. 3. 3. J a r d i n e R. a. J a r d i n e R. S., Valve Design, "Aut. Eng-r", 1935, XXV, No. 335. 4. Taylor C. F., The Design of Ports and Valves for Aircraft Engines, "Jl Aer. Sc."?. 1936, v. 3, No. 9. 5. Wood E., Modern Poppet-Valve Problems, "Aircr. Eng-g", 1938, IX, No. 115. 6. Horning H. L., Valve Design, "Aut. Eng-r," 1933, v. XXIII, No. 309. 7. В a n k s F. В., Valve and Valve-Seat Technique for Automobile and Aero-Engine. "Jl IAE", 1938, XII, v. 7, No. 3. 8. В anks F. В., Ethyl, "Jl RAS", 1934, v. XXXVIII, No. 280. 9. В a lleret A., Les soupapes creuses refroidis au sodium, "Rev. Techn. Hisp.-Suisse", 1938, X, n° 2. ,10. С о u s i n s R. I., The Functioning of the Exhaust Valve, "Aircr. Eng-g", 1935, v. VII,, No. 78. 11. - Forging Hollow Valves, Wilcox-Rich Corp., "Aut. Eng-r", 1935, v. XXV, No. 334. 12. S с h m i d t E. u. M a n n H., Werkstoffefur Auslassventile, "ATZ", 1936, 25/VI, Bd. 39^ Nr. 12. 13. Corelli R. M., Ricerche sugli acciai per valvole di motor! a scoppio e sulle loro> caratteristiche alle temperature elevate, "Aerotecn.", 1935, v. XV, n. 3. 14. - Les aciers et alliages speciaux pour garnitures des soupapes de moteurs d'avia-tion, "Gen. Civ.", 1936, CIX, n° 18. 15. M. Ф. А л e к с e e H к о, Поломки и пригорания клапанов, "ТВФ", 1935, № 12. 16. А. Т. Кутил а, Выхлопные клапаны со стеллитом, "ТВФ", 1935, № 9. 17. В. Беккер, В. Шуши н, Испытание пустотелых выпускных клапанов, "Авиа- промышленность", 1936, № 11. 18. Я. Б. Фридман и И. П. Подольский, Поводки клапанов и превращения клапанных сталей, "ТВФ", 1937, № 7. 19. Н. И. К о р н e e в, Штамповка клапанов для авиационных моторов, "Авиапромыш- ленность", 1939, № 1. 20. W a I d г о n С. D., Intermittent Flow Coefficients of a Poppet Valve, NACA T. N. No. 698. 21. Colwerll А. Т., Modern Aircraft Valves, "Jl SAE", vol. 46, •№ 4, 1940. ________ 415 IV. МЕХАНИЗМ РАСПРЕДЕЛЕНИЯ МЕХАНИЗМ РАСПРЕДЕЛЕНИЯ РЯДНЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ ЖИДКОСТНОГО ОХЛАЖДЕНИЯ * Привод клапанов Траверсы, рычаги, коромысла. Клапаны приводятся или непосредственно кулачками распределительного валика или через посредство траверс, рычагов и коромысел. Напомним (стр. 233), что рычагами мы называем рычажный механизм первого рода, а ко ромы ела ми - рычажный механизм второго рода. Во всех конструкциях у посредствующих деталей имеются цилиндрические или плоские поверхности (подушки) или ролики, по которым действует кулачок распределительного валика. Движение клапану передается при помощи ударников, укрепленных в посредствующей детали. Фиг. 396. Продольная траверса привода клапанов двигателя Фиат. Траверсы как средство привода клапанов были широко распространены на двигателях жидкостного охлаждения 1920-1930 гг. Сейчас они уступили место рычагам и коромыслам и системе непосредственного привода клапанов. Траверсы разделяются на продольные (фиг. 147) и поперечные (моторы Паккард, Лоррен "Петрель" и др., фиг. 149 и 207). На фиг. 396 изображена одна из наиболее интересных конструкций первого рода - траверса мотора Фиат. Направляющей для траверсы служит стержень, выполненный заодно с подшипником кулачкового валика; конец стержня зафиксирован в круглом отверстии в стенке блока головок. По стержню поступательно-возвратно движется траверса, состоящая из втулки с двумя плечами, действующими на штоки клапанов. На плечах выполнены плоскости, по которым действуют кулачки распределительного валика. На фиг. 397 изображена продольная траверса двигателя Кертис "Кон-кверор", представляющая собой стержень с цилиндрической подушкой и с двумя 416 плечами для привода клапанов. Траверса ходит в направляющей втулке, ввернутой в блок головки на резьбе. На моторе Кертис SGIV 1800 продольной траверсе придан необычный вид (фиг. 398). Направляющий стержень траверсы из-за недостатка места между клапанами вынесен в сторону и соединен консольно с цилиндрической подушкой, W ' 1 V/ Фиг. 397. Продольная траверса привода клапанов двигателя Кертис "Конкверор". от которой отходят два плеча, приводящие клапаны. Вопреки впечатлению, создающемуся при первом взгляде на эту траверсу, нагрузки на смещенный направляющий стержень траверсы при нормальной работе клапана совершенно такие же, как при обычном центральном стержне, так как центр подушки расположен по линии действия сил - на оси клапанов и распределительного валика. В случае же заедания одного из клапанов при обратном ходе, кулачок перекашивает траверсу, что сопровождается самыми отрицательными последствиями. У двигателей Паккард (фиг. 207) направляющие поперечных траверс выполнены в корпусе подшипника распределительного валика, а самые траверсы использованы Фиг. 398. Продольная траверса привода клапанов двигателя Кертис SGIV 1806. Фиг. 399. Привод клала нов двигателе Изотта-Фраскини "Кача". для подачи масла во внутреннюю полость клапанов с целью их охлаждения. Стержень траверсы играет роль поршня масляного насоса; при каждом движении вниз стержень вытесняет из полости направ- Орлов-1071- 27 417 Фиг. 400. Фиксация траверсы от проворачивания. дяющей масло, которое подается по сверлениям в теле траверсы в масляную полость клапана. У рядного мотора воздушного охлаждения Изотта-Фраскиии "Caccia" ("Кача") траверсе придана форма цилиндрического стакана, скользящего в направляющей из алюминиевого сплава (фиг. 399). Основное достоинство траверс заключается в почти полном устранении бокового Давления на шток клапана. При недостаточно точном изготовлении и монтаже возможно появление некоторых боковых усилий на штоки клапанов по следующей причине. Для предупрепадения вращения в направляющей консоли траверсы фиксируются штоками клапанов, которые своими наконечниками входят в углубления в ударниках траверс (фиг. 400). Благодаря перекосу траверсы или кулачка центр давления кулачка может сместиться с оси симметрии траверсы, как показано на фиг. 401, изображающей поперечную траверсу, и в таком случае возникает момент, поворачивающий траверсу в направляющей и могущий быть уравновешенным лишь реакцией штоков .клапанов. Аналогичные силы могут возникнуть у продольных траверс с двумя подушками (как на фиг. 396), если вследствие перекоса траверсы касается сперва лишь один из кулачков (фиг. 402). Величина этих сил обычно невелика, вследствие большого плеча силы. Ее можно полностью устранить, если предупредить каким-нибудь способом вращение траверсы в направляющей, выполнив одновременно рабочую поверхность ударников плоской. Боковое давление на направляющую траверсы велико, особенно при цилиндрических подушках, что заставляет делать траверсу н ее направляющую массивными. Фиг. 401. Возникновение боковой силы давления на клапан в приводе поперечными траверсами. Фиг. 'i02. Возникновение бокового давления на клапан в приводе продольными траверсами. Основным недостатком траверс является утяжеление механизма привода клапанов и увеличение приведенных к клапану масс, заставляющее увеличивать силу пружин и повышающее нагрузки на клапанный механизм. Рычаги и коромысла, в которых поступательно-возвратное движение заменено колебательным, обладают этим недостатком в меньшей степени и в то же время обеспечивают привод клапанов с весьма малыми боковыми усилиями, которые могут быть практически сведены к нулю в наиболее ответственные моменты подъема и посадки клапана. Колебательное движение, применение на осях качания цилиндрических подшипников скольжения или качения, которые по надежности превосходят подшипники с поступательно-возвратным движением, обеспечивают рычагам 478 и коромыслам решительное преимущество по надежности действия перед траверсами с поступательно-возвратным движением. По этой причине, а также вследствие допускаемого коромыслами и рычагами уменьшения поступательно-возвратно движущихся масс клапанного механизма, коромысла и рычаги в настоящее время совершенно вытеснили траверсы. Фиг, 403. Возникновение бокового давления на клапан в приводе рычагами и коромыслами. Фиг. 404. Расположение ударника относительно штока кла-пана в приводе рычагами и коромыслами. При колебательном движении ударник рычага (или коромысла) поступательно-возвратно скользит по торцу клапана. В общем случае направление приложения усилия не совпадает с осью клапана. Это обстоятельство вызывает момент, опрокидывающий клапан в направляющей, а перемещение ударника по торцу клапана - силу трения, направленную перпендикулярно к Д, Фиг. 405. Ломаное коромысло. Фиг. 406. Коленчатое коромысло (рокер). направляющей (фиг. 403). Чем меньше амплитуда смещения ударника по торцу штока клапана, тем, вообще говоря, меньше опрокидывающий момент, и тем меньше работа трения и износ клапана и ударника. Это смещение тем меньше, чем больше плечо коромысла. 419 При заданном плече наименьшее смещение точки приложения силы получается в том случае, если медиана угла качания рычага (считая по центру шаровой поверхности ударника) перпендикулярна оси клапана (фиг. 404). Ось клапана выгодно располагать в центре амплитуды смещения s (фиг. 404); при этом расположении линия действия силы дважды за время полного качания рычага совпадает с осью клапана. Иногда ось клапана совмещают с начальной точкой амплитуды, как показано пунктиром на фиг. 404, с целью обеспечить центральное действие силы в момент подъема и опускания клапана на седло. Рычаги, имеющие при прочих равных условиях большую длину плеча, чем коромысла, позволяют уменьшить боковое давление на клапан и обладают в этом отношении определенным преимуществом перед коромыслами. Недостатком рычагов является узкая область их применения, ограниченная почти исключительно вертикальными клапанами или клапанами с очень малым наклоном. В случае большого развала клапанов применение рычагов чрезмерно увеличивает габарит головки. Другой недостаток - это необходимость уменьшать размер кулачков вследствие мультиплицирующей передачи рычага. По этой причине точность выполнения кулачка падает, а сила, действующая на кулачок, увеличивается. Фиг. 407. Схема расположения коромысел при сильно разваленных клапанах. Фиг. 408. Схема расположения коромысел при параллельных или слабо разваленных клапанах. Коромысла представляют собой гораздо более гибкое средство передачи, чем рычаги. Возможность применения ломаных коромысел (фиг. 405), сноса плеч коромысла в разные плоскости (коленчатые рычаги, иначе рокеры, фиг. 406) допускает привод сильно разваленных клапанов при весьма умеренном габарите и компактном механизме привода (ср. фиг. 420). На моторах жидкостного охлаждения с верхним распределением возможны два основных способа расположения коромысел. При первом способе коромысла монтируются на разных осях (фиг. 407); этот способ применяется для привода сильно разваленных клапанов. При другом способе оси коромысел монтируются на общей оси (фиг. 408). Этот способ пригоден для привода прямых или слабо разваленных клапанов. Оригинально устроен механизм привода клапанов у мотора Даймлер-Бенц DB-600. В каждом цилиндре этого двигателя установлены с небольшим развалом четыре клапана, приводимые в действие одним кулачком через систему рычагов, имеющих общую ось качания в плоскости симметрии цилиндров (фиг. 409). Необходимое угловое смещение между начальными точками подъема клапанов, равное примерно 500° в углах поворота коленчатого вала или 250° в углах поворота кулачкового валика, осуществляется тем, что приводные ролики рычагов расставлены по отношению к оси кулачкового валика под углом 250°, Непосредственный привод клапанов отличается конструктивной простотой и малым числом движущихся деталей. Вес клапана, однако, больше, чем при других системах привода (из-за наличия массивной тарелки, воспринимающей усилие от кулачка). Это обстоятельство почти аннулирует выигрыш в силе затяжки 420 пружин, обязанный устранению посредствующих элементов. Основной недостаток этой системы заключается в повышенном боковом давлении на клапан, заставляющем развивать опорную поверхность штока клапана и вызывающем опасность перекоса клапана при посадке на седло и при подъеме. По габариту механизм непосредственного привода несколько выгоднее остальных .способов привода. • В качестве исторического материала приводим смешанную конструкцию привода клапанов (мотор Сэнбим "Араб", фиг. 410). У этого мотора всасывающие клапаны приводились через рычаги, а выхлопные - через коромысла. У мотора Сиддли "Пума" (фиг. 16) всасывающий клапан приводился через коромысла, а выхлопные - непосредственно. В настоящее время подобные схемы не применяются. Регулировка зазоров. Между начальной окружностью кулачка и клапаном (или посредствующей деталью) в рабочем состоянии должен быть определенный зазор, необходимый для того, чтобы пружины клапанов могли беспрепятственно осуществить посадку клапана на седло после того, как прекратилось действие кулачка на клапан. Выдержать необходимый зазор при помощи допусков на длины сопрягающихся деталей нет никакой возможности. К тому же величина зазора может изменяться в эксплоатации вследствие осадки и износа Фиг. 409. Схема рычажного привода клапанов мотора седла клапана, износа ку- Даймлер-Бенц DB-600. лачка, подшипников рычагов, вытяжки клапана в результате крипа и т. д. Поэтому в конструкцию клапанного привода • вводят специальное приспособление для регулировки зазора. Зазор не должен быть слишком велик во избежание удара при набегании кулачка на клапан. Величину зазора в рабочем состоянии, учитывая возможный износ частей клапанного механизма в периоды работы между регулировками, делают обычно равной не менее 0,5 мм. Зазоры на холодном и работающем моторе различны вследствие различия коэфициентов линейного расширения материалов клапана, головки и подшипников распределительного вала и различия их температур. Поэтому зазор в клапанном механизме, устанавливаемый на холодном моторе, должен отличаться от рабочего зазора на величину, устанавливаемую опытом. У двигателей жидкостного охлаждения зазор в клапанах на горячем двигателе меньше, чем на холодном двигателе, из-за удлинения штока клапана от нагрева. У выхлопного клапана вследствие < более высокой температуры зазор уменьшается с разогревом двигателя несколько больше, чем у всасывающего. На фиг. 411 схематически изображен клапан, приводимый непосредственно кулачковым валиком, опертым на подшипниках из алюминиевого сплава. На работающем двигателе расстояние от днища камеры сгорания до оси 421 кулачкового валика li = /^ -f- 7г2 возрастает, из-за нагрева материала головки блока и подшипника, на величину Д/г = й-аа (?г - *0) + 7г2<ха (tn - О" где аа - ковфициент линейного расширения алюминиевого сплава, 1г и /п - соответственно температуры головки блока и корпуса подшипника, ?0-температура измерения. Пусть а! =24- Ю-6; 1г = 1п = 100; /0 = 15°. Положим 1\г = 105 мм- h,,, = 35 мм. Тогда Мг = 140 • 85 • 24 -10~6 = = 0,2S5 мм. Из этой величины надо вычесть величину удлинения клапана и радиуса г тыльной поверхности ку- Фиг. 410. Схема^привода клапанного механизма двигателя Сэнбим "Араб" 240 л. с. (1918 г.)- Фиг. 411. К анализу изменения зазоров в клапанном механизме. лачка. Радиус тыльной поверхности кулачка увеличится на величину /У,- = гл1(1в - /0), где "JL - коэфициент линейного расширения материала валика; /в - температура валика. Примем 0^= 11 • 10-°; te = 120°, г=19 мм. Тогда Дг = 19 • 1 1 - Ю-6 . 1(5== = 0,022 мм. Длина клапана, с одной стороны, увеличится вследствие удлинения штока; с другой стороны, расширение головки, опирающейся на коническую фаску, заставит клапан несколько опуститься [ср. фиг. 352 и формулу (82)]. Суммарное перемещение торца клапанного штока будет (фиг. 412): М = \' - где 422 . к - t0) - (r),5d [о.к (?3. " - t0) - ас (ic - ^0)] tg а, (82а) ? - длина клапана; ак - коэфициент линейного расширения материала клапана; d - средний диаметр головки клапана; ?ш.к и /г. к -средние температуры штока и головки клапана; ас - коэфициент линейного расширения материала седла; 1С - температура седла; а - угол фаски клапана. Примем: 1. В ы х л о п н о и к л а п а н 2. Всасывающий клапан tw K -= 450 350 1г к = 750 400 ' /(. = 250 200 а - 45° • 30° Положим далее ак = ас = 22 • 10-6 (аустенитная сталь), I -120 мм, d = 50. Тогда для выхлопного клапана Д/ехл = 22 - 1C-6 [120 . 435 - 0,5 -50(735 -235)] = 0,87 мм. Для всасывающего клапана Мвс = 22 • 1С-"[120 • 335 - 0,5-50(385 - 185)0,577] = 0,82 мм. Таким образом полное изменение зазора: для выхлопного клапана Д = ЛЛ - Дг - \1вхл = 0,285 - 0,022 - 0,87 = - 0,6 мм; для всасывающего клапана Д = Д/|--Д г -Д2вс = 0,285 -0,022 -0,82 = - 0,56 лш. Таким образом зазоры у выхлопного и всасывающего ' клапанов в разобранном примере, который можно считать типичным для двигателей жидкостного охлаждения, уменьшаются почти на одинаковую величину. Если зазор в горячем состоянии должен быть равен 0,5 мм, то в холодном состоянии для выхлопного и всасывающего клапанов он должен быть равен соответственно 1,1 и 1,06 мм. На практике зазоры для всэсывающего и выхлопного клапанов чаще всего делают одинаковыми. У двигателей воздушного охлаждения зазоры в клапанах с разогревом мотора, благодаря особенностям устройства клапанного механизма, напротив, увеличиваются. Это явление и способы его устранения подробно разобраны на стр. 468. У клапанов с непосредственным приводом радиус тыльной поверхности кулачка в интересах уменьшения размера и веса кулачкового валика очень -часто делают меньше радиуса начальной окружности (ср. напр. фиг. 443). В этом случае в холодный зазор включается разность радиусов начальной окружности и тыльной поверхности кулачка. Величина холодного зазора в подобных случаях может сильно превышать приведенные выше цифры, что, впрочем, совершенно не меняет дела. Величины холодных зазоров указываются в формулярах моторов. Механизм для регулировки зазоров включается чаще всего в ударники коромысел, рычагов и траверс; у клапанов с непосредственным приводом он конструктивно совмещается с узлом крепления тарелки клапана (см. стр.406). Ударники. Ударники разделяются на стержневые, шариковые и роликовые. Стержневые ударники представляют собой штифты с резьбой и с закаленными наконечниками, ввертываемые в нарезанные проушины на конце коромысла и фиксируемые контргайкой (фиг. 413) или при помощи разреза в проушине коромысла, стягиваемого контршурупом (фиг. 414). При регулировке зазоров освобождают контрящее устройство, подвертывают или 423 Фиг. 412. Изменение положения клапана в седле при нагреве. Фиг. 413. Фиксация ударника в коромысле при помощи контргайки. Фиг. 414. Фиксация ударника в коромысле при помощи коитршурупа. Фиг. 415. Шариковый ударник. Фиг. 416. Плоскосферический ударник. 424 отвертывают ударник на нужную величину и снова законтривают. Зазор между ударником и клапаном измеряют щупом. Рабочую поверхность ударников траверс делают плоской (фиг. 396 и след.). Наконечникам ударников коромысел и рычагов обычно придают сферическую форму, обусловленную изменением углового положения ударника относительно штока клапана при качании рычага и необходимостью поворачивать ударник при регулировке. При такой форме наконечник соприкасается со штоком в точке, в результате чего и наконечник и шток быстро изнашиваются. Этот недостаток смягчают, выполняя опорную поверхность ударника но сфере большого радиуса (фиг. 413). Тем же недостатком страдает конструкция, изображенная на фиг. 415-(мотор "Юпитер"), имеющая, как видно, целью заменить трение скольжения ударника по штоку трением качения (шарик смазывается тавотом из полости регулировочного штифта). Эта цель, однако, не достигается, так как трение шарика в гнезде вследствие значительной поверхности прилегания шарика больше трения между шариком и штоком, и шарик скользит по штоку. Износ шарика, впрочем, уменьшается, так как шарик, проворачиваясь в своем гнезде, работает по штоку разными точками своей поверхности. Лучше конструкция Пратт Уитни, изображенная на фиг. 416, а (ранняя модификация) и 416, б (позднейшая модификация). Здесь шарик снабжен плоской опорной поверхностью, уменьшающей у дельное давление на торце штока. Шарик смазывается консистентной смазкой, периодически вводимой при помощи тавот-пресса в стержень ударника. Наилучшей формой ударника следует считать ролик, зафиксированный на конце коромысла (фиг. 417). При этой конструкции трение скольжения заменено трением качения, а соприкосновение со штоком происходит но линии. днако в виду затруднительности совмещения регулировочного механизма с роликовым ударник ом, последний применяется лишь на двигателях воздушного охлаждения, у которых регулировку зазора возможно перенести на противоположный конец коромысла, сочлененный с приводной тягой. Известно, впрочем, несколько конструкций (например, двигатели Армстронг-Сиддли), у которых регулировка зазора между роликом коромысла и клапаном осуществляется иначе: поворотом эксцентрика, на котором монтирована ось коромысла. При подобной регулировке линия соприкосновения ролика с торцом штока клапана неизбежно перемещается, что не всегда желательно. Этого недостатка можно избежать, если монтировать ось коромысла на двух эксцентриках, из которых один охватывает другой, и производить регулировку одновременным вращением обоих эксцентриков в разные стороны; подобный механизм, очевидно, довольно сложен. Исполненные конструкции. На фиг. 418 изображен механизм привода клапанов мотора Изотта-Фраскини "Ассо" 750. Оси рычагов укреплены в стойках., расположенных на блоке. Привод осуществляется двумя кулачковыми валиками. На рычагах имеются плоские подушки, по которым действуют кулачки распределительных валиков. Рычаги имеют в плане вид буквы Т; каждый рычаг приводит два клапана. Фиг. 419 изображает рычажный привод клапанов мотора фирмы Роллс-Ройс "Мерлин". Привод осуществляется одним кулачковым валиком на каждый блок. Кулачки распределительного валика работают по цилиндрическим подушкам на рычагах. Оси рычагов представляют собой длинные валики, просверленные для подачи масла в рычаги; укреплены они в особых консолях а корпусов подшипников. На задних консольных концах осей свободно сидят-шестеренки привода синхронизаторов пулеметов, приводимые шестернями, 425 Фиг. 41,7- Ролик привода клапана. Фиг. 418. Рычажный привод клапанов (двигатель Изотта-Фраскини "Ассо" 750). 426 Фиг. 419. Рычажный привод клапанов (двигатель Роллс-Ройс "Мерлин"). Фиг. 420. Коромысельный привод клапанов (двигатель B:VI\V VI). укрепленными на кулачковом валике непосредственно за конической шестерней привода валика. На каждый клапан действует свой рычаг; ради удобства расположения клапанного механизма плечи рычагов наклонены (в плане) к оси качания. В каждом рычаге имеется сверление, по которому масло из масляной полости оси рычагов поступает на рабочие поверхности подушек. Ударники представляют собой нарезанные штифты со сферической рабочей поверхностью. От описанной выше рычажной передачи мотора "Ассо" привод клапанов двигателя Роллс-Ройс выгодно отличается большей длиной рычагов, наличием одного распределительного валика (вместо двух) и продуманной системой смазки. Фиг. 421. Непосредственный привод клапанов (двигатель Испано-Сюпза 12 Ydrs). Фиг. 422. Непосредственный привод клапанов (двигатель AM-34). На фиг. 420 изображен коромыседьный механизм привода клапанов мотора BMW VI. Коромысла представляют собой коленчатые рычаги типа, изображенного на фиг. 406. Оси коромысел лежат в подшипниках скольжения с бронзовыми вкладышами, зафиксированными в коробках картера распределительного валика. Обращенные к распределительному валику плечи коромысел несут ролики; плечи, действующие на клапаны, снабжены ударниками со сферическими рабочими поверхностями. На фиг. 421 и 422 изображен непосредственный привод клапанов (двигатели Испано-Сюиза 12 Ydrs n AM-34), \* Кулачковый валик У старых двигателей с отдельными цилиндрами ("Либерти", Лоррен-Дитрих 14G, BMW и др.) кулачковый валик располагался по большей части в стальном трубчатом картере, который притягивался ' на шпильках к головкам цилиндров. Типичная конструкция такого рода показана на фиг. 423. Картер кулачкового валика представляет собой массивную трубу с прямоугольными (в плане) коробками, в которых расположены кулачки и оси коро- 428 мысел. Картер выполнен из целого куска стали, обработка его весьма затруднительна. Коробки открыты сверху и закрываются крышкамииз алюминиевого сплава. В стыке между крышками и коробками расположены подшипники коленчатых коромысел привода клапанов. Затяжка крышки на коробке фиксирует коромысла. Гайки, крепящие _._ крышки к коробкам, одновременно притягивают картер кулачкового валика к головкам цилиндров. Кулачковый валик оперт на опоры из алюминиевого сплава с бронзовыми вкладышами. Опоры представляют собой цилиндрические тела, разрезанные на две части по образующей. Половинки опор собираются на шейках кулачкового валика и стягиваются шурупами. Валик с собранными на нем опорами вводится в кожух, после чего опоры фиксируются относительно кожуха установительными шурупами. Для облегчения ввода кулачкового валика с собранными на нем опорами в кожух, внешние цилиндрические поверхности опор выполнены различного диаметра, причем диаметры их последовательно убывают по направлению к тому концу, которым валик вводится в кожух. Гнезда опор в кожухе выполнены также ступенчатыми. Кулачки работают по роликам, укрепленным в коромыслах. Противоположные плечи коромысел снабжены ударниками со сферической рабочейповерхностьюис резьбой для регулировки зазоров. У двигателей современной конструкции кулачковый валик располагается на блоке головок и закрывается крышкой, изолирующей весь клапанный механизм от наружной среды (см., например, фиг. 32). Крышка, называемая часто "корытом", обычно штампуется из листового дуралюмина толщиной 2-2,5 мм. Крепежный фланец, бобышки шпилек и другие массивные части привариваются к "корыту". Крышка крепится к блоку головок многочисленными шурупами по контуру крепежного фланца. Шпильки для крепления крышек применяются реже, так как они "стесняют свободу движения при частых процедурах регулировки зазоров в клапанах и могут быть при этом легко погнуты. Заметим, во избежание повторения в дальнейшем, что шурупы никогда не ввертываются непосредственно в тело блока головок (или любой другой детали, отлитой из алюминиевого или магниевого сплава). Во избежание сминанпя и разработки резьбы при частых отвертываниях и завертываниях о с о сЗ си шурупов, в тело олока головок наглухо ввертывают переходные бронзовые-втулочки, которые и служат гнездами для шурупов (фиг. 424). Во втулочках прорезают шлиц для отвертки (такие втулочки утопляют в гнездах, фиг. 425, а). Так как шлиц часто сминается при завертывании втулочки, отчего деформируется внутренняя резьба втулочки.. то предпочтительно завертывать втулочки за хвостовик, который при механической обработке плоскости блока головок срезается заподлицо с последней (фиг. 425, #). Кулачковый валик опирается в подшипниках, отфрезерованных из штамповок алюминиевого сплава и притянутых на' шпильках к блоку головок. Число кулачковых валиков, число и расположение кулачков определяется числом, расположением клапанов, и системой привода клапанов (см. стр. 233 и ел.). Кулачковые валики современных рядных двигателей: изготовляются из поковок цементующейся стали. У некоторых моторов (Испано-Сюиза) кулачковые валики изготавливаются из двух половин (см. фиг. 440), которые на промежуточных операциях соединяются на фланцах, после чего валик обрабатывается как одно целое. Внутренняя полость валика высверливается пушечным сверлом. Кулачки обрабатываются на копировальных токарных или фрезерных станках по копиру. Рабочие шейки валика и поверхности кулачков цементуются и калятся, после чего валик подвергается термообработке с целью увеличения прочности нецементованного ядра. Рабочие поверхности валика после этого шлифуются и полируются; кулачки шлифуются на специальных копировальных станках; в последнее время рабочие поверхности валика суперфинишируют.. Фиг. 424. Крепление шурупами фланцев крышки распределительного механизма. а Фиг. 425. Крепление гнезд шурупов в деталях из алюминиевых сплавов. Фиг. 426. Схема привода кулачкового валика рядных двигателей жидкостного- охлаждения. "***" Размеры кулачкового валика и кулачков зависят от профиля кулачкаг величины действующих на валик сил, расстояния между опорами и т. д. и колеблются у разных моторов в значительных пределах. В среднем внешний диаметр валика равен 0,19-0,23Z), толщина стенок 0,02-0,0281), ширина кулачка 0,08-0,012/>, где D-диаметр цилиндра. Привод распределения Элементарная схема привода кулачкового валика рядных двигателей изображена на фиг. 426. Коленчатый вал через пару конических шестерен приводит промежуточный передаточный валик, часто называемый вертикальным валиком. Этот термин является отзвуком эпохи однорядных моторов, когда 430 * этот валик действительно был вертикальным. Мы будем называть его промежуточным валиком, или^н ак лонным валиком, каким он действительно является у V-образных двигателей. Промежуточный валик через другую пару 'конических шестерен приводит кулачковый валик, вращающийся, как известно (см. книгу первую), с числом оборотов, равным половине числа оборотов коленчатого вала. С целью приближения оси промежуточного валика к блоку и с целью сокращения длины двигателя передаточное число в нижней паре шестерен делается близким к единице, а часто даже меньшим единицы; необходимое понижение числа обороток осуществляется в верхней паре шестерен. От промежуточного валика обычно берутся передачи к магнето и некоторым другим агрегатам. От приводной шестерни коленчатого вала берут передачу к жидкостному насосу и масляным помпам. Фиг. 427. Привод кулачковых валиков V-образных двигателей (схема 1} Фиг. 428. Привод кулачковых валиков V-образных двигателей (схема 2]. У V-образных двигателей привод от одной шестерни коленчатого вала шестерен двух наклонных валиков, расположенных под углом 60° друг к другу; довольно затруднителен из-за ограниченности габаритов. Это затруднение преодолевается одним из следующих способов. От шестерни коленчатого вала берется привод к короткому вертикальному (на этот раз в точном смысле слова) валику, который приводит при помощи конической шестеренчатой передачи наклонные передаточные валики (фиг. 427). Подобная схема, которую будем называть схемой 7, была применена на моторах Паккард, Кертис "Кон-кверор", SGIV 1800 и др. и применяется в настоящее время на моторах Фиат AS-5, Ролле Ройс "Кестрель", "Мерлин" и др. От промежуточного вертикального валика обычно берется передача для магнето и других агрегатов. В схеме 2,. примененной на моторах BMWVI, АМ-34 и др.. шестерня коленчатого вала приводит лишь один наклонный валик, на котором в непосредственной близости от первой конической шестерни посажена вторая, передающая движение через такую же коническую шестерню второму наклонному валику (фиг. 428). В третьей конструкции (Испано-Сюиза 12Ydrs и др.) длина зуба приводной шестерни коленчатого вала сильно увеличена, что допускает одновременный привод двух передаточных валиков, шестерни которых расположены одна над другой (фиг. 429). Особая схема применена у мотора Юнкерс 210. Цилиндрическая шестерня коленчатого вала (фиг. 430) приводит через холостую цилиндрическую шестерню большую коронную шестерню, от которой берут привод два наклонных валика к кулачковым валам. Через коронную шестерню пропущен ствол пушки, стреляющий через полый редукторный вал винта. 431 • У W-образных двигателей привод осуществляется по схемам 1 или 2 (фиг. 431). У двигателей с одним кулачковым валиком верхний узел передачи выполняется по элементарной схеме фиг. 426. У двигателей с двумя кулачковыми валиками передача усложняется. Наиболее просто решен этот узел у моторов Нэпир "Лайон", Фиат и др. (фиг. 432). Вертикальный валик подведен к одному из распределительных валиков, на конце которого посажена коническая шестерня. Валики связаны между собой парой цилиндрических шестерен и вращаются в разные стороны. У двигателей Кертис "Конкверор" и SGIV 1800 применен промежуточный горизонтальный валик, приводимый парой конических шестерен от вертикального валика и приводящий кулачковые валики при помощи цилиндрической шестерни (фиг. 433). Это устройство имеет целью снизить большую коническую шестерню верхней передачи и тем самым уменьшить габарит •задней части головки. Фиг. 429. Привод кулачковых валиков V-образных двигателей (схема 3). Фиг. 430. Схема привода кулачковых валиков двигателя Юнкерс 210. У моторов "Ассо" 750 и 1000 та же мысль осуществлена конструктивно иначе (фиг. 434). Здесь горизонтальный промежуточный валик приводит при помощи цилиндрической шестерни один из кулачковых валиков, который в свою очередь приводит через пару цилиндрических шестерен второй кулачковый валик. В этой схеме на одну шестерню больше по сравнению с предыдущей схемой. У мотора АМ-34 (фиг. 435) в подражание распространенной автомобильной конструкции кулачковые валики приводятся винтовой шестерней на наклонном валике, сцепляющейся одновременно с двумя винтовыми шестернями, посаженными на кулачковых валиках. Коленчатый вал обычно фиксируется в осевом направлении на носке картера; хвостовик его свободен и при нагреве мотора перемещается (вследствие различия коэфициентов линейного расширения материала вала и картера) относительно заднего подшипника на величину Д, которую можно определить из соотношения А =Ца2(/а-/0)-а1(/1-/в)] , (83) где L - длина вала от точки закрепления до торца хвостовика; ах и о.2 - коэфициенты линейного расширения материала вала и картера; 432 Фиг. 431. Схемы привода кулачковых .валиков W-o6{ азнмх двигателей Фиг. 432. Схема привода двух кулачковых валиков napofij цилиндрических шестерен. Фиг. 433. Схема привода двух кулачковых валиков при помощи горизонтального промежуточного валика. Фиг. 434. Схема привода двух кулачковых валиков при помощи горизонтального промежуточного валика и пары цилиндрических шестерен. Фиг. 435. Схема привода двух кулачковых валиков винтовыми шестернями (двигатель АМ-34). 434 *!' ?2 и *о - соответственно рабочие температуры вала, картера и температура измерения. Положим, что L = 1250 мм; аг = 11 . 10-6; а<> = 23 . 10-6; ". = 120°; 12 = 80° и *0 - 15°. Тогда Д= 1250 . (23 . 10-е . 65-11 • 10-е . 105) = 0,43 мм. Если зафиксировать коническую шестерню на хвостовике коленчатого вала, то при нагреве мотора она упрется в сцепленную с ней шестерню наклонного валика, если передача выполнена по схеме фиг. 426,я, или, напротив, отойдет от этой шестерни, если передача выполнена по схеме фиг. 426, б. В обоих случаях, особенно в первом, правильность зацепления пострадает. По этой причине коническую шестерню обычно сажают свободно на шлицах коленчатого вала или его хвостовика и фиксируют ее в осевом направлении по стенке картера. Очевидно, что в этом случае при нагреве Мотора зазор в зацеплении будет всегда приблизительно одинаковым. В моторе АМ-34 (см. фиг. 445) шестерня свободно сидит на шлицах хвостовика, впрессованного в коленчатый вал и застопоренного в нем круглыми шпонками. В осевом направлении шестерня зафиксирована шайбой, упирающейся в буртик заднего подшипника коленчатого вала и воспринимающей осевое давление шестерни. Аналогично зафиксирована шестерня привода распределения в моторе Кертис "Сьюпер-Конкверор" (фиг. 436). Коленчатый вал подвержен крутильным колебаниям, амплитуда которых очень часто достигает максимума на заднем конце коленчатого вала. Для того чтобы изолировать механизм распределения от этих вибраций, могущих вызвать в нем чрезмерные напряжения и нарушить правильность фаз распределения, в передаточный механизм иногда включают упругую муфту. Заметим, что длинные передаточные валики сами по себе несколько амортизируют .неравномерность крутящего момента, являясь своего рода пружинами, работающими на кручение. Наиболее просто устроена упругая муфта у мотора Кертис "Сьюпер Кон-кверор"(фиг. 436). В задней коренной шейке коленчатого вала нарезаны шлицы, ведущие приводное кольцо а с шипами (фиг. 436). Аналогичные шипы,,но двойные, отфрезерованы на ступице конической шестерни б. В окна между шлицами кольца и ступицы введены пружины с тарелками, через которые передается крутящий момент. У мотора Роллс-Ройс "Кестрель" механизм распределения приводится длинным пружинным валиком, снабженным втулкой, ограничивающей его закрутку, и фрикционным сцеплением, гасящим колебания системы. Эта конструкция описана в главе о приводе нагнетателей (см. часть вторую настоящего курса). Узел шестеренчатой передачи к кулачковым валикам фиксируется в блоке головок вместе с верхней частью наклонного валика, которая соединяется с нижней частью наклонного валика, зафиксированной в картере, разъемной муфтой или шлицевым соединением (см. фиг. 440). Это соединение позволяет наклонному валику изменять свою длину при удлинении блока цилиндров в результате нагрева мотора. Кроме того, оно компенсирует несовпадение осей верхней и нижней половин наклонного валика от неизбежных неточностей изготовления и монтажа. Наконец, это же соединение часто используется для регулировки углового положения кулачкового валика при установке распределения (см. далее стр. 438). Иногда наклонный валик делается из трех частей: двух валиков, выполненных заодно с нижней и верхней шестернями и соединенных между собой третьим промежуточным валиком при помощи двух шлицевых муфт. Эта конструкция допускает большую свободу смещения осей верхнего и нижнего валиков относительно друг друга, но увеличивает угловой люфт в передаточном механизме. Верхняя и нижняя части наклонного валика монтируются в подшипниках скольжения (реже в подшипниках качения) обычно в особых стаканах, из 435 которых нижний крепится в картере, а верхний в блоке головок. Наклонный валик окружают легким кожухом из алюминиевых труб или из листовой стали, реже - из алюминиевого литья, герметично соединенным с подшипниковыми стаканами верхней и нижней частей наклонного валика. По кожуху наклонной передачи сливается в картер масло, вытекающее из подшипников кулачкового вала и попутно смазывающее подшипники наклонного валика. Фиг. 436. Пружинная муфта привода распределения (двигатель Кертис "Сьюпер-Конкверор"). В конструкции кожуха должна быть предусмотрена свобода тепловых деформаций. Иногда кожух делается из двух телескопирующих трубок, постоянно прижимаемых к своим гнездам (с одной стороны в блоке головок, а с другой - в картере) действием заключенной между ними пружины. Иногда кожух соединяется со своими гнездами при помощи уплотнений, типа сальников, или упругих соединений, допускающих некоторую свободу деформации. Установка распределения Регулировка распределения имеет целью установить на моторе заданные конструктором фазы распределения при нормальных зазорах между клапанами и кулачками или посредствующей деталью, например, ударником коромысла, (см. стр. 421). Для этой цели кулачковый валик должен быть сцеплен с коленчатым валом под вполне определенным углом. Осуществление такого сцепления и является задачей установки распределения. Установка распределения производится по какому-либо одному цилиндру (у рядных двигателей- обычно по первому цилиндру от винта) и по какой-либо одной точке диаграммы распределения (обычно по моменту начала открытия всасывающего клапана). Если кулачки распределительного валика выполнены правильно и расположены друг по отношению к другу под нужными углами, то правильное распределение в остальных цилиндрах получается само собой. Для регулировки прежде всего необходимо найти верхнюю мертвую точку в избранном для . регулировки цилиндре. Для этого на носок коленчатого 436 вала насаживают регулировочный диск, представляющий собой деревянную или металлическую шайбу диаметром обычно 360 лш, на ободе которой нанесено 360 делений, каждое из которых соответствует одному градусу. На картере мотора укрепляется стрелка, острие которой устанавливается против нулевого деления градуированной шкалы регулировочного диска, насаживаемого на вал в таком положении, чтобы нулевое деление шкалы приблизительно соответствовало верхней мертвой точке в избранном для регулировки цилиндре. В свечевое отверстие цилиндра ввертывается корпус прибора-указателя верхней мертвой точки (иначе per лаж). В наиболее простой схеме реглаж представляет собой рычаг первого рода, качающийся вокруг оси, закрепленной в корпусе (фиг. 437). Расположенный в цилиндре конец рычага, снабженный грузиком, под действием силы тяжести опускается до соприкосновения с днищем поршня при его положении около ВМТ и следит за перемещениями поршня вблизи ВМТ. Противоположный конец рычага снабжен указательной стрелкой, движущейся по градуированному сектору. Вращая коленчатый вал, определяют по стрелке ре-глажа точное положение ВМТ. Остановив вал в этом положении, подгибают стрелку указателя, укрепленного Фиг. 437. Указатель верхней мертвой точки (реглаж). на картере, точно к нулевому делению шкалы регулировочного диска. После этого, установив необходимые зазоры в клапанах цилиндра, избранного для регулировки, провертывают коленчатый вал и определяют начало открытия всасывающего клапана по моменту соприкосновения кулачка или ударника коромысла с торцом клапана всасывания. Если клапан открывается раньше или позднее, чем это требуется диаграммой распределения, то расцепляют кулачковый валик и коленчатый вал, поворачивают первый относительно второго jia нужный угол, снова сцепляют и еще раз проверяют момент открытия. Муфта сцепления должна допускать весьма точную регулировку взаимного расположения кулачкового валика и коленчатого вала. Точность регулировки делается в среднем равной около 1° поворота коленчатого вала. Все способы регулировки основаны на принципе нониусной или диференциальной муфты (верньера) и заключаются в том, что в механизм вводятся два соединения, из которых одно допускает перестановку на угол, незначительно отличающийся от угла, допускаемого вторым соединением. Одновременная перестановка по двум соединениям в разных направлениях обеспечивает весьма тонкую регулировку. Пусть, например, одно соединение имеет 20 зубьев, а другое 21. Переставляя первое соединение на один зуб, мы получаем смещение на 360 : 20 = =18°. Эта величина называется ценой зуба. Переставляя второе соединение на один зуб в обратную сторону, получаем смещение на 360 : 21 = 17°08'34" (цена второго зуба) и суммарное смещение 18° - 17°08'34" = 0°51'26". На практике очень часто для регулировки распределения используют шестеренчатые передачи, осуществляя смещение перестановкой шестерен на нужное число зубьев. У моторов с одним распределительным валиком на блок цилиндров регулировочное устройство может располагаться в любом звене передачи. У моторов с двумя распределительными валиками на блок необходимо обеспечить 437 регулировку каждого валика в отдельности; регулировочное устройство обычно включается в конструкцию крепления приводных шестерен к валикам. В моторе Испано-Сюиза 12Ydrs установка распределения достигается перестановкой шлицованной втулки а (фиг. 438) относительно верхней половины наклонного валика, с одной стороны, и верхней шестерни наклонного валика относительно шестерни кулачкового валика, - с другой. Втулка имеет 22 шлица. Перестановка на один шлиц вызывает смещение кулачкового валика, соединенного с наклонным валиком шестернями с передаточным отношением ^ на (15 : 36) (360°: 22). Так как общее передаточное число от валика к коленчатому валу с оставляет 1 : 2, то этот угол соответствует углу поворота коленчатого вала на 2(15 : 36) (360° : 22) = 13°38'11". Перестановка на один зуб верхней шестерни кулачкового валика с 36 зубьями относительно шестерни наклонного валика вызывает смещение кулачкового валика на 360°': 36 = 10° или в углах поворота коленчатого вала на 20°. Фиг. 438. Схема регулировки распределения двигателя Фиг. 439. Муфта регулировки Испано-Сюиза 12Ydrs. распределения двигателя AM-34. Переставляя верхний наклонный валик на 3 шлица, получим смещение кулачкового валика на 3 • 13°38'11* - 40°54/33" в углах поворота коленчатого вала, а переставляя кулачковый валик на 2 зуба шестерни в противоположном направлении, получаем смещение на 2 • 20 = 40° в углах поворота коленчатого вала. Суммарное смещение будет 40°54'33" - 40° = 0°54'33". Это - минимальный угол, на который можно переставить распределение. На практике встречается необходимость смещения кулачкового валика на большие углы. Необходимые для такого смещения перестановки втулки и шестерен верхнего узла передачи нетрудно определить при помощи рассуждений, аналогичных приведенным выше. Для удобства регулировки к формуляру мотора прилагаются таблицы, указывающие углы смещения распределения в функции перестановок втулки и шестерен. В моторе АМ-34 регулировка распределения осуществлена конструктивно иначе (фиг. 439). Винтовая шестерня кулачкового валика свободно посажена на шейку валика; крутящий момент от шестерни передается кулачковому валику через промежуточную муфту а, ступица которой сидит на валике 438 на 8 шлицах. На внешнем ободе муфты нарезаны треугольные зубчики в количестве 71, которые сцепляются с. а на логичными зубчиками на ободе червячной шестерни. Шестерня и промежуточная муфта притянуты к буртику кулачкового валика гайкой б. Пружинка в играет роль съемника. Перестановка промежуточной муфты на один шлиц вызывает смещение кулачкового валика на 360°: 8 = 45° или на 90° в углах поворота коленчатого вала. Перестановка промежуточной муфты на каждый зубчик вызывает смещение кулачкового валика на 360° : 71 = 5°4'13,5* или на 10°8'27" в углах поворота коленчатого вала. Перестановка муфты на 9 зубчиков вызывает смещение кулачкового валика на 91°16'3". Одновременная перестановка муфты на 1 шлиц и шестерни на 9 зубчиков в обратную сторону вызывает смещение кулачкового валика на 91°16'03//-90 = 1°16'03" в углах поворота коленчатого вала, что обеспечивает вполне достаточную точность регулировки. Исполненные конструкции На фиг. 440 изображен механизм распределения мотора Испано-Сюиза 12Ydrs. Коническая шестерня коленчатого вала имеет 24 зуба, сопрягающиеся с ней шестерни передаточных валиков - 20 зубьев, модуль зубьев 3,5. Шестерня коленчатого вала приводит одновременно оба передаточных валика, по этой причине длина зуба этой шестерни увеличена, а шестерни передаточных валиков расположены одна над другой. Конструктору пришлось пожертвовать частью опорной поверхности торцевого подшипника одной из конических шестерен и вырезать ее для свободного прохода другой шестерни. Верхние шестерни передаточных валиков имеют 15 зубьев; шестерни кулачковых валиков имеют 35 зубьев с модулем 2. Общее передаточное число равно (24 : 20) (15 : 36) = 1 : 2. Шестерня коленчатого вала соединена с валом упругой муфтой, изображенной на фиг. 441. Во внутреннюю полость задней коренной шейки коленчатого вала на скользящей посадке вставлена ведущая втулка а, соединяющаяся шлицами б с коленчатым валом. Наружная поверхность втулки а покрыта слоем свинцовой бронзы, предупреждающим наклеп, могущий возникнуть из-за деформаций и смещений втулки относительно шейки коленчатого вала. Во втулке а уложено 9 подковообразных колец в из пружинной стали, которые имеют в плане профиль, близкий к профилю тела равного сопротивления. В зазор между концами этих колец входит с одно-й стороны зуб втулки а, а с другой - зуб ведомой втулки г, внешняя поверхность которой эксцентрична, в соответствии с профилем пружинных колец. При вращении коленчатого вала втулка а своим зубом упирается в концы пружинных колец, заставляя противоположные концы колец упереться в зуб втулки г; кольца при этом деформируются на величину, пропорциональную передаваемому усилию. Во втулке г нарезаны шлицы ж, с которыми сцепляются шлицы конической шестерни. Во втулку г запрессована втулочка <9, в которую входит болт е, соединяющий всю систему в одно целое. Втулка г, при работе постоянно совершающая угловые колебания относительно ведущей втулки а, центрирована в последней тремя рядами игольчатых роликов 7, 2 и 3, из которых 1 опирается непосредственно на ведущую втулку, а 2 и 3 - на болт г, центрированный относительно ведущей втулки выточкой о/с. Шестерня зафиксирована в осевом направлении упорным подшипником скольжения (на фигуре не показан), расположенным в крышке задней стенки картера. Осевое расположение шестерни изменяется (для регулировки зазора в зубьях шестеренчатой передачи) сменой калиброванной шайбы. Нижняя часть наклонного валика, изготовленная заодно с шестерней, вращается в подшипниках, выполненных в стакане из алюминиевого сплава; рабочие поверхности валика цементованы. Стакан введен в цилиндрическое гнездо в картере; на опорные пояса напрессованы тонкостенные латунные втулки (фиг. 442), предупреждающие фрикционную коррозию и наволакивание материала втулки на материал картера. 439 Фпг. 440. Механизм распределения двигателя Испано-Сюиза 12Ydrs. По А-А Фиг. 441. Пружинная муфта привода распределения двигателя Испано-Сюиза 12Ydrs. Фиг. 442. Стакан наклонной передачи двигателя Испано-Сюиза 12Ydrs. Фланец стакана притягивается шпильками к обработанной плоскости картера. При помощи тех же шпилек к фланцу притягивается колонка из алюминиевого литья, в которую вводится трубчатый кожух передаточных валиков. Верхний торец кожуха крепится при помощи гайки к бобышке блока головок. Выступающий из подшипника свободный конец нижнего наклонного валика имеет шлицы, на которые одевается шлицованная переходная втулка, соединяющая валик с верхним наклонным валиком и служащая для установки распределения (см.- стр. 438). Втулка и валик скреплены сквозным штифтом, который предохраняется от выпадения одеваемым снаружи кольцом из нескольких витков пружинной проволоки. Укрепленная таким способом втулка упи- ^---% рается торцом в верхний торец подшип- . ника и предупреждает выпадение валика при монтаже из подшипника. Втулка ведет шлицованный конец верхнего наклонного валика, за одно целое с которым выполнена верхняя коническая шестерня. Верхний валик вращается в бронзовой втулке, запрессованной в цилиндрическую бобышку, отлитую в блоке головок. Осевое положение верхней конической шестерни наклонного валика регулируется калиброванной шайбой, при помощи которой шестерня опирается на торец подшипника. Коническая шестерня кулачкового валика посажена на шпонках Вудруфа и притянута к заплечику валика гайкой. Сила осевого давления от конической шестерни воспринимается торцом заднего подшипника, который сделан более солидным, чем все остальные подшипники. Осевое положение конической шестерни регулируется, как и в предыдущих случаях, калиброванной шайбой. В отверстие на конце кулачкового валика ввернута на резьбе и застопорена штифтом шестеренка привода синхронизаторов пулеметов. Распределение мотора Испано-Сюиза 12 Ydrs относится к типу распределения с непосредственным действием кулачков на клапаны- Клапаны расположены в один ряд по оси симметрии блока. Это позволяет применить один кулачковый валик и обусловливает исключительную простоту распределительного механизма. Кулачковый валик, откованный из стали типа Х1Н, состоит из двух половин, соединенных в оси симметрии на фланцах. Валик вращается в четырех подшипниках, расставленных на большом расстоянии друг от друга. Это обстоятельство заставило увеличить толщину стенок валика с целью увеличения его прочности. Кулачки имеют симметричный профиль, составленный из двух дуг радиусом 150 мм (фиг. 443). Подшипники отштампованы из алюминиевого сплава типа АК1 и крепятся к блоку головок на шпильках, будучи зафиксированы относительно головки контрольными штифтами. Крышка подшипника крепится к корпусу подшипника шурупами. Масло подается в распределительный механизм из передней части картера по трубке, прикрепленной угольником к блоку головок (фиг. 440). Из трубки масло по сверлению в блоке головок поступает в сверление в корпусе переднего подшипника и оттуда по сверлению в кулачковом валике поступает во внутреннюю полость кулачкового валика через сверления в корпусе переднего подшипника валика, после чего разделяется на два потока. Одна часть масла поступает в запрессованную внутрь кулачкового валика дуралюминовую "трубку, по которой подается к заднему подшипнику кулачкового валика, •442 'Фиг. 443. Кулачки распределительного валика двигателя Испано-Сюиза 12Ydrs. нагруженному силой реакции на зубья приводной шестерни. Другая часть течет по кольцевому пространству между дуралюминовой трубкой и стенками кулачкового валика, смазывая через сверления в кулачках рабочие поверхности тарелок клапанов. '2 = 7 =2/ Фиг. 444. Схема привода распределения двигателя Это уст роист в о имеет целью обеспечить подачу масла под давлением (особенно в пусковые периоды) в задний подшипник, работающий в наиболее тяжелых условиях. Если бы масло подводилось к этому подшипнику не по внутреннему маслопроводу, а через масляную полость кулачкового валика, то вследствие утечки масла через отверстия для смазки тарелок клапанов, сопровождающейся падением напора масла, к заднему подшипнику доходило бы лишь незначительное количество масла; при пикировании самолета подача масла к подшипнику прекращалась бы вследствие скопления масла в передней части кулачкового валика. Внутренний маслопровод, питаемый маслом из напорной магистрали под давлением, устраняет эти опасности. Отработавшее масло стекает по кожуху наклонной передачи в картер, попутно смазывая подшипники наклонных валиков. из Фиг. 445. Механизм распределения двигателя АМ-34 (продольный разрез). Весь механизм распределения закрыт тонкостенной крышкой ("корытом"), которая крепится к блоку головок многочисленными шурупами с квадратными головками. Привод распределения мотора АМ-34 На фиг. 444 изображена схема привода распределения, а на фиг. 445 - общий вид механизма распределения двигателя АМ-34. Приводная коническая шестерня с 24 зубьями с модулем 3,75 сидит на шлицах на хвостовике, впрессованном в заднюю шейку коленчатого вала и застопоренном шестью круглыми шпонками. Шестерня опирается на стальную шайбу, которая в свою очередь опирается на торец подшипника задней шейки. Положение шестерни относительно шестерен наклонных валиков поэтому весьма мало изменяется с нагревом мотора. Наклонные валики приводятся по схеме 2 (фиг. 428); правый (со стороны летчика) наклонный валик имеет две шестерни, одна из которых, с 16 зубьями, сцеплена с конической шестерней коленчатого вала, а вторая, с 20 зубьями, с модулем 3,5, сцеплена с такой же шестерней левого наклонного валика. Передаточное отношение между коленчатым валом и наклонными валиками составляет 24 : 16 =3:2. Это обстоятельство позволяет приводить магнето от наклонных валиков шестернями с передаточным отношением 1:1. Наклонные валики целые в противоположность валикам Испано-Сюиза 12Ydrs, состоящим из двух частей. Верхний конец валика соединяется на шлицах с червячной шестерней верхнего узла передачи Нижний конец наклонного валика оперт в двух бронзовых подшипниках стакана, выполненного из алюминиевого сплава и разделенного на две половины по образующей; половины стакана соединены четырьмя болтами. Стакан вместе с колонкой наружного кожуха притягивается к картеру шпильками. В колонке устроена спора для конической шестерни привода магнето. Кожух передачи представляет собой стальную тонкостенную трубу, 444 верхний конец которой притягивается приварным фланцем к корпусу из алюминиевого сплава, привернутому на шпильках к блоку головок. Нижний конец вводится в отверстие колонки и уплотняется резиновым кольцом, затягиваемым хомутом. На верхнюю часть наклонного валика насажена винтовая шестеренка привода тахометра. Фиг. 445. Механизм распределения двигателя АМ-34 (поперечный разрез). Червячная шестерня наклонного валика, изготовленная из стали Х4Н, сцепляется с червячными шестернями двух кулачковых валиков, изготовленными из бронзы МС5. Червячная шестерня имеет правый зуб и вращается по часовой стрелке, если смотреть на валик сверху. Поэтому рабочее давление на зуб червячной шестерни направлено вниз по оси наклонного валика и воспринимается через регулировочную шайбу развитым торцом подшипника червячной шестерни. При крутильных колебаниях направление усилия может измениться на 180°. Эти нерегулярные нагрузки воспринимаются нижним 445 торцом подшипника червячной шестерни, в который упирается регулировочная шайба, удерживаемая гайкой, навернутой на хвостовик шестерни. Червячная шестерня наклонного валика имеет 7 зубьев, шестерни кулачковых валиков 21 зуб. Передаточное число в верхнем узле составляет 7 : 21 = 1: 3. Таким образом общее передаточное число к кулачковым валикам составляет (3: 2) (1 :3) =1: 2. Фиг. 446. Привод распределения двигателя BMW VI. Так как кулачковые валики при установке распределения устанавливаются независимо друг от друга, то установительная муфта не может быть включена в конструкцию наклонного валика, как в моторе Испано-Сюиза 12Ydrs. Уста-новительные муфты введены в узел соединения червячных шестерен с кулачковыми валиками (см. фиг. 439). На каждом цилиндре мотора имеется четыре слегка разваленных клапана, приводимых непосредственно кулачками распределительных валиков. Всасывающие клапаны расположены со стороны блока головок, обращенной внутрь V, выхлопные - с противоположной стороны. Каждый кулачок обслуживает одноименные клапаны. Кулачковые валики оперты в подшипниках, расположенных между парами одноименных клапанов. Подшипники отфрезерованы из штамповок алюминиевого сплава АС 6 и притягиваются к блоку головок двумя шпильками, у основания которых расположены вту-лочки, фиксирующие корпусы подшипников относительно блока головок. 446 Задние подшипники, ближайшие к червячным шестерням и воспринимающие-осевое и радиальное давление от шестерен, выполнены за одно целое с подшипником вертикальной червячной шестерни и соединены друг с другом ребрамт Фиг. 447. Привод распределения двигателя Юнкерс 210. Кулачковый валик имеет диаметр 30 мм и толщину стенок ~ 3 мм. Тыльная сторона кулачков профрезерована для облегчения. На фиг. 446 изображена передача [к распределению мотора BMW VI. Фиг. 447 изображает передачу к распределению мотора Юнкерс 210. 447 щэ- МЕХАНИЗМ РАСПРЕДЕЛЕНИЯ ЗВЕЗДООБРАЗНЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ Механизм распределения звездообразных двигателей воздушного охлаждения существенно отличается от механизма распределения рядных двигателей. Привод клапанов кулачковым валиком, расположенным на головке цилиндра и приводимым во вращение коническими шестернями и передаточными валиками от коленчатого вала, невыгоден по весу. Подобная конструкция была испробована на некоторых ранних двигателях воздушного охлаждения (Фиат А-55) и не нашла подражания. Узел привода большого количества передаточных валиков от коленчатого вала получается сложным по конструкции. Отсос масла из головок нижних цилиндров при этой системе, требующей принудительной смазки клапанного привода, затруднителен. По этим причинам строители звездообразных авиационных моторов остановились на системе привода клапанов от центральной распределительной шайбы. Эта конструкция значительно легче по весу и освобождает от необходимости подводить масло под давлением к головкам цилиндров, так как, благодаря незначительному относительному движению звеньев передаточного механизма, они довольствуются периодически возобновляемой консистентной смазкой. ; Клапаны приводятся при помощи длинных стержней, так называемых тяг, которые получают движение через толкатели от кулачковой шайбы, расположенной в картере, и передают его клапанам через посредство укрепленных на головке цилиндра рычагов -первого рода - коромысел (фиг. 448). Вследствие часто практикуемого наклона клапанов относительно оси цилиндра, толкатель и рычаг коромысла движутся в разных плоскостях; по этой причине толкатели тяги и коромысла соединяются прс- 448 Фиг. 448. Схема привода распределения звездообразного двигателя. странственными шарнирами в виде сферической головки, расположенной в сфе рическом гне зде. В ранних конструкциях тяги, коромысла и пружины клапанов оставались открытыми. В настоящее время пружины клапанов и коромысла заключают в закрываемые наглухо коробки, а тяги окружают цилиндрическими кожухами, примыкающими с одной стороны к корпусу толкателя, а с другой -• к коробке клапанного механизма. Таким образом весь механизм привода клапанов защищен от атмосферной влаги, грязи, песка и сора, которые, попадая между относительно движущимися деталями, например, между штоком клапана и направляющей, могут причинить механизму существенный вред. Помимо этого, такая конструкция предупреждает вытекание масла из картера наружу через зазоры в направляющих нижних толкателей и позволяет организовать правильную смазку механизма. Механизм привода клапанов тягами имеет два существенных недостатка. Первый состоит в повышенном весе поступательно-возвратно движущихся частей клапанного механизма по сравнению с верхним распределением. Постановка более сильных клапанных пружин часто оказывается недостаточной для того, чтобы обеспечить возврат частей клапанного механизма в исходное положение, и в таком случае прибегают к установке дополнительных возвратных пружин на тягах, а иногда и на коромыслах. Инерционные нагрузки на клапанный механизм значительно повышены по сравнению с верхним распределением, и это обстоятельство является одним из главных препятствий на пути форсировки звездообразных двигателей оборотами. Вторым недостатком является изменение зазоров в клапанном механизме при нагреве мотора (см. стр. 475). Этот недостаток устраняют специальными приспособлениями, усложняющими конструкцию. В настоящее время в связи с увеличением оборотности двигателей и в связи с тенденцией увеличения числа рядов в звездообразных двигателях возможен переход на верхнее распределение, тем более что в последних конструкциях мощных звездообразных двигателей воздушного охлаждения (Райт "Циклон", Пратт Уитни "Хорнет") с целью упрощения ухода за мотором в эксплоатации введена принудительная циркуляционная смазка приводного механизма клапанов, вследствие чего верхнее и нижнее распределения по условиям смазки становятся приблизительно равноценными. На ранних типах звездообразных моторов для привода тяг иногда применялись отдельные кулачковые валики (по одному на каждый цилиндр), расположенные в картере параллельно оси коленчатого вала и приводившиеся от коленчатого вала системой цилиндрических шестерен (моторы М-11 и Др.). Эта система невыгодна по весу и уступила место системе центральной распределительной шайбы. Последняя представляет собой диск, вратятощийся концентрично с коленчатым валом и действующий на ТЯПА через толкатели, движущиеся поступательно-возвратно в направляющих, укрепленных' на периферии картера. В книге первой доказывается, что шайба может вращаться по направлению вращения коленчатого вала или против. В первом случае шайба должна иметь 1-^~ кулачков, т. е., например, в случае 9-цилиндрового мотора 5 кулачков. Число оборотов шайбы должно быть в (i -f- 1) раз, т. е., например, для 9-цж-линдрового мотора в 10 раз меньше числа оборотов коленчатого вала. Во вто- & i - - ром случае число кулачков должно быть равно --;- , т. е., например, для ^ 9-цилиндрового мотора должно быть равно 4. Число оборотов распределительной шайбы должно быть в (i - 1) раз, т. е., например, для 9-цилиндрового мотора в 8 раз меньше числа оборотов коленчатого вала. Если, как это обычно делается, распределительная шайба вращается на носке коленчатого вала, то относительное число оборотов, определяющее окружную скорость в подшипнике распределительной шайбы в первом случае пропорционально числу i + 1 - 1 = i, во втором - числу i - 1 •+• 1 = i. Орлов-1071-29 449 С этой точки зрения оба случая, следовательно, равноценны. На практике предпочитают вторую конструкцию, при которой число кулачков меньше механизм привода гораздо компактнее и легче чем в первой. ' Механизм привода клапанов располагается почти всегда в передней части мотора; преимущества этого расположения освещены на стр. 299. Кулачковая шайба монтируется чаще всего на носке коленчатого вала и лишь в отдельных случаях (мотор "Твин Уосп" и др.) ее опирают на неподвижные подшипники в картере (ср. фиг. 454). Фиг. 449. Схемы привода кулачковой шайбы звездообразных двигателей. На фиг. 449,а изображена схема привода распределительной шайбы в направлении, обратном направлению вращения коленчатого вала, а на фиг 449 б - привода шайбы по направлению коленчатого вала. Первая схема, как указывалось выше, применяется гораздо чаще второй. Зубья внутреннего зацепления обычно нарезаются на обратной стороне обода шайбы, который крепится на болтах или заклепках к диску со ступицей, часто изготовляемому из штампованного легкого сплава. Рабочая поверхность кулачков цементуется или стеллитируется. В ступицу шайбы запрессовывается бронзовая втулка, которая вращается на цементованной поверхности коленчатого вала или на закаленной втулке, надетой на носок коленчатого вала Изображенный на фиг. 449 привод распределительной шайбы при помощи неподвижного перебора благодаря своей простоте почти совершенно вытеснил применявшиеся в ранних конструкциях эпициклические (Фиат А-50-53 Армстронг-Сиддли "Пантера" и др.) и гипоциклические (Бристоль "Юпитер"' см. фиг. 457) переборы. - F ' Возможен привод клапанов одним или двумя рядами кулачков. В первом случае один и тот же кулачок открывает и всасывающий и выхлопной клапаны; продолжительность открытия всасывающего и выхлопного клапанов одинакова. Кулачки расположены на периферии распределительной шайбы под углами 6 =-| друг к другу, где fc -число кулачков. Толкатели должны 450 быть расставлены в плоскости, перпендикулярной оси коленчатого вала, под углом ф друг к другу (фиг. 450), определяемым из очевидного условия (фиг. 451) те -f В - а п/"ш Фш ' где о -угол предварения выхлопа; а - угол предварения всасывания; тг и пш - соответственно числа оборотов коленчатого вала и шайбы. (а) К' ВЬ/хлопномц k л а по ни I Фиг. 450. К определению угла расстановки толкателей. Фиг. 451. К определению угла расстановки толкателей при одном ряде кулачков. Фиг. 452. К определению угла расстановки кулачков при двух рядах кулачков. Так как в данном случае продолжительность подъема всасывающего и выхлопного клапанов одинакова, то a -J- я -f- р = 8 -J- тг -f- Y или где (3 - угол запаздывания всасывания; Y - угол запаздывания выхлопа. 451 Следовательно, условие (а) можно написать и так: <Ь =JLHL±L. (b) Фш Складывая (а) и (Ь), получаем ф = 2^_+ 8 -f P - а - ? Таков третий вид этого условия. Само собой разумеется, что толкатель выхлопного клапана должен предшествовать (по ходу кулачковой шайбы) толкателю всасывающего клапана, как изображено на фиг. 450. Фиг. 453. 14-цилиндровый звездообразный двигатель "Твин-Райт". Во втором случае всасывающий и выхлопной клапаны приводятся разными кулачками, продолжительности фаз выхлопа и всасывания не связаны друг с другом, толкатели располагаются двумя рядами под углом ф друг к другу (в плоскости, перпендикулярной оси коленчатого вала), который 452 Фиг. 454. 14-цилиндровый звездообразный двигатель "Твин Уосп". может быть произвольным, но который, однако, должен быть учтен при расстановке кулачков всасывания и выхлопа друг относительно друга. Угол между центрами кулачков всасывания и выхлопа (фиг. 452) должен быть равен п те-4-?> + 7|-- + Р + а sit 2те -}- 3 4- 8 - а - 7 и - -_--L_i J---' л 1---(а _}_ v^ 4- d>=--!----•----- ^ 9 ~ 9 \ * "' ^ • 9 относится к случаю, когда толкатель всасывающего клапана предшествует (по ходу шайбы) толкателю выхлопного клапана, знак минус - к обратному случаю. В большинстве случаев применяют систему двух рядов кулачков, при которой фазы выхлопа и всасывания не зависят друг от- друга и которая ничем не связывает расстановку толкателей, позволяя расположить их так, как это наиболее удобно для компановки привода клапанов. Оба ряда кулачков выполняются на одной шайбе. У двухрядных двигателей привод клапанов возможен по одной из следующих схем. В первой схеме мотор снабжается одной распределительной шайбой, устанавливаемой по большей части спереди мотора. Шайба может иметь четыре ряда кулачков (схема мотора Армбтронг-Сиддли "Пантера") или два ряда кулачков (схема мотора Гном-Рон К-14). В схеме Армстронг-Сиддли каждый ряд кулачков обслуживает одноименные клапаны одного ряда цилиндров. В схеме Гном-Рон каждый ряд приводит одноименные клапаны цилиндров как первого, так и второго рядов. Привод распределения мотора К-14 изображен на фиг. 455. Для уменьшения угла между толкателями и тягами, толкатели расположены под углом к осям цилиндров, а поверхность кулачков сделана наклонной и выполнена по конусу с переменным радиусом основания. При соприкосновении такой поверхности с цилиндрической поверхностью роликов чистое качение невозможно и к нему в большей или меньшей степени присоединяется скольжение. Это обстоятельство несколько увеличивает износ кулачков и роликов. Осевое усилие, действующее на шайбу, воспринимается шариковым подшипником. Иногда распределительные шайбы располагают по обеим сторонам мотора (фиг. 453). Каждая шайба имеет два ряда кулачков выхлопа и всасывания (моторы Испано-Сюиза 14-АА, "Твин Райт"). Часто для простоты конструкции шайбы делают с одним рядом кулачков (мотор "Твин Уосп", фиг. 454). Установка распределения Распределение в звездообразных моторах устанавливается угловым смещением кулачковой шайбы путем перестановки ведущей шестерни или промежуточных шестерен перебора друг относительно друга на нужный угол. Достаточно установить распределительную шайбу по одному цилиндру; в остальных цилиндрах правильное распределение получается само собой, если шайба выполнена правильно и кулачки расставлены на необходимый угол. Процедура установки распределения аналогична описанной на стр. 436. В клапанах избранного для регулировки цилиндра, у двигателей без компенсаторов, устанавливают "горячие" зазоры, т.е. такие, какие являются нормальными для горячего мотора. Для упрощения установки распределения в эксплоатации, на коленчатом валу и шестернях распределительного механизма при регулировке мотора на заводе наносят метки. Тем не менее, для контроля при каждой сборке всегда производится проверка правильности распределения указанным или аналогичным ему способом. На фиг. 455 изображен механизм привода распределения мотора Гном-Рон К-14. Установка распределения производится перестановкой ведущей шестерни а, сцепленной радиальными шлицами со втулкой, укрепленной на коленчатом валу. Шестерня имеет 90 шлицов; перестановка шестерни на один шлиц соответствует перемещению фаз распределения на 360° : 90 = 4°. Кроме того возможна перестановка двойной шестерни б-в неподвижного перебора. Большая 454 Фиг. 455. Привод распределительной шайбы двигателя Гном-Рон К-14. Фиг. 456. Привод распре делительной шайбы двигателя Райт "Циклон". шестерня б этого перебора имеет 39 зубьев. Перестановка этой шестерни относительно шестерни а с 40 зубьями на один зуб равносильна перемещению QCAO QQ шестерни а на угол, равный - - - = 9°. Повернув шестерню б на 1 зуб, а оУ 4U шестерню а на 2 шлица в обратную сторону, можно получить перестановку фаз на угол 9-8 = 1°. Фиг. 457. Гипоциклическая передача к распределительной шайбе двигателя Бристоль "Юпитер". - ведущий эксцентрик; б - планетарная шестерня; в - ведомая шестерня ("шестерня-солнце"),. г - кулачковая шайба; д-неподвижная шестерня с внутренним зацеплением. У мотора Райт "Циклон" (фиг. 456) установка производится смещением, двойной шестерни неподвижного перебора относительно ведущей шестерни а и внутреннего зубчатого венца распределительной шайбы относительно двойной шестерни перебора. Для облегчения установки в распределительной шайбе имеется окно б, против которого устанавливают метку на зубе промежуточной; шестерни. В гипоциклическом механизме привода шайбы двигателя "Юпитер" регулировка распределения достигается поворотом неподвижной шестерни д 45? (фиг. 457) относительно перегородки картера. Фланец шестерни имеет продолговатые отверстия для болтов крепления, позволяющие осуществить поворот на весьма малый угол. Толкатели Толкатели располагаются по радиусам перпендикулярно оси коленчатого вала или под некоторым углом к ней, в носке картера, в передней части картера или в специальной отъемной перегородке, расположенной между картером и носком. Последние два способа расположения наиболее удобны, так как они позволяют производить установку распределения при отнятом носке картера с открытым механизмом распределения. Толкатель представляет собой цилиндрический стержень, на одном конце которого, обращенном к распределительной шайбе, сделана вилка; в вилке укреплен ролик, обегающий профиль кулачка при вращении распределительной шайбы. С другого конца в толкатель впрессовывается выполненный из высокоуглеродистой стали с 0,9-1,15°/0С (типа Х2, см. табл. 6) и закаленный до высокой степени твердости (//до =48 - 52) наконечник со сферическим гнездом, на которое опирается нижняя сферическая головка тяги, выполненная также из закаленной стали. Применение высоко углеродисто и стали в этом узле (как и в других сочленениях механизма привода клапанов) объясняется характером нагрузки на детали привода-ударной и многократно повторяющейся. В механизме привода клапанов всегда имеется зазор, являющийся непременным условием правильного функционирования механизма. В рабочем состоянии этот зазор достигает 1,5-2 мм. Несмотря на то, что кулачку придается профиль, обеспечивающий возможно меньшую скорость соприкосновения деталей механизма распределения в момент, когда кулачки набегают на ролик толкателя, все же соприкосновение деталей механизма происходит с известным ударом. Всякий иной, более мягкий материал в этих условиях быстро разрабатывается, тем более, что обеспечить удовлетворительную смазку сочленений механизма распределения затруднительно. Толкатель движется поступательно-возвратно в направляющей втулке, укрепленной в стенках картера. На нижнем конце направляющей втулки делаются прорези, в которые входит своими краями ролик, препятствуя толкателю проворачиваться во втулке. Втулка крепится фланцем к наружной части картера и погружается на значительную длину в бобышку картера, хорошо подкрепленную против изгиба от боковой силы, развиваемой кулачком при подъеме клапана. В некоторых конструкциях ("Юпитер", "Меркур") нижний конец втулок оперт в специальной чашке с радиальными отверстиями. Чашка укрепляется на перегородке картера (фиг. 19). На фиг. 458 изображен узел толкателя мотора Райт "Циклон" R1820F. В стержне толкателя имеется полость для консистентной мази, которая по сверлениям подводится к ролику и к рабочей поверхности сферического шарнира. На наружной поверхности наконечника толкателя имеется кольцевая выточка полукруглого сечения, в которую после установки толкателя на место заводится пружинное разрезное кольцо из круглой проволоки, не позволяющее толкателю при монтаже провалиться в картер. Ролик, изготовляемый из цементованной стали, монтируется без промежуточной втулки прямо на стальной оси, запрессованной в вилку толкателя. Стальная направляющая втулка толкателя (сталь XIH) притягивается к опорной плоскости картера фланцем вместе с наружным корпусом (колонкой) толкателя, служащим для крепления кожухов тяг. В толкатель мотора Пратт Уитни "Хорнет" (фиг. 459) введена легкая пружина, оттягивающая толкатель от распределительной шайбы и выбирающая зазор в верхних звеньях клапанного механизма. Пружина одним концом упирается в запрессованный в толкатель наконечник со сферическим гнездом, а другим - в штифт, опертый в сверлениях в стенках направляющей втулки -455 и пропущенный сквозь тело толкателя через прорезь длиной, несколько большей хода толкателя. Это устройство предупреждает проваливание толкателей в картер при сборке и облегчает ввод кулачковой шайбы на носок коленчатого вала. Направляющая втулка крепится к картеру на фланце. Цилиндрический кожух тяги, наклоненный под небольшим углом к оси толкателя, примыкает к скошенному наружному торцу корпуса толкателя. В моторе Гном-Рон К-14 (фиг. 455), как было сказано выше, оси толкателей наклонены по отношению к плоскости распределительной шайбы и расположены Друг за другом в плоскости коленчатого вала. Толкатель выполнен двухступенчатым; в нижней, увеличенной по диаметру части крепится ролик; Фиг. 458. Толкатель двигателя Райт "Циклон". Фиг. 459. Толкатель двигателя Пратт Уитни "Хорнет". на наружной ее поверхности имеется направляющий поясок, который скользит в цилиндрическом сверлении втулки. Верхняя часть имеет меньший диаметр. Непосредственно в теле толкателя выполнено сферическое гнездо для головки тяги; поверхность гнезда цементована. Направляющие толкателей объединены в общем корпусе, отлитом из легкого сплава. О форме корпуса можно составить представление по сечениям, приведенным на фиг. 455. Нижний направляющий пояс толкателей скользит непосредственно по стенкам корпуса; верхний стержень толкателей движется в бронзовых втулках, запрессованных в корпус. Ролики монтируются на стальных осях; между роликами и осями введены бронзовые втулочки. Корпус толкателей оперт в картере двумя поясами, из которых нижний, воспринимающий боковую реакцию от действия кулачка, развит особенно 459 сильно. Корпус толкателей крепится к картеру мотора тремя шпильками, которые одновременно притягивают внешний кожух, представляющий собой отливку, состоящую из двух скрещивающихся колонок с общим фланцем. На концах колонок крепятся кожухи тяг. Тяги Тяги представляют собой стальные или дуралюминовые полые трубки с укрепленными на концах сферическими головками из высокоуглеродистой стали типа Х2, закаленной до Нцс - 48 -f- 52. Форма и способы крепления головок показаны на фиг.'460. Для уменьшения удельного давления в точке соприкосновения головки тяги со сферическим гнездом наконечника толкателя выгодно делать диаметр головки тяги как можно более близким к диаметру сферического. гнезда, настолько, насколько это возможно без чрезмерного увеличения трения в этом узле и насколько это допускают условия изготовления и сборки механизма, вообще довольно трудного для производства. На практике диаметр головки тяги делают примерно на 0,1 мм меньше диаметра сферического гнезда о ГТ' ч----; Фиг. 460. Головки тяг распределения. В некоторых ранних конструкциях (например, мотора Сименс Sh20, Уолсди "Скорпион" и др.) сферические головки крепились не в тягах, а на толкателях и коромыслах, а концы тяг снабжались чашечками со сферическими углублениями (фиг. 460, 8 и 9). В некоторых моторах (Бристоль "Пегас" и "Меркур", Гном-Рон К-14) тяги снабжаются возвратными пружинами, облегчающими работу клапанных пружин. Конические возвратные пружины тяг мотора Гяом-Рон К-14 (фиг. 455) опираются с одной стороны на шайбы, выполненные за одно целое с нижними головками тяг, а с другой стороны - в гайку, завертываемую в наружный торец колонки толкателей. Кожухи тяг Кожухи тяг изготовляются из тонкостенных дуралюминовых труб. В конструкции крепления кожухов (за исключением конструкций с компенсаторами зазоров) должна быть предусмотрена возможность некоторого перемещения кожуха относительно точек крепления при удлинении цилиндра от нагрева. Эта возможность осуществляется одним из следующих способов. Кожух изготовляется из двух труб, входящих одна в другую ("телескопи-рующие трубы"); торцы труб прижимаются с одной стороны к корпусу толкателя, а с другой к коробке коромысла действием цилиндрической пружины, раздвигающей трубы. Так, например, выполнен кожух тяг у моторов "Хорнет" (фиг. 420). В других конструкциях (моторы Гном-Рон К-14) применены соединения типа AM с упругими уплотнениями. Кожух фиксируется в упругом (фетровом) уплотнении при помощи кольцевого "валика", выдавленного на поверхности трубы (фиг. 462). 460 Наиболее просто выполнено соединение в моторе Райт "Циклон" (фиг. 463). Здесь кожух представляет собой целую трубу, верхний конец которой вводится Фиг. 462. Соединение кожухов тяг двигателя Гном-Рон К-14. Фиг. 463. Соединение кожухов тяг двигателя Райт "Циклон". Фиг. 461. Соединение кожухов тяг двигателя Пратт Уитни "Хорнет". в гнездо коробки клапанного коромысла, с упругой кольцевой прокладкой, а нижний соединяется при помощи дюритового шланга и двух хомутов с колонкой толкателя (фиг. 456). Коромысла Типичные конструкции коромысел показаны на фиг. 464 и 470. В конструкцию коромысла обычно включают механизм регулировки зазоров. У двигателей с приводом клапанов стержневыми ударниками механизм регулировки обычно вводился в конструкцию ударника (см. например фиг. 420). На ранних двигателях Армстронг-Сиддли коромысло монтировалось на эксцентричной оси, и регулировка осуществлялась поворотом эксцентрика. В настоящее время с повсеместным переходом на привод клапанов роликами механизм регулировки располагают на противоположном конце 461 коромысла и вводят его в конструкцию сухаря со сферическим гнездом для головки тяги. В виде исторической справки заметим еще, что у некоторых ранних двигателей (М-11, Вальтер "Кастор" и др.) механизм регулировки зазора располагался на тяге, верхняя головка которой крепилась в тяге на резьбе. Фиг. 464. Коромысельный механизм двигателя Райт "Циклон" F. Ролики коромысел делаются из цементованной или закаленной стали и монтируются непосредственно или с промежуточной стальной или бронзовой втулкой на стальных цементованных осях, запрессовываемых в вилку на конце коромысла. Для обеспечения торцевого зазора между роликом и щеками вилки при запрессовке вводят пластинку толщиной ~ 0,05 иш, которую после запрессовки удаляют. Другой способ сохранения зазора между роликом и щеками коромысла описан ниже (см. фиг. 468). Рабочей поверхности ролика в последнее время придают боченкообразный профиль (фиг. 465,а) во избежание концентрации нагрузки на краях ролика при неизбежных на практике перекосах ролика относительно штока клапана (фиг. 465, б). Часто ограничиваются лишь тем, что острые края ролика при шлифовке заваливают вручную с помощью наждачного полотна. В ранних конструкциях коромысла монтировались на подшипниках скольжения. Вследствие неудовлетворительных условий смазки, ударной нагрузки, а также из-за грязи, проникавшей на рабочую поверхность подшипников, такие подшипники часто разбивались или заедали. В настоящее время коромысла монтируют исключительно на подшипниках качения, обычно опорно-упорных (для воспринятия боковой составляющей усилия привода). Оси коромысел у двигателей без компенсаторов монтируют в стенках клапанной коробки, у двигателей с компенсаторами - на рычаге или тяге компенсатора. Типичная конструкция первого вида показана на фиг. 466 и 367. Ось коромысла представляет собой болт, головка и гайка которого снабжены приспособлен Фиг. 465. Профиль ролика коромысла. лениями для ввода консистентной смазочной мази. Болт пропущен сквозь стенки клапанной коробки и внутренние обоймы роликового подшипника с двумя рядами конических роликов. Внешняя обойма подшипника запрессована в ступицу коромысла. При завертывании гайки болт стягивает стенки коробки и внутренние обоймы. Во избежание прогиба стенок и заклинивания роликов в обоймах, между обоймами и торцами бобышек коробки устанавливают зазор около 0,05 мм. Смазка через сверления в обоих концах болта вводится в канавку на поверхности болта и оттуда через канавки в распорной шайбе подается к роликам. Бобышки, изгибаемые силами, развивающимися при приводе клапана, усилены двумя ребрами (см. фиг. 466, а). Механизм регулировки состоит из закаленного сухаря (из ' стали типа Х2) со сферическим гнездом и с резьбой по наружной поверхности, при помощи которой он ввертывается в отверстие на конце коромысла. Ось отверстия расположена под углом к плоскости коромысла и плечи коромысла перекручены друг относительно друга. Для контровки сухаря стенка отвер- Фиг. 467. Роликовый подшипник коромысла двигателя Райт "Циклон" F. Фиг. 466. Крепление коромысла двигателя Райт "Циклон" F. Фиг. 468. Ролик коромысла двигателя Райт "Циклон" F. стия коромысла перерезана и стягивается шурупом, который сам контрится достаточно надежно силами упругости, развивающимися при затяжке. В торце сухаря имеется прорезь для отвертки и раззенкованное отверстие для смазки. Ролик (фиг. 468) вращается на закаленной стальной втулке а, сидящей 463 Фиг. 469. Схема завальцовки оси ролика коромысла (двигатель Райт "Циклон"). Фиг. 470. Клапанный механизм двигателя Гном-Рон К-14. на оси б из мягкой стали, концы которой при сборке завальцовываются при помощи вальцовки. Вальцовка (фиг. 469) состоит из оправки с двумя свободно сидящими на осях роликами. Профиль их соответствует профилю, кото-рый^ необходимо придать головкам оси б- Оправка зажимается в патроне сверлильного станка, приводится во вращение и подводится к развальцовываемой оси. Операция завальцовки длится несколько секунд. При заваль-првке щеки коромысла стягиваются и крепко зажимают втулку я; между щеками и торцами ролика остается зазор, допускающий свободное вращение ролика. Помимо описанной выше системы подвода смазки к подшипнику коромысла, механизм смазывается маслом, которым пропитывают фетровую подушку в крышке коробки. Смазка возобновляется через каждые 5-10 часов полета. Фиг. 471. Схема перестановки переходной втулки в коромысле двигателя Гном-Рон К-14 (конструкция головки тяги, изображенная на фигуре, применялась только на ранних модификациях двигателя). На фиг. 470 изображен клапанный механизм мотора Гном-Рон К-14. Ось коромысла крепится в вилке компенсаторной тяги, заякоренной в нижнем поясе головки цилиндра. Щеки вилки и внутренние обоймы двух шариковых подшипников стягиваются болтом. Во избежание проникновения грязи на беговые дорожки шариков подшипники с обеих сторон закрыты щитками. То обстоятельство, что ось коромысла не выходит наружу за стенки клапанной коробки (как в предыдущей конструкции), заставило конструкторов применить очень сложную систему ввода консистентной смазки через компенсаторную тягу. Смазка подается через ниппель я, ввернутый в бобышку крепления тяги, поступает из кольцевой полости бобышки в сверление в тяге б и оттуда через систему каналов в пистоне в, запрессованном в расширенной верхней цилиндрическсй части тяги, и через сверления в щеках тяги вводится в полую ось коромысла, смазывает подшипники и далее, по системе каналов в коромысле и регулировочном сухаре, поступает в гнездо сферической головки тяги. Так как тяги расположены под различными углами к цилиндрам заднего и; переднего ряда, то для возможности применения одинаковых коромысел на тех и других цилиндрах конструкторам пришлось ввести лишнюю деталь - промежуточную втулку для регулировочного сухаря. Во втулке просверлено косое сверление с резьбой под сухарь; поворот этой втулки на 180° меняет угол наклона сверления по отношению к оси цилиндра и позволяет применить одни и те же детали для цилиндров того и другого ряда (if иг. 470, см. также фиг. 471). Аналогичная переходная деталь введена в у зле. крепления кожуха тяги к коробке коромысла. Орлов-1071-30 465 В последнее время американские фирмы Райт на моторе "Циклон", Пратт Уитни на моторе "Хорнет" и английская фирма Побджой на моторах "Ниагара" применяют циркуляционную смазку клапанного механизма. Схема смазьи клапанного механизма двигателя "Хорнет" изображена на фиг. 472 (см. также фиг. XVII). Фиг. 472. Схема смазки клапанного механизма двигателя Пратт Уитни "Хорнет". Масло под давлением подается в кольцевой канал а в направляющей толкателя, откуда через сверление б, совпадающее один раз за ход толкателя с отверстием е в последнем, подводится через запрессованную в толкателе L-образную трубку г в нижнюю сферическую головку тяги, а из нее-во внутреннюю полость тяги. Затем масло проникает через верхнюю сферическую головку тяги в систему каналов д, е, а/с в коромысле и подводится к сферическому шарниру, действующему на клапан, смазывая попутно шариковый подшипник коромысла. Для уплотнения звеньев механизма в конструкцию толкателя введена пружина (на фигуре не показанная)т. постоянно выбирающая зазор в сочленениях механизма (аналогично пружине на <|иг. 459). Из верхних цилиндров 466 масло самотеком возвращается в картер по кожухам тяг. Головки нижних цилиндров объединены полукольцевым маслопроводом, из которого масло откачивается специальной отсасывающей ступенью масляной помпы. Циркуляционная смазка клапанного механизма облегчает эксплоатацию двигателя, устраняя необходимость периодического осмотра и смазки тавотом клапанного механизма. Крышки клапанных коробок Крышки клапанных коробок изготовляются отливкой, иногда штамповкой листов из легкого сплава. Крышка фиксируется относительно коробки контрольными штифтами или ребордами, обработка которых представляет вследствие фасонного контура крышки известные трудности. Стык между крышкой Фиг. 473. Схемы уплотнения крышек клапанных коробок. и головкой уплотняется прокладкой из паронита, фибры, резины (типа совпрен), пробковой композиции или резиновым шнуром. Некоторые разновидности уплотнения схематически показаны на фиг. 473. Пружинные затворы Необходимость облегчить и ускорить операции периодического осмотра и смазки клапанных механизмов, а также проверки зазоров в клапанах многоцилиндровых звездообразных двигателей с тавотной смазкой клапанного механизма, заставляет кон трукторов применять для крепления крышек клапанных коробок быстродействующие пружинные затворы. Конструкция этих затворов отличается большим разнообразием; опишем только два наиболее характерных. На фиг. 474 изображена схема пружинного затвора мотора Райт "Циклон". Крышка притягивается к коробке сильной пружиной, представляющей собой петлю из проволоки толщиной 2 мм, концы которой введены в отверстия в стенках головки, армированные бронзовыми втулочками во избежание сминания алюминиевого сплава. Для увеличения упругости на концах петли сделано по спиральному витку. Для того чтобы надеть петлю, ее поддевают отверткой, 467 ставят лезвие ртвертки плашмя на специальную площадку а между двумя гребешками б на крышке, затем, поворачивая отвертку вокруг собственной оси, ставя лезвие отвертки на ребро и пользуясь ею как рычагом, натягивают петлю на гребешки, заводя проволоку в полукруглые выемки на гребешках. Изображенный на фиг. 476 быстродействующий затвор мотора Гном-Рон К-14 основан на широко применяемом в практической технике принципе. Представим себе мотыль с укрепленной к нему пружиной (фиг. 475, пунктирные линии). Поворачивая мотыль вокруг его оси (по стрелке), мы натягивазм пружину, Фиг. 474. Схема быстродействующего затвора натяжение которой создает момент, " * - /ТХ "IT \ ±101Л/IW ±11Д.С txurupUJU. оиодасх шиш^пх, крышки клапанной коробки Райт "Циклон" . " ^ " тэ противодействующий повороту. Ь точке, где ось пружины совпадает с направлением мотыля, натяжение пружины достигает максимума, но момент от натяжения пружины становится равным нулю. Если продолжать поворот за эту точку, то момент от реакции пружины меняет знак и начинает способствовать движению . Если снабдить мотыль упором, то пружина замкнет ее в положении, указанном на фиг. 475 сплошными линиями. Открыть такой замок не представит затруднений даже в том случае, если пружина развивает большую силу, так как благодаря малому плечу силы момент от нее невелик. Существенной частью замка мотора К-14 (фиг. 476) является петля из пружинной проволоки, которая одной стороной крепится на штифте а, завернутом в тело клапанной коробки, а другой - укрепляется на мотыле б, имеющем удобную для манипулирования форму плоского рычага и поворачивающемся вокруг оси в, укрепленной в кронштейне на стенке коробки. Петля перекидывается через крышку клапанной коробки и натягивается поворотом мотыля. При этом петля плотно прижимает крышку к коробке и в то же время запирает мотыль. Введение циркуляционной смазки клапанного механизма, устраняя необходимость частого осмотра и заправки механизма смазочным, делает ненужным и быстродействующие затворы. От конструкции крепления в данном случае требуется полная герметичность, - условие, которому не всегда отвечают пружинные затворы (что при тавотной смазке, однако, является небольшим недостатком, так как количество смазочного в системе невелико, а вязкость его гораздо больше, чем у жидких масел). В конструкциях с циркуляционной смазкой крышки клапанных механизмов крепятся к головкам цилиндров шурупами или на шпильках. Изменение зазоров в клапанном механизме двигателей воздушного охлаждения В конструкции двигателей воздушного охлаждения большую роль играет явление увеличения зазоров в клапанном механизме на работающем двигателе, обязанное, с одной стороны, высокой рабочей температуре цилиндров, а с другой, - особенностям механизма привода клапанов. На фиг. 477 схематически изображен механизм привода клапанов звездообразного мотора. Пусть зазор между роликом клапанного коромысла и штоком клапана, необходимый для обеспечения посадки клапана на седло при всех 468 Фиг. 475. Схема быстродействующего затвора крышки клапанной коробки (Гном-Рон К-14). -Ч/- . 476. Схема быстродействующего затвора двигателя Гном-Рон К-14. Фиг. 477. Схема изменения зазоров в клапанном механизме звездообразного двигателя. 469 условиях работы, равен ?0 (фиг. 477, а). Зазор этот может находиться в любом из звеньев приводного механизма, например, в а, б] в (как изображено на фиг. 477) или в г, но измеряется он обычно в г между штоком клапана и ударником. С удлинением цилиндра и картера в результате нагрева мотора коромысло, укрепленное на головке, отодвигается от наконечника тяги (фиг. 477, б), вследствие чего зазор в клапанном механизме возрастает до величины ?'. Удлинение клапана, тяг, толкателя и т. д. от нагрева действует противоположно, т. е. уменьшает зазор на некоторую величину, которая, однако, далеко не компенсирует увеличения зазора в результате удлинения цилиндра и картера. Определим величину роста зазора при нагреве мотора с температуры /0^15°, при которой обычно производится регулировка зазоров, до рабочих температур. Положим, что средняя температура картера в рабочем состоянии составляет 85°, стакана цилиндра 160°, средняя температура головки цилиндра и патрубков, на которых крепятся оси коромысел, пусть будет 285°. Положим далее, что температура носкэ коленчатого вала, на котором вращается распределительная шайба, температура распределительной шайбы и толкателя одинаковы и равны 100°; температура тяги пусть равна 45°. Положим, что головка цилиндра и картер выполнены из алюминиевого сплава с коэфици-ентом линейного расширения аа = 23 • 10~6, распределительная шайба, толкатель и тяга - из стали с Q-.J == 11 . 10""6. Коэфициент линейного расширения материала клапанов будем считать равным а2 = 20 • 10~6 (аустенитная сталь). Положим далее для простоты, что коромысло перпендикулярно оси тяги и пренебрежем влиянием теплового расширения коромысла на величину зазора. Спроектируем механизм привода клапана на вертикальную плоскость, перпендикулярную оси коленчатого вала (фиг. 478). Предположим сначала, что зазор в клапанном механизме в холодном состоянии отсутствует, и не будем пока принимать во внимание изменение длины клапана. Для облегчения рассуждения допустим, что ролик клапана все время прижат к торцу клапанного штока и что изменяется лишь расстояние между головкой тяги Т и сферическим гнездом коромысла В (фиг. 478). Перемещение точки В, представляющей собой центр шарового гнезда коромысла, можно представить как сумму двух пере- мещений: 1) перемещения вдоль оси цилиндра точки N, представляющей собой центр сферы камеры сгорания, в результате увеличения линейных размеров стакана цилиндра и картера и 2) перемещения точки В по радиусу головки в результате нагрева головки. При сложении этих двух перемещений ВВ' (ВВГ - = NN') и В' В" точка В приходит в точку В". Проекция Ob расстояния точки В" от оси мотора равна Фиг. 478. К определению роста зазоров в клапанном механизме звездообразного двигателя. где tK, tc и tg - соответственно температуры картера, стакана и головки цилиндра. Перемещение центра Т верхней головки тяги обязано, во-первых, перемещению центра А сферического гнезда толкателя на величину АА' в результате 470 \ теплового расширения вала, распределительной шайбы и толкателя; во-вторых, удлинению стержня тяги на величину Т' Т" = AT а.г (tm - 15). Верхняя головка тяги должна совместиться с осью N'B", в плоскости которой происходит качание коромысла. Пренебрегая весьма малым углом Л(3, можно считать, что вертикальная координата Ot положения верхней головки тяги после нагрева равна Ot = О А [1 +<*! (*ш - 15)] cos v + AT [I +04 (tm - 15)] cos 3, где ?ш - температуры носка коленчатого вала, распределительной шайбы и толкателя; tm - температура тяги. Искомое приращение зазора Т"В" равно Т"В"= Ы = Ob~ot COS tp COS Cp Замечая, что ОС + СЛТ + -VB cos "с = О A cos 7 + АБ cos p, получаем '-'- 15) + + МВаа(.г- 15)cos Фиг. 480. Профиль коррегированного кулачка (дигатель Райт "Циклон"). При равномерном вращении шайбы угол <р можно заменить через время t-Делая эту подстановку и диференцируя уравнение (е) по f, получаем: -ат = * = 4- откуда видно, что скорость подъема клапана на этом участке кулачка постоянна. Диференцируя уравнение (f) no f, получаем т. е. ускорение на этом участке подъема клапана равно нулю. Задача уменьшения ударов при соприкосновении ролика с этим участком облегчается тем обстоятельством, что инерционные силы, пропорциональные квадрату числа оборотов, на малом газу весьма невелики. Так как работа на малом газу при холодных цилиндрах составляет незначительную долю рабочего времени авиационного мотора, то сравнительно неблагоприятные условия работы распределительного механизма в эти промежутки времени не отражаются заметно на прочности механизма и не вызывают повышенного износа деталей механизма. Само собой разумеется, что подобная конструкция не предупреждает увеличения продолжительности фаз распределения у холодного мотора. Однако у двигателей, снабженных кольцевыми капотами с регулируемой щелью, позволяющими поддерживать температуру двигателя в полете приблизительно постоянной на всех режимах и сокращающими работу клапана на этих участках профиля, распределение от этого заметно не страдает. Моторы с распределением, выполненным по этой схеме, вообще говоря, отличаются худшими пусковыми качествами и менее устойчиво работают на малом газу при холодных цилиндрах, чем моторы с компенсаторами (см. ниже). Тем не менее эта система с полным успехом применяется на многих американских мощных моторах воздушного охлаждения. Компенсация зазоров Задача сохранения постоянства газораспределения на всех режимах двигателя может быть решена несколькими путями. Рост зазоров с нагревом мотора можно заметно уменьшить соответствующим подбором материала тех деталей мотора, тепловое расширение которых обусловливает описанное явление. Задача сводится к тому, чтобы по возможности уменьшить удлинение картера и цилиндра и увеличить удлинение частей распределительного механизма. Поэтому выгодно изготовлять тягу не из стали, а из дюралюмина, как это и сделано на некоторых .моторах ("Хорнет" и др.). Выгодно пропускать через нее горячее масло (как это делается при циркуляционной смазке механизма привода клапанов). Применение стального картера, продиктованное в первую очередь соображениями прочности, дает побочный благоприятный эффект в виде уменьшения роста зазоров с нагревом мотора. Определим эффект совместного применения всех этих мер, воспользовавшись данными расчета, приведенного на стр. 472. v Для этого в выражении (d) придется уменьшить первый член, представляющий расширение картера, в отношении 11 :23, равном отношению коэфициентов линейного расширения стали и алюминиевого сплава, а последний член, представляющий удлинение тяги, - увеличить в отношении 23 : 11 и в отношении новой и прежней температур тяги, скажем 85:45. Выражение (d) в таком случае приобретает следующий вид: ? = 1,64 (0,211 + 0,314 + 1,033 - 0,206 - 0,545) = 1,32 мм. Вычитая из этой величины величину теплового расширения клапана, получаем 1,32 - 0,97 =0,35 мм. Таким образом при нагреве мотора от температуры измерения до рабочих температур зазор в клапанах увеличивается всего на 0,35 мм, вместо прежних 1,4 мм. В пределах рабочих колебаний температуры мотора зазоры изменяются еще меньше. 475 Кроме этих мер, рост зазоров с нагревом мотора можно предупредить чисто конструктивными приемами. Заметный эффект может дать замена мультиплицирующей передачи в рычаге на редуцирующую, т. е. уменьшение i до величины, меньшей единицы. На практике этого приема избегают, так как он ведет к увеличению инерционных нагрузок на кулачок и требует усиления клапанных пружин. Чаще всего добиваются нужного результата, воздействуя на точку подвеса клапанного коромысла. Фиг. 481. Механизм компенсации зазоров двигателя Гном-Рон К-14 (см. также фиг- 470). Всматриваясь в уравнение (d), мы видим, что увеличение зазора с нагревом мотора в наибольшей степени обязано расширению головки цилиндра [третий член выражения (d), численно равный 1,033 мм]. Если бы удалось устранить этот основной фактор, то изменение зазора при колебаниях теплового режима мотора было бы в значительной степени ослаблено. На рабочих же режимах изменения величины зазоров были бы обязаны почти исключительно сравнительно небольшим изменениям длины стакана цилиндра, так как температура 476 картера при колебаниях режима обдува мотора изменяется мало. Эти соображения положены в основу конструкции, изображенной на фиг. 481 (и 47С) и применяющейся у ряда современных мощных двигателей воздушного охлаждения (Гном-Рон К-14, Армстронг-Сиддли "Пантера" и др.). В этой конструкции ось коромысла укрепляется на стальной тяге (фиг. 481,а), другой конец которой б крепится в нижнем поясе головки. Обдуваемая воздушным потоком тяга нагревается меньше, чем головка. Проделывая для этого случая расчет, аналогичный расчету, приведенному на стр. 472, и предполагая, что рабочая температура компенсаторной тяги составляет 120°, а длина ее равна г' = 240 мм, получаем, что изменение зазора между головкой тяги и шаровым гнездом коромысла при нагреве мотора с 15° до рабочих температур, составляет S=l,64[0,442+0,314-f240. (1.20-15) 11-10-е.0,793- 0,206-0,138] = 1,035мм. Вычитая ш получаем 1,03.5- этой величины величину теплового расширения клапана, -0,97 = 0,065мм- Таким образом изменение зазора между роли- ками толкателя и штоком клапана при нагреве мотора с 15° до рабочих температур практически равно нулю. При колебаниях же температуры в рабочих пределах изменение зазоров совершенно неощутимо. Таким образом это простое по конструкции приспособление позволяет почти полностью устранить изменение зазоров в клапанах. Подбирая длину тяги и ее материал, можно добиться сохранения приблизительного постоянства зазоров в клапанах при любых конструктивных размерах клапанного механизма, цилиндра и картера. Тягу обычно крепят в специальной бобышке в нижнем поясе головки цилиндра. Верхнюю часть тяги пропускают в коробку клапанного коромысла через отверстие в его днище (фиг. 470). В отверстие впрессовывают бронзовую или стальную втулку во избежание разбивания алюминиевого тела коробки действием поперечной реакции от усилия привода клапана. На верхнем конце тяги делают вилку, к которой крепится ось коромысла. ~7\ V////////A Ьв, W77 V/// Фиг. 482. Схема компенсатора типа Райт J-4 и Бристоль "Юпитер". На фиг. 482 изображена схема более сложного устройства для сохранения постоянства зазоров, примененного впервые на моторах Райт J-4 и Бристоль "Юпитер". В этом устройстве ось коромысла крепится на рычаге, один конец которого шарнирно укреплен на головке цилиндра, а другой при помощи длинной тяги крепится к картеру у основания цилиндра. Рассмотрим действие этого компенсатора. Для простоты рассуждения предположим первоначально, что коромысло равноплечее, что его ось укреплена на середине компенсаторного рычага и клапаны параллельны оси цилиндра (фиг. 482). Будем для простоты считать, что верхняя головка тяги неподвижна и что изменение зазоров в клапанах, обязано лишь удлинению цилиндра на величину о', равную разности суммарных перемещений картера и цилиндра ESj и перемещений частей распределительного механизма ?82: •2.8,. 477 Будем считать, что при всех изменениях длины цилиндра зазор между роликом коромысла и штоком клапана (удлинение которого пока не принимаем во внимание) сохраняет постоянную величину. По исходным допущениям, точка подвеса рычага компенсатора, торец клапана и ролик коромысла в результате удлинения цилиндра перемещаются на величину о' (фиг. 482). Вертикальная координата противоположной точки подвеса компенсаторного рычага остается по условию неизменной. Ось коромысла перемещается на величину. Фиг. 483. К анализу действия компенсаторного механизма. Фиг. 484. К анализу действия компенсаторного механизма. которую в виду малости угла а можно считать равной -• Если ролик коро- <и о' мысла поднялся на величину о , а ось качания - на --, то, очевидно, противо- ._! положный конец коромысла останется приблизительно на прежней высоте. Это значит, что первоначальный зазор между головкой тяги и сферическим гнездом коромысла останется неизменным. Коромысло может иметь плечи разной длины; путем аналогичных рассуждений можно показать, что для получения такого же эффекта, как в предыдущем случае, ось коромысла должна делить длину рычага на отрезки, пропорциональные плечам коромысла, т. е. должна быть соблюдена пропорция: где I is. I - соответственно длины коромысла и рычага компенсатора; Ъ и Ъ' - длины их плеч (фиг. 483). В предыдущих рассуждениях предполагалось, что положение торца штока клапана относительно цилиндра не меняется. В действительности оно, как мы видели, изменяется от нагрева клапанов на довольно значительную величину. Нетрудно доказать, что для сохранения постоянства зазоров в этом случае нужно, чтобы соблюдалось условие I' [ ( . . А1 \ . . Т'- = т(1 + ~8'-)' (g> 475 где о' = S8j_ - ?82, М - перемещение торца штока клапана от нагрева; Г и I - соответственно длины коромысла и компенсаторного рычаг" компенсатора; Ъ' и Ъ - длины их плеч (фиг. 484). В самом деле, для того, чтобы было соблюдено постоянство зазора между роликом и торцом клапана, ролик А коромысла (фиг. 484) должен переместиться на величину о' -f М. Из треугольника АА'Е находим (ввиду малости угла а),'что перемещение оси D качания коромысла, которое назовем z, для соблюдения этого условия должно быть равно: z = Ось В точки подвеса рычага компенсатора при нагреве перемещается лишь на величину о'. Для того, чтобы написанное выше условие выполнялось, необходимо, чтобы точка компенсаторного рычага переместилась на величину z. Из треугольника ВВ'С находим (i) Приравнивая величины z [уравнения (h) и (i)], приходим к соотношению (g). На фиг. 485 изображен один из ранних конструктивных вариантов этого типа компенсатора, примененный на моторе Райт J-5. Рычагом компенсатора здесь служит коробка клапанного коромысла, один конец которой при помощи сильной пружины крепится к головке цилиндра, а другой заякорен при Фиг. 485. Компенсатор двигателя-Райт J-5. помощи кожуха тяг к картеру. При нагреве и расширении цилиндра коробка, притягиваемая кожухом к картеру, перекашивается, перемещая с собой ось коромысла. Впоследствии фирма Райт перешла на систему коррегированных кулачков, хотя компенсатор описанной системы был еще ра*з применен в сравнительно недавнее время на моторе Райт "Циклон" F. Компенсатор системы Райт применен также на рядном двухвальном моторе воздушного охлаждения Нэпир "Рэпир". Конструктивно он выполнен значительно лучше, чем у мотора Райт J-4. Коробка клапанного коромысла из литого алюминиевого сплава крепится к головке цилиндра на сферическом шарнире у фланца клапанной направляющей. Кожух тяг, служащий компенсаторной тягой, выполнен из дуралюминовой трубки, концы которой отбортованы по сфере. Этими шаровыми поясами кожух крепится вверху к коробке коромысла и внизу к картеру. Таким образом механизм обладает необходимой свободой перемещения звеньев. На фиг. 486 показана система компенсации мотора Бристоль "Юпитер" VII, отличающаяся от системы Райт только конструктивным оформлением. Мотор "Юпитер" VII имеет два выхлопных и два всасывающих клапана, выхлопные расположены впереди цилиндра (навстречу воздушному потоку), всасывающие - сзади. Клапаны приводятся двумя вильчатыми коромыслами, сидящими на общей оси, которая укреплена на компенсаторном рычаге. Один конец рычага шарнирно скреплен с головкой, а другой - заякорен специальной тягой к картеру. В нижней части тяги укреплена на резьбе траверса, служащая опорой для возвратных пружин клапанных тяг. Фиг. 486. Компенсаторный механизм двигателя Бристоль "Юпитер" VII Компенсирующее устройство последующих конструкций моторов фирмы Бристоль "Юпитер" VIII и "Меркур" существенно отличается от описанного. В этих конструкциях клапанные коромысла представляют собой коленчатые Фиг. 487. Схема действия компенсатора двигателя Бристоль "Меркур". Фиг. 488. Схема действия компенсатора двигателя Бристоль "Меркур". To^ka подвеса k тяге Компенсатора 6. 1 J о To4ka подвеса k \ гол о В Re цилиндра \ ПриВодн&е тяги рычаги первого рода (рокеры), оси которых направлены параллельно оси мотора и плечи которых разнесены в разных плоскостях на большом расстоянии друг от друга. Такая конструкция допускает исключительно простую по принципу компенсацию изменения зазоров. Наиболее простая схема компенсационного устройства подобного рода изображена на ^ч"ч ,_______-- фиг. 487. Представим себе ко- ^ ленчатый рычаг, одно плечо которого приводит клапан, а другое приводится тягой. Ось этого рычага укреплена к головке цилиндра (точка В) на некотором расстоянии Ъ от плоскости первого плеча и на таком же расстоянии от плоскости второго плеча - к тяге (точка С), имеющей ту же температуру, что и приводная тяга. При перемещении головки цилиндра относительно приводной тяги на величину 8' ось рычага перекашивается на угол ср. Конец рычага, обращенный к клапану, а с ним и плечо рычага поднимаются на величину 21 // гч / I ^ = о -f- otgcp, превышающую удлинение цилиндра. Зазор между клапаном и ударником рычага, следовательно, увеличивается на Ъ tg у (см. заштрихованный треугольник на фиг. 487). Фиг. 489. К анализу действия компенсатора двигателя Бристоль "Меркур" (симметричное расположение точек подвеса). О О V Tu4ka под беса К V тяге ko-мпенсатора ^ - В V 'О 'Г? vW> v^y И Ta.4ka подвеса k \ головое и,илиндра\ ПраВоднд/е тяги. Фиг. 490. К анализу действия компенсатора двигателя Бристоль "Меркур" (симметричное расположение точек подвеса). Однако ровно на такую же величину уменьшается и зазор с противоположной Орлов-1071-31 .Q1 4X7 • подВеса тяге Номпънсатора. ~~ /JpuSodntj/e тяги Фиг. 491. К анализу действия компенсатора двигателя Бристоль "Меркур" (асимметричное расположение точек подвеса). стороны между головкой тяги и сферическим гнездом приводного плеча рычага. В результате простого поворота рычага вокруг его собственной оси на угол ф отрицательный зазор в левой части рычага и равный ему положительный зазор в правой части взаимно уничтожаются и зазор между клапаном и ударником остается таким же, как до перекоса. Изменяется лишь угол наклона плоскости плеча относительно штока клапана, что, заметим в скобках, исключает в данном случае применение ролика для привода клапана и требует введения сферического ударника. Легко доказать, что и механизм, изображенный на фиг. 488 и отличающийся от предыдущего механизма расположением точек подвеса оси коромысла относительно его плеч, будет вести себя совершенно аналогичным образом. На фиг. 489-490 изображена схема второго приближения. Здесь на одной оси сидят два коленчатых коромысла, расположенных один по схеме фиг. 487, а другой по схеме фиг. 488, приводящие два клапана и приводимые в действие двумя тягами. Если расположить точки подвеса В ж С коромысел посредине между плоскостями плеч, как показано на фиг. 489, или в произвольной точке, но непременно симметрично относительно плеч каждого рычага (фиг. 490), то, как очевидно из предыдущих рассуждений, зазор в клапанах будет в этом случае оставаться приблизительно постоянным при любых (не слишком значительных) перемещениях точки подвеса коромысел к головке цилиндра. Если желательно, чтобы зазор в клапанах при нагреве цилиндра не оставался постоянным, а слегка увеличивался (на величину удлинения клапана), то этого можно достичь, располагая точки подвеса коромысла несимметрично по отношению к плечам (фиг. 491). Действие асимметричного расположения точек подвеса легко проследить при помощи рассуждений, ана- Фиг. 492. Схема компенсатора двигателя Бристоль логичных предыдущим. "Меркур". Так, например, в случае, изображенном на фиг. 491, зазор в клапане, приводимом длинным коромыслом, при негреве увеличивается, а зазор в клапане, приводимом коротким коромыслом, напротив, уменьшается. После этих предварительных замечаний перейдем к описанию компенсатора Бристоль. На фиг. 492 изображена схема компенсатора, а на (|иг. 493 - конструктивный чертеж его. Коромысла посажены попарно на двух осях, параллельных оси коленчатого вала. Коромысла каждой пары приводят всасывающий и выхлопный клапаны и приводятся двумя тягами, расположенными в одной 482 привода вЬ/хлопнЬ/х Ьлапанов подвеса k тяге компенсатор Тяга придада Клапанов плоскости, заключающей в себе ось коленчатого вала. Каждая тяга действует на два коромысла, сидящие на разных осях, на одно из них - непосредственно, а на второе - тыльной стороной первого. Фиг. 493. Компенсатор двигателя Бристоль "Юпитер" VIII. 1-корпус рычагов компенсатора; 2-шарнир подвеса рычагов компенсатора к головке; 3-шарнир подвеса рычагов компенсатора к тягам; 4-коробка компенсаторного механизма; 5-тяги привода распределения 6-выхлопные клапаны; 7-всасывающие клапаны; S-компенсаторные тяги. Оси коромысел с одной стороны укреплены к головке цилиндра на плоских шарнирах, расположенных в центре между клапанами, а с другой - на шарнирах же - прикреплены к тягам, проходящим сбоку приводйых тяг коромысел, и прикрепленным к основанию картера. Коромысла заключены в общую коробку из листового дуралюмина; приводные тяги и компенсаторные 483 Фиг. 494. Гидравлическая система компенсации зазоров (двигатель Нэпир "Дэггер"). тяги заключены в кожухи. При расширении цилиндра от нагревания оси коромысел перекашиваются и компенсируют изменение зазоров в клапанах, как описано выше. Расчет компенсаторов может быть произведен с достаточной точностью, если известна рабочая температура цилиндра, картера, тяг и других деталей, изменение длины которых обусловливает изменение зазоров в клапанном механизме. Так как температура стакана и головки цилиндра изменяется по высоте, то для увеличения точности расчета рекомендуется разделить эти детали на несколько поясов с разной температурой и высчитывать удлинение, суммируя удлинение отдельных поясов. Во вновь проектируемом моторе следует задаться распределением температур по аналогии с исполненным мотором с такими же параметрами, как у проектируемого мотора, и рассчитать по этим данным компенсатор или построить компенсаторный механизм подобно компенсатору исполненного двигателя. В рядном моторе воздушного охлаждения Нэпир "Дэггер" конструкции Хольфорда применен гидравлический механизм, автоматически выбирающий зазор в клапанном механизме при всех режимах работы мотора. Имея верхний распределительный валик, мотор "Дэггер" нуждается в компенсации зазоров далеко не в такой степени, как звездообразные двигатели воздушного охлаждения. Гидравлический механизм у мотора "Дэггер", наряду с выполнением функции компенсатора, имеет главной целью устранить необходимость периодической регулировки клапанного механизма. Гидравлический компенсатор заимствован из практики автомобильного моторостроения, где он включается в конструкцию толкателя ("гидравлические толкатели") и служит для облегчения ухода за клапанным механизмом и для уменьшения шума в клапанном механизме. В моторе "Дэггер" он включен в конструкцию коромысла. Схема его показана на фиг. 494. В коромысле расточено цилиндрическое гнездо, в котором свободно перемещается поршенек г со сферической головкой, наплавленной стеллитом и работающей по кулачку. По сверлению а в поршенек подается под давлением масло из смазочной системы двигателя. Часть масла по капилляру д смазывает сферическую головку поршенька, остальная часть через шаровой клапан е поступает в рабочее пространство цилиндра ж, заставляя поршень выдвигаться из цилиндра до соприкосновения с кулачком. Таким образом зазор в клапанном механизме постоянно выбирается силой давления масла в цилиндрике, которая, однако, недостаточно велика для того, чтобы открыть клапан или сколько-нибудь существенно уменьшить силу его прижатия к седлу. В тот момент, когда кулачок валика нажимает на поршенек, клапан е закрывается и сила привода передается коромыслу через практически несжимаемый объем масла, заключенный в цилиндре. Известное количество масла, сжатого в цилиндре, вытекает через зазор между поршеньком и стенками цилиндра. Утечка масла компенсируется притоком из магистрали а. Масло из магистрали а проникает в цилиндр каждый раз, как давление в цилиндре становится меньше давления в магистрали, т. е. в периоды, когда кулачок перестает действовать на коромысло. При запуске мотора, когда масло в магистрали отсутствует, поршенек под действием кулачка погружается в цилиндр, опираясь на его торец заплечи-ком, при помощи которого и передает коромыслу движение от кулачка. Зазор 484 при этих условиях несколько велик, но через несколько секунд после запуска магистраль наполняется маслом, и механизм начинает работать нормально.. Если зазор между роликом и штоком клапана уменьшается, например, вследствие удлинения штока клапана от нагрева, то поршенек оказывается сжатым силой пружины клапана. Утечка из цилиндра масла, подвергнутого высокому давлению, не компенсируемая притоком масла из магистрали, вызывает погружение поршенька в цилиндр, в результате чего весьма быстро восстанавливается нормальное положение. Поршенек снабжен канавкой б, которая при чрезмерном выдвижении поршенька из цилиндра, например, в случае заедания клапана в направляющей, перекрывает буртик в, сообщая масляную магистраль с атмосферой и тем предупреждая дальнейшее выдвижение поршенька. На фиг. 494а показана типичная конструкция гидравлического толкателя автомобильного мотора. Устройство его, после сказанного выше, не нуждается в пояснениях. РАСЧЕТ КЛАПАННОГО МЕХАНИЗМА НА ПРОЧНОСТЬ х В клапанном механизме действуют следующие силы: 1) силы пружин, 2) силы инерции, 3) силы газов в цилиндре. Расчет клапанного механизма заключается в следующем. Для различных углов поворота кулачкового валика р (через 5 - 10°) определяют графически или аналитически силы, действующие в клапанном механизме. Силы инерции частей механизма определяют аналитически по формулам, приведенным в книге первой, силы пружин - по характеристикам пружин в зависимости от соответствующего данному значению J3 подъема клапана Ътх- После этого строят в функции (3 графики нагрузок, действующих в различных звеньях клапанного механизма, и по максимальным значениям нагрузок рассчитывают детали механизма по формулам, приведенным ниже. Силы газов вводятся в расчет только в начальные фиг 494а Схема гидравли. моменты подъема клапана. При дальнейшем движении чес кого толкателя клапана, когда давление газов на тарелку клапана СО СТОрОНЫ ЦИЛИНДра И ГОрЛОВИНЫ Клапана урЭВНО- автомобильного мотора: а- корпус толкателя, б- ма- вешивается, клапанный механизм нагружают лишь слоп°Дв°Дящий канал, в- ша- частей риковый клапан, г-порщенен, д - пружинка, выбирающая зазор между толкателем и клапаном (при отсутствии мас- силы пружин и силы инерции движущихся клапанного механизма. Результирующая СИЛа Давления Газов на Клапан ла в системе), е-шток клапана в момент открытия равна Р-кг ~ ~1~(Рг ^° ~^~ P$Ji (Э) где dQ и d - соответственно большой и малый диаметры фаски клапана в см; р - давление на клапан со стороны цилиндра, в кг/см2; р - давление на клапан со стороны горловины, в кг/см2. Значения рг берутся по индикаторной диаграмме. Давление р в выхлопном трубопроводе принимается равным 1,05 рн, где рц- давление наружной среды. Давление во всасывающем трубопроводе р - рк. 1 По И. Ш. Нейману и Н. К. Смольянинову. где Клапанный механизм с приводом клапана посредством траверс По фиг. 495: 8 = -^Г' (Ь) ,9, - S1 "in v - <ч to- v fl\'\ °1 - О b11* I - О g 1о Т' VD / *-*2 ==^ ^ ир "?jk -^ /Т ~г ---^ кг > (Ь ) Ркг - сила давления газов на клапан; S - сила, действующая на подушку траверсы; ?2 - сила, действующая по оси траверсы от силы $; $! - сила, действующая нормально к направляющей траверсы от силы Si ?Рпр - суммарная сила пружин одного клапана; PJT - сила инерции траверсы; Pjk - сила инерции комплекта клапана. PJT - - тт ) Тх Tx t где mk - масса комплекта клапана (вместе с половиной массы пружин), тт - масса траверсы, Jkx = jTk - ускорение клапана (равное ускорению траверсы). Крутящий момент на кулачковом валике от силы S равен Фиг. 495. К расчету клапанного механизма с приводом траверсой. = Sc, где (а) с = (*•"+ р + 7гТя) sin 7, где г" - радиус начальной окружности кулачка (фиг. 496); р - радиус подушки траверсы; Ът - перемещение траверсы при повороте кулачка на угол (3. Величины Ът и у определяются из следующих соотношений: 1) Для выпуклого кулачка (фиг. 496, 1) на участке АВ величина hTx равна: г") где Е - радиус окружности профиля АВ кулачка. На участке ВС -(р +гн), (Ь) 456 3 Фиг. 496. Профили кулачков, /-выпуклый кулачок; г-вогнутый кулачок; 3-тангенциальный кулачок. где У3 и Ег - соответственно радиусы головки и участка ВС профиля кулачка; Рс - УГОЛ, соответствующий периоду от начала до конца подъема клапана и определяемый из соотношения JJ _ у sin рс = -= - ~- sin ср. (с) лг ~~ гг Угол tp определяется из соотношения 2(Л_г")(Д-гв). ' Угол Y [уравнение (а)] определяемся из соотношений: а) на участке AZ?: б) на участке 2) Для вогнутого кулачка (фиг. 496, 2) на участке АВ ЪТх = (R + г" ) Гсов р - j/^^Al^-y~ sin* р - (р Величина ^Гя. на участке 5(7 определяется по формуле (Ь), в которой угол 8 определяется из соотношения SinPc = а угол ср - из соотношения Угол Y на участке ^4J5 определяется из уравнения R + rH . п sin т = - - -- - - sm 3. ' - Г тт На участке sb 7= ^~pa sin (рс -3). 3) Для тангенциального кулачка (фиг. 496, 3) на участке АВ Величина 7гТа. на участке J9? определяется по формуле (Ь), в которой угол рс определяется из соотношения Угол -[• на участке АВ: Т = р. Угол 7 на участке ВС определяется из соотношения: Напряжения на профиле кулачка определяются по формулам Герца. 1. В случае сжатия двух круглых цилиндров: -*•/"•- 0,417 1/^(^ + 4). * (84) 4SS 2. В случае сжатия круглого цилиндра и плоской пластинки: ' а кг/см* = 0,417 -~ . (85> 3. В случае сжатия выпуклого и вогнутого круглых цилиндров з кг/еж2 = 0,417 у ^-(- - где S - сила, действующая на кулачок, кг; Е! - радиус выпуклой дуги кулачка, еж; R2 - радиус вогнутой дуги кулачка, еж; р - радиус окружности подушки траверсы (или ролика толкателя), еж; Е - модуль упругости материала кулачка, кг/еж2; Ъ - ширина кулачка, еж. Первая формула применяется для подсчета напряжений на выпуклых частях профиля кулачка, действующих по цилиндрической подушке траверсы или по< ролику толкателя. Вторая фор- ' мула применяется для подсчета напряжений на профилях выпуклых кулачков, действующих на толкатель с плоской подушкой или клапан с плоской тарелкой, а также на участках АВ (фиг. 496) тангенциальных кулачков, действующих на ролики, или цилиндрические подушки толкателей. Третья формула применяется для подсчета напряжений на профиле вогнутого кулачка. Максимальное напряжение смятия на рабочей поверхности кулачков современных моторов колеблется в пределах 4000- "10000 кг\еж2. На фиг. 497 приведена ти- тп личная диаграмма напряжений на профиле кулачка. Шток траверсы рассчиты_ вают на изгиб от силы S (фиг. 495). Напряжение изгиба в сечении ]№М штока равно Фиг. 497. Напряжения (по Герцу) на рабочей поверхности кулачка, работающего по траверсе-с цилиндрической подушкой. <зи кг/еж2 = w , г* и где Wu - модуль сопротивления расчетного сечения штока на изгиб. У исполненных двигателей максимальное значение ац колеблется в пределах 1000 ч- 2000 кг/еж2. Плечо траверсы рассчитывают на изгиб, как консольную балку, защемленную у штока и нагруженную силой Рк (фиг. 495). Эта сила для траверсы выхлопного клапана имеет максимальное значение в момент открытия клапана. Напряжение на изгиб в сечении х-х плеча траверсы равно , о PkP о" кг см2 - -=57-" " U где р - плечо силы Рк в еж; Wu - модуль сопротивления на изгиб расчетного сечения, см3. У исполненных двигателей максимальное значение зц составляет 500 ч--7-800 кг/см2. 489- Клапанный механизм с непосредственным приводом клапана Сила $, действующая на кулачок (фиг. 498), равна: где 1>Рпр - суммарная сила пружин клапана; P]k - сила инерции комплекта клапана, P}-k = Ркг - сила давления газов на клапан. Крутящий момент на кулачковом валу от силы S равен Мкр = Sc. (f ) При движении тарелки по дуге радиуса R кулачка (участок АВ, фиг. 496,7) c = (R - rH)sinp. При движении тарелки по дуге радиуса г кулачка (участок ВС, фиг. 496,2) с = (Ег-гг) sin (рс - р), где угол Рс определяется по предыдущему [уравнения (с) и (d)]. Напряжения по Герцу на профиле кулачка определяются по уравнению (85). На фиг. 499 приведена типичная диаграмма напряжений смятия на профиле кулачка с непосредственным приводом. Стержень тарелки (фиг. 498) рассчитывается на сжатие и изгиб силой S' в момент Фиг. 498. К расчету кла- Фиг. 499. Напряжение (по Герцу) на панного механизма с непо- рабочей поверхности кулачка, работаю-средственным приводом. щего по плоской тарелке клапана. перехода положительных ускорений в отрицательные. Суммарное напряжение в стержне равно: 4Р, /ft где d - внутренний диаметр резьбы стержня тарелки, см; Р. -сила инерции клапана, кг. У исполненных двигателей величина а составляет 1600 *-=- 2500 кг/см2. 490 Клапанный механизм с приводом клапана посредством коромысла с роликом Сила, действующая на ударник коромысла (фиг. 500), равна Р* = ?Р"р-- Р/* + Р".. (g) Сила, действующая на кулачок, определяется из уравнения моментов отноительно оси О качания коромысла: где S' и Р' - нормальные к плечам коромысла г и rk составляющие сил S и Р; Фиг. 500. К расчету клапанного механизмэ^приводом клапана коромыслом. - момент сил инерции рычага, равный л/г _ т d4 M - 1 z ' JP где Ip - момент инерции коромысла относительно оси О', угловое ускорение коромысла. 4У1 Подставляя в уравнение (g1) ,$" = S cos ъ; Pft-=PfcCOS-(2, получаем Г COS f1 Сила давления Р0 на ось коромысла определяется из параллелограма сил (фиг. 500) _______ Р0 = ]/> + Р! + 2SPftcos (ip + TI - Ъ)- (h> Момент на кулачковом валу от силы S равен Л/ - $с (iV Для кулачка, очерченного дугами кругов на участке АВ (фиг. 496, 7 и2): с •= ± (R - Гн ) sin (Р + о -J- ф); знак плюс относится в вогнутому кулачку, знак минус - к выпуклому кулачку. Illiiil.' iJ'AiAi Т ~ ], i J-Ь-и Фиг. 501. К расчету коромысельного "механизма. Фиг. 502. К расчету ролика коромысла. Угол <Ь (фиг. 501) определяется из соотношения cos ф = "' (R + р) ,-созУ, где а, - расстояние между осями вращения кулачка и рычага; остальные обозначения прежние. Угол о определяется из соотношения (д + р) sin ^ Вспомогательный ^ji г определяется из соотношения - г cos На участке Для тангенциального кулачка (фиг. 496, <3) на участке с = а2 sin р - г sin ф. (фиг. 496, 3) Кулачок рассчитывается по формулам Герца (84), (86). Ось ролика коромысла рассчитывается на максимальную силу S (в момент •открытия выхлопного клапана). Напряжения изгиба, среза и смятия равны (фиг. 502): о,. = SL (i') "-л = __ 2F' fe~ Id' (г ) fei = 7L=-l)d' (i""> где F - площадь сечения оси; W - момент сопротивления оси на изгиб; kl - удельное давление в опорах оси; k - удельное давление на длине I. Остальные обозначения приведены на фиг. 502. У исполненных двигателей ^ = 600 - 2000 кг /см*; k = 250 - 1000 кг /еж2. Плечи коромысла рассчитываются на изгиб и сжатие при действии максимальной силы Pk. Суммарное напряжение на изгиб $ и сжатие (или растяжение) в сечении I-I коромысла (фиг. 503) равно Суммарное напряжение в сечении .ZI-II равно W, > F У Фиг. 503. К расчету коромысла. н где FI и FH - площади расчетных сечений / и Л; WITH Wu - модули сопротивления на изгиб сечений 1 и //; р и pk - перпендикуляры, опущенные из центров тяжести сечений / и // на направления сил S и Pk; ср - угол между плоскостью расчетного сечения и перпендикуляром к направлению силы. Знаки у членов в этих формулах выбираются с таким расчетом, чтобы суммарное напряжение имело максимальное значение по абсолютной величине. У исполненных двигателей максимальное значение суммарного напряжения составляет 500-2400 кг/см*. Валики коленчатых коромысел рассчитываются следующим образом. Приложим в точке Ъ оси коромысла (фиг. 504) две противоположные силы, равные и параллельные силе $, а в точке а - две противоположные, равные и параллельные силе Pk. Участок аЪ валика коромысла будет скручиваться моментом Мкр = Sr sin Ф = Pkrk sin •( (значения углов d> и f показаны на фиг. 500). Валик коромысла будучи оперт в подшипниках 1 и 2, нагружен в точке а силой .Р^, а в точке Ъ - силой /S. Проводя в точке айв точке Ъ оси у-у параллельно направлению силы Pk и оси z-z перпендикулярно этому направлению, раскладываем по направлениям осей у-у и z-z силы: Pk, приложенную в точке а, и S, приложенную в точке Ъ- Обозначим: Sz - слагающую силы S в направлении оси z-z; Sy - слагающую силы S в направлении оси у-у. Для осей z-z и у-у слагающая силы Pk в направлении оси у-у равна Pk) а слагающая в направлении оси z-z равна нулю. 493 Обозначим угол между силой S и осью у-у через -ц. *] = 360°-(Tfc + Tp + ф). Тогда ]; Sz•= S sin TJ. WWII Фиг. 504. К расчету валика коленчатого коромысла. Опорные реакции от этих сил равны на опоре 7 (фиг. 504): . m a -= -у-S COST;; t = -^-. лЗ1 sin rj, на опоре Опорные реакции от силы Рк, приложенной в точке я, равны на опоре 1: на опоре 2: р - Р п *ъ 2 - - -Ms -у. Суммарные опорные рекции в направлении оси у - у равны на опоре 1: п _ m о , I + п р Ч/У 1 - ~7~ " cos ^1 ~i -^ к 5 7 на опоре 2: ,-. ? - m о ' п т, Qy 2 = -у- "5 COS 7) -- - Рк. Изгибающий момент на участке а - 1 валика коромысла равен М - Р х J.U. Ц - J. K-X/J. Суммарный изгибающий момент на участке Ъ - 2 равен Суммарный изгибающий момент на участке 1 - Ъ оси коромысла равен ~ У LVU1%1*к \п "Т Я)! ~T~Wzi--i) J • (1) напряжение изгиба 7 2_ М". 0ц КЗ I CJn - ттг . "I. КК гг и напряжение кручения тк кг'/см2= -ът~, "• и М/ К где W-i - модуль сопротивления сечения оси коромысла изгибу, еж3; Л/к - модуль сопротивления сечения оси коромысла кручению, см3. Сложное напряжение в валике коромысла от изгиба и кручения по формуле Сен-Венана равно Г /'-----То"--9~1 окг/си€2 = ац 0,35+0,65 ]/ 1 +(-) . L г >• °u' J У исполненных двигателей максимальное значение о равно 500--1000 кг/ел.2. Максимальное скалывающее напряжение по третьей теории прочности равна кг'/см* = - У исполненных конструкций ттах составляет 300-700 кг/см2. Ударник рассчитывается на максимальную силу Рк (в момент открытия выхлопного клапана) по формуле Герца: о кг'[см? = 0,3881/^^-, (87) где Е - модуль упругости в кг/см2] JR - радиус шаровой поверхности ударника в см. У современных двигателей а достигает 15000-45000 кг/см2. Кулачковый валик При расчете кулачковый валик мысленно разреза ют плоскостями, перпендикулярными его оси и проходящими через середины опор. Расчет на прочность ведут для каждого из этих участков в отдельности, предполагая, что через 495 каждый из этих участков передается тот же крутящий момент, что и в неразрезанном валике. Приложим к оси кулачкового валика две противоположно направленные силы, равные и параллельные силе S, действующей нормально к профилю кулачка (фиг. 505). Из этого построения очевидно, что на кулачковый валик действуют: а) сила S, проходящая через ось кулачкового в а лика, и б) крутящий момент, равный На конечные сечения каждого участка валика, кроме сил и крутящих моментов от кулачков, находящихся на этом участке, действуют крутящие моменты --'Л/яр и Е"Л/КР от соседних участков валика. Фиг. 505. К расчету кулачкового валика. Расчет кулачкового валика ведут следующим образом. Для каждого участка валика между двумя соседними опорами определяют по углу поворота (3 все действующие на него силы и концевые крутящие моменты. При расчете силы считают сосредоточенными в средних плоскостях кулачков. Далее определяют сечение и угол (3, для которых значения изгибающего момента Ми и скручивающего Мкх максимальные. Напряжения от этих моментов будут: / 2 М" сц кг/еж2 = ^; ск кг/см? - где Wu - модуль сопротивления расчетного сечения кулачкового валика на изгиб: WK - то же на кручение: "те1""" -16 d ' где d и 8 - наружный и внутренний диаметры кулачкового валика, см. Сложное напряжение по формуле Сен-Венана равно г /-T^Tvi а кг/см2 = аи 0,35 + 0,65 1/ 1 + \-^-\ . У исполненных двигателей максимальное значение о равно 500-1700 кг/см2. Максимальное скалывающее напряжение по третьей теории прочности равно т кг/ел2 = -^ 496 У исполненных двигателей максимальное значение т достигает 300 800 кг/см2, Стрела прогиба под действием нагрузки $ (фиг. 505) равна где / - экваториальный момент инерции расчетного сечения валика: Е -модуль упругости первого рода, кг/см2', I - расстояние между опорами валика, см', 13 - расстояние задней опоры (под задней опорой подразумевается опора, ближайшая к распределительной шестерне) от плоскости действия силы 1п - то же для передней опоры, см. Стрела прогиба не должна превышать 0,02-0,05 мм, хотя у некоторых двигателей у достигает 0,25 мм. Промежуточная передача Валики промежуточной передачи к распределению рассчитывают по максимальному крутящему моменту -Мкртах на кулачковом валике, определяемый суммированием усилий привода отдельных клапанов в функции угла поворота кулачкового валика (3. Если коническая шестерня кулачкового валика имеет z зубьев, а шестерня наклонного валика - z2, то максимальный крутящий момент, действующий на наклонный валик, равен М' - М Zl -L'J- кр max - •LU кр max ~r~' Напряжение кручения в наклонном валике равно "Ч. -^К ТКр КЗ/СМ'1 = -- у,/- " *•- (tm) кр где WKp - минимальный модуль сопротивления наклонного валика кручению, равный где d и 8 - наружный и внутренний диаметры наклонного валика в опасном сечении, см. Напряжения, возникающие в наклонных валиках от крутильных колебаний в результате периодического изменения крутящего момента, учитывают лишь тем, что выполняют наклонные валики с большим запасом прочности, допуская для ткр значение ткр = 300-1200 кг/см2. Расчет конических шестерен промежуточной передачи изложен в части второй настоящего курса. где шт - масса толкателя; / - ускорение толкателя. Для определения силы инерции тяги массу тяги ML делят на две равные части, одну из которых относят к точке А толкателя (фиг. 506), а другую - к точке В коромысла. Орлов-1071-32 497 Фиг. 506. К расчету клапанного механизма звездообразного двигателя. Сила инерции части, отнесенной к точке А, равна P/L = ~2~- }TX> где mL- масса тяги. Центробежная сила инерции части, отнесенной к точке В, равна Р'. - ^ --- IT/?!. -- --" _ jLn dt где - ,- - угловая скорость коромысла; г - длина плеча коромысла со стороны тяги. Тангенциальная сила инерции части, отнесенной к точке А рычага, равна }i ~ 2 dt* ' d*i где _ -L - угловое ускорение рычага клапана. Miv = - !Р -^ " где 1р - массовый момент инерции коромысла относительно оси О. Ввиду незначительности центробежных сил инерции рычага обычно ими пренебрегают. Сила инерции массы ?пк комплекта клапана (вместе с половиной массы пружин) равна -L ]'к =:= tfl-к )кх> где ]кх - ускорение клапана. Между отдельными звеньями клапанного механизма действуют следующие силы: 8г = S sin 7; (р) 82 = S cos 7; (q) Q2 = S2 + PjT; . (г) (U) где Р' - сила пружин, действующих на тягу; г - длина плеча коромысла со стороны тяги; , гк - длина плеча коромысла со стороны клапана; YJ - угол между осями толкателя и тяги (пространственный); Y.L - угол между осями тяги и осью плеча г коромысла (пространствен- ный). Остальные обозначения указаны на фиг. 506. Сила Р'т, действующая на коромысло перпендикулярно оси плеча г в плоскости качания коромысла, равна , (v) где Yr - угол между осью тяги и плоскостью качания коромысла. 499 Сила Рк, действующая на клапан, найдется из уравнения моментов относительно оси качания коромысла О. Обозначая Р'к - нормальную к плечу TK составляющую силы Рк, получаем PL г + M ip п гк = РК гк sin где YK - угол между осями клапана и плеча гк коромысла. Подставляя в это уравнение значение Р'ь из уравнения (v) и получаем IK •Р,--=?Р"Р - Р,К -ЬРКЗ, Г Sin 1L COS fL + Afy,,) = ^ Pnp - P/'is + Ркг • Фиг. 507. К определению нагрузки на ось коромысла. Фиг. 508. К расчету сфе-рической головки тяги. Опорная реакция, действующая на ось качания коромысла, определится из параллелограма сил (фиг. 507). L cos TL + Р" ~2PL cos TL V* cos (Tp + TK - Момент силы S' относительно оси вращения кулачка равен Приведенная к клапану результирующая сил инерции -клапанного механизма и силы пружин на тяге равна ч '' + M/p + (х) Определение сил, действующих в клапанном механизме, упрощается, если положить Y! = TL = щение допустимо. Тогда многих случаях это упро- (p') (q') Q =S2+ Рут; PL = Q + P/LP-P;P; (PL Г + M,p) -^ = 2 Pnp - P/K + .!" PO-=P,.+PL; (f) K) (V) K) к P/ = (P/L + P/ + + P >K Напряжение в оси ролика толкателя определяется по формулам (!') - (!"") по максимальной силе б1. Напряжение смятия на профиле кулачка определяется по формулам Герца (84) - (86) по максимальной силе S. Сочленение тяги с толкателем (фиг. 508) рассчитывается по формуле Герца на силу Q : 3= 0,388 Сочленение тяги с коромыслом рассчитывается на силу PL по формуле (88). У исполненных двигателей напряжение по Герцу достигает 4500 - 12000 кг/ см2. Тягу рассчитывают на продольный изгиб по формуле Эйлера: Р. •кр EI L2' где Е - модуль упругости материала тяги в кг/ см2; I - момент инерции поперечного сечения тяги в см*; L - длина тяги в см. Запас прочности Л L где О - максимальная сила, сжимающая тягу. Л _A T. л^ ' г Фиг. 509. К расчету оси ролика У исполненных моторов YJ колеблется в пре- коромысла. делах 2 ч- 4. Заплечики тяги рассчитываются на смятие силой Q. У исполненных моторов напряжение смятия на заплечиках тяг составляет 1000-1500 кг/см2. Коромысло рассчитывают .на максимальные силы Рк и PL по уравнениям (k) и (k7), заменяя в этих уравнениях S через PL. Ось коромысла (фиг. 509) рассчитывают на максимальную силу опорной реакции Р0 по следующим формулам: на изгиб на срез т кг/см- - ~р, где F - расчетная площадь сечения оси на срез в еж2; Wu - модуль сопротивления сечения оси на изгиб в сл"3. Ролик коромысла рассчитывают на максимальную силу Рк по Герцу [формула (85)]. Напряжение по Герцу у роликов исполненных двигателей составляет 10 000-15 000 кг/см2. 501 V. ШАТУНЫ ШАТУНЫ V-ОБРАЗНЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ Шатун соединяет поршень и кривошип коленчатого вала и передает давление газов коленчатому валу, приводя последний во вращение. В шатуне различают поршневую головку, кривошипную (мотылевую) головку и стержень, соединяющий обе головки. Поршневая головка почти всегда делается целой. Кривошипная головка может быть целой или разъемной. Стержень шатуна делается трубчатым или двутаврового сечения (фиг. 510). Шатун "сжимается силой газов во время вспышки хода расширения и сжатия. В конце хода выхлопа и в начале хода всасывания шатун растягивается силами инерции; на верхнюю головку шатуна действуют силы инерции комплекта поршня, на нижнюю-те же силы и силы инерции шатуна. В плоскости движения на шатун действуют силы инерции, изгибающие стержень шатуна. Шатуны принадлежат к числу наиболее ответственных деталей двигателя. Они изготовляются из сталей ХНВ, ХНВЦ, 7320 (табл. 9 и И) и др. Расстояние между осями поршневой и кри- . ".п " " вошипной головок называется длиной шатуна и Фиг. 510- Сечение стержней л т ^ J шатунов. обозначается L. Отношение длины шатуна к ра- диусу кривошипа L/E (представляет собой важную конструктивную характеристику двигателя. Выбор отношения L/R определяется следующими соображениями. Чем меньше величина L/й, тем больше боковое давление N поршня на стенки цилиндра. В интересах уменьшения этой силы выгодно увеличивать L/E. Однако с возрастанием L/E увеличивается габарит и вес двигателя. На практике отношение L/E стремятся максимально снизить. Наименьший размер его определяется условием размещения юбок соседних цилиндров. Чем меньше угол между осями цилиндров, тем на большее расстояние приходится относить их от центра двигателя и тем большую длину приходится придавать шатуну (см. фиг. 636). По этой причине у звездообразных двигателей с 7 или 9 цилиндрами с углом между цилиндрами соответственно 51°25'43" и 40° отношение L/E, обычно больше, чем, например, у V-образных двигателей с углом между цилиндрами 60°. С другой стороны, длина шатуна определяется проходимостью шатуна по отношению к стенкам цилиндров при движении шатуна. Рассчетными являются положение шатуна в ВМТ, когда головка шатуна наиболее близка к юбке цилиндра, и положение максимального отклонения шатуна от оси цилиндра. Проходимость шатуна определяют на первоначальных эскизных набросках двигателя ури помощи прозрачной бумаги с нанесенным на ней контуром шатуна. Центр поршневой головки шатуна при этом заставляют перемещаться по оси цилиндра, а центр кривошипной головки - по окружности, описанной радиусом Е кривошипа, и наблюдают, не пересекаются ли контуры шатуна со стенками цилиндра. При этом следует учитывать кривизну цилиндра и ширину тела шатуна, различную по его длине. В опасных точках следует производить поперечные сечения (фиг. 511) для выяснения действительной величины сближения шатуна и стенок цилиндра. 502 Фиг. 511. К определению проходимости шатуна. Для уменьшения длины шатуна иногда прибегают к укорочению юбкк гильзы, настолько, что в liMT поршень выступает из гильзы на 10-15 мм. Иногда в юбке гильзы в плоскости качания шатуна делаются диаметрально противоположные вырезы (ср. фиг. 218, 241 и 242) для прохода стержня шатуна. У исполненных авиационных двигателей отношение L/E колеблется в пределах 3,1 -f- 4,5- Нижние пределы относятся к 12-цилиндровым V-образным и однорядным двигателям, а верхние - к звездообразным девятицилиндровым двигателям. В поршневую головку шатуна запрес-чсовывают бронзовую 'или (реже) чугунную втулку. В некоторых конструкциях втулка делается плавающей. Так например, у мотора BMW VI в поршневой головке шатуна установлена чугунная, у мотора Роллс-Ройс "Мерлин" -бронзовая плавающие втулки. Толщина стенок поршневой головки составляет 0,08-0,12 d (d - диаметр поршневого пальца). Толщина стенок втулки обычно 0,05-0,08 d. Поверхность центральной части головки,'переходящая в стержень шатуна, фрезеруется, Выступающие по обе стороны стержня ; части головки обычно обтачиваются; им придается толщина меньшая, чем в центральной части (см. фиг. 524). Втулки, запрессованные в головки, обычно контрятся от провертывания при помощи нарезанных бронзовых штифтов (фиг. 512,а), которые ввертываются до окончательной обработки внутренней поверхности втулки, срезаются заподлицо с поверхностью головки и втулки и контрятся расклепыванием их наружных торцов. Этот способ контрения отличается тем недостатком, что на рабочей поверхности втулки по окружности торца штифта образуется винтовая канавка- результат выхода ниток резьбы на рабочую поверхность втулки. Для устранения этого дефекта, уменьшающего несущую способность втулки, контрящий штифт иногда нарезают лишь на некоторой высоте с таким расчетом, чтобы на рабочую поверхность втулки выходила гладкая часть штифта (фиг. 513). У мотора Райт "Циклон" бронзовая втулка поршневой головки стопорится развальцовкой ее торцов (фиг. 531); эта конструкция устраняет ослабление поршневой головки сверлением под стопорный штифт. 503 5 Фиг. 513. Стопорение втулки поршневой головки шатуна. Фиг. 512. Конструкция поршневой головки шатуна. В последнее время, особенно в американской практике, втулки поршневых головок (и аналогичные подшипниковые втулки небольшого размера) часто изготовляются из ленточной бронзы типа БрОФ 10-1. Бронзовую холоднокатаную ленту толщиной 1-1,5 мм нарезают на отрезки нужной длины, которые Фиг. 514. Узел сочленения шатуна с поршнем двигателя Лоррен-Дитрих. загибают на штампах, придавая им форму замкнутых колец. Изготовленные таким образом втулки запрессовывают в поршневую головку, контрят обычными способами и протягивают калибровальными протяжками или развертывают уплотнительными развертками, после чего растачивают алмазными резцами. Шов втулки удаляют от направления действия сил. Узел сочленения поршневой головки шатуна с поршнем нагружен асимметричными силами: силы, сжимающие шатун, значительно больше растягивающих. Это обстоятельство побудило конструкторов некоторых ранних двигателей выполнять поршневую головку так, как показано на фиг. 514. Верхняя часть головки частично вырезана с обеих сторон, что позволяет увеличить несущие поверхности поршневых бобышек, воспринимающие сжимающие нагрузки. У современных двигателей с плавающими пальцами эта конструкция не применяется. Фрезерование головки по фиг. 514 усложняет производство: под давлением зубьев фрезы головка несколько деформируется, и после фрезерования приходится отделывать начисто внутреннюю поверхность головки; соблюсти же при отделке правильную цилиндрическую форму отверстия при наличии вырезов крайне затруднительно. Поршневая головка шатуна смазывается обычно разбрызгиванием, реже -принудительно. В первом случае в верхней части головки сверлятся одно или два сквозных отверстия, которые обычно зенкуются снаружи (фиг. 512). Во втором случае масло подается из шатунной шейки коленчатого вала через кривошипную головку шатуна по маслопроводу, прикрепленному к стержню шатуна (фиг. 515, а), по полости в теле шатуна (у шатунов трубчатого сечения) или по специальному сверлению в теле шатуна (фиг. 515, б). 504 Фиг. 515. Способы подвода масла к поршневой головке. Принудительная подача масла обеспечивает отвод тепла, возникающего в масляном слое благодаря трению, и во всех отношениях предпочтительнее смазки разбрызгиванием, но применяется пока редко из-за трудности подвода смазки к поршневой головке. Шатун фиксируется в осевом направлении кривошипной головкой на шатунной шейке коленчатого вала, причем ему дается свобода перемещения в осевом направлении в среднем 0,1-0,2 мм и до 0,5 мм. Между торцами поршневой головки шатуна и торцами поршневых бобышек оставляют больший зазор, величина которого определяется, с одной стороны осевым люфтом кривошипной головки шатуна в осевом направлении на шатунной шейке, а'главным, обрар.ом,- величиной максимального смещения шатунов при тепловом расширении картера и коленчатою вала. У рядных двигателей в картере фиксируют передний конец коленчатого вала. При нагревании картера и коленчатого вала в рабочем состоянии задний конец коленчатого вала смещается по отношению к картеру на величину, определяемую уравнением (83) и могущую дос ;игать 1,5--2 мм. На практике, принимая во внимание неточности изготовления и сборки, поршневые головки шатуна выполняют с таким расчетом, чтобы зазор нд каждую сторону головки составлял 2-3 мм. Кривошипная головка рядных двигателей с неразъемным коленчатым валом выполняется разъемной, за редкими исключениями, когда шатун монтируется на роликовом ходу и отверстие головки шатуна имеет столь большой диаметр, что головка свободно одевается на шатунную шейку через колена вала. В головку сажаются с небольшим натягом (<Ь = 0,0003ч- 0,0006) вкладыши, залитые баббитом или свинцовой бронзой (см. далее). Основная задача рациональной конструкции разъемной головки заключается в том, чтобы предупредить изгиб головки и нарушение правильной цилиндрической формы гнезд вкладышей при затяжке крепежных болтов и под действием рабочей нагрузки. При недостаточной или неравномерной жесткости головка под действием знакопеременной нагрузки подвергается периодическим деформациям или, как говорят практики, "дышет". Эти деформации крайне неблагоприятно влияют на > работу шатунного подшипника. Деформации вызывают растрескивание и выкрашивание заливки (баббитовой), нарушают сплошность масляного слоя, вызывают соприкосновение металлических поверхностей вала и подшипника, сопровождающееся возникновением полужидкостного и полусухого трения, повышенным тепловыделением и часто заканчивающееся выплавлением слоя баббитовой заливки, а при заливке свинцовой бронзой - выплавлением наиболее легкоплавкой ее составляющей - свинца, и выходом подшипника из строя. Крышка кривошипной головки обычно крепится к головке на шпильках. (ср. фиг- 524) или болтах (фиг. 523). В последнее время предложен принципиально новый способ крепления коническими штифтами, описанный на стр. 513. Крышка фиксируется относительно головки шатуна болтами (или шпильками) или шипами ("замком"), выполненным в теле головки и крышки. В первом случае отверстия под болты выполняются со строгим допуском, развертываются или протягиваются совместно в головке и крышке, а на болтах делается центрирующий поясок, приходящийся против стыка головки и крышки, плотно входящий в отверстие и работающий на срез под действием сил, стремящихся сдвинуть крышку относительно головки (фиг. 516,а). Аналогичные центрирующие пояски выполняются под головкой болта и у основания нарезки во избежание качки болта в отверстии при затяжке. Диаметр болта на участках между центрирующими поясками делается приблизительно равным внутреннему диаметру резьбы. Болт стопорится от вращения срезом на головке, упирающимся в выфрезерованный в теле шатуна уступ, или усиком на головке (последняя конструкция предпочтительнее, так как предупреждает возможность изгиба болта от нецентрального приложения сил). Гайка болта, как и все внутренние гайки мотора, шплинтуется. Вторая конструкция (замок в стыке крышки и головки) показана на фиг. 516,6. Замок представляет собой шип шириной 3-4 мм, отфрезерованный 505 или отстроганный на поверхности крышки (или головки) и входящий в соответствующий паз в головке (или крышке). Между верхней чаотью шипа и "дном" паза оставляют зазор в 0,1-0,2 мм для обеспечения плотной затяжки стыка :яо площадкам, примыкающим к болтам. Доводка шипа и паза до точного размера, обеспечивающего плотную посадку крышки, представляет известные трудности вследствие прямолинейной формы и небольшой высоты паза. Шип и паз доводят шлифовкой; иногда шип пригоняют под паз вручную по калибрам. В послед- б •Фиг. 516. Фиксация крышки кривошипной головки шатуна: а-болтами, б-замком. Фиг. 516а. Схема фиксации крышки шатуна двигателя Даймлер-Бенц DB-600 Фиг. 517. Шатун двигателя Нэпир "Лайон". нее время шипы на головке и крышке протягивают наружными протяжками. Еще большие трудности представляет пригонка сложного трехступенчатого замка, изображенного на фиг. 517 (ср. также фиг. 208), ныне не применяющегося. 506 Легче обработка замка, изображенного на фиг. 518. Здесь шип образуется обточкой крышки или головки по окружности; паз также протачивается на сопряженной детали. Замок выходит из токарной обработки в законченном виде с необходимыми строгими допусками. Наряду (иногда и одновременно) с фиксацией болтами и шипами применяют фиксацию контрольными штифтами (фиг. 519), которые к тому же облегчают установку крышки шатуна на операциях совместной обработки крышек и шатуна. У шатунов двигателя Даймлер Бенц DB-600 крышка зафиксирована относительно головки мелкими треугольными шлицами (фиг. 516а), протянутыми на стыковых поверхностях крышки и головки наружной протяжкой. У V-образных двигателей применяют два типа сочленения шатунов, работающих на одну шейку коленчатого вала: 1) центральное и 2) прицепное. Центральное сочленение характеризуется тем, что оси мотылевых головок обоих шатунов совпадают с осью шейки коленчатого вала. Конструктивно это осуществляется обычно так: один из шатунов - главный - охватывает Фиг- 518. Замок шатуна двигателя АМ-34. Фиг. 519. Фиксация крышки кривошипной головки шатуна при помощи контрольных штифтов. своей головкой шейку кривошипа, а второй шатун - вспомогательный,- охватывает головку первого (фиг. 522) и совершает относительно нее колебательное движение при вращении кривошипа. Прицепное сочленение характеризуется тем, что главный шатун, охватывающий своей головкой шейку коленчатого вала, снабжед проушиной, к которой подвешена мотылевая головка вспомогательного шатуна, называемого в данном случае прицепным (фиг. 525). Ось мотылевой головки называется пальцем прицепного шатуна. При центральном сочленении кинематика главного и вспомогательного шатунов одинакова. На уравновешенность двигателя это сочленение не влияет, ходы поршня и степень сжатия в цилиндрах обоих рядов одинаковы. Зато конструкция шатунов центрального типа сложна, производство их затруднительно. Подшипники головки вспомогательного шатуна имеют очень малое отношение l/d (0,25-7-0,45), они плохо держат смазку, тем более что характер движения (колебательного) исключает возможность создания устойчивой масляной пленки. Обеспечить нужную жесткость головки трудно. По этим причинам подшипники кривошипной головки центральных шатунов часто подвержены различным дефектам. Прицепное сочленение позволяет придать головкам главного и прицепного шатунов необходимую для правильной работы подшипников жесткость. Отношение l/d у подшипника мотылевой головки прицепного шатуна имеет нор- 507 мальную величину (0,5 ~- 1,5); условия работы подшипников мотылевых головок прицепных шатунов значительно лучше, чем у шатунов с центральным сочленением, хотя движение в них также колебательное. Конструкция шатунов с прицепным сочленением проще, а изготовление легче, чем центральных. В частности при этой конструкции отпадает необходимость двухсторонней заливки головки шатуна антифрикционным сплавом. Кинематика прицепного шатуна и связанного с ним поршня, однако, отличается от кинематики главного шатунно-поршневого механизма, в результате чего уравновешенность двигателя несколько страдает. Прицепной шатун короч;1 главного на 30-35%, вследствие чего увеличивается давление на стенки цилиндров с прицепными шатунами. Ось прицепного шатуна не пересекает оси шатунной шейки (за исключением двух моментов, вблизи ВМТ и НМТ, когда ось шатуна проходит через центр шатунной шейки); по этой причине Фиг. 520. Шатуны с центральным сочленением двигателя "Либерти". силы, передаваемые прицепным шатуном, создают известный момент относительно оси шатунной шейки, вызывая изгиб главного шатуна и дополнительно нагружая поршень и .стенки цилиндров с главными шатунами. Для уменьшения давлений на стенки цилиндра прицепные шатуны у V-об-разных двигателей всегда располагают так, что они предшествуют главным шатунам по ходу коленчатого вала. Равенство степеней сжатия в цилиндрах с главными и прицепными шатунами может быть достигнуто при вполне определенных геометрических параметрах прицепного сочленения (см. книгу первую, стр. 40 и ел.). Ход поршня с прицепным шатуном обычно получается больше хода поршня с главным шатуном, вследствие чего рабочий объем (и мощность) цилиндров с прицепными шатунами несколько больше, чем у цилиндров с центральным сочленением шатунов. Центральное сочленение в авиационном моторостроении прошло ряд этапов. Встречавшаяся на заре авиации и до сих пор встречающаяся на автомобильных двигателях разновидность центрального сочленения, состоящая в т ом, что шатуны цилиндров соседних рядов смещены друг относительно друга и работают каждый независимо от другого по одной шейке коленчатого вала (ср- фиг. 7).7 в авиамоторостроении теперь не применяется, так как высокие нагрузки на 308 шатунные подшипники требуют максимально возможного увеличения несущих поверхностей. По этой же причине отпала применявшаяся на ранних авиационных двигателях конструкция центрального сочленения, при которой шатуны одного ряда делаются вильчатыми; в вилке этих шатунов расположены головки шатунов другого ряда; те и другие работают по шатунной шейке коленчатого вала независимо друг от друга (фиг. 5 и 6). Не привился и испробованный на одном из ранних авиационных двигателей (Гном-Рон) тип центрального сочленения, в котором головки вспомогательных шатунов имеют форму отрезков кольца и скользят по цилиндрической окружности головки главного шатуна, удерживаемые на ней внешними кольцами (фиг. 12). В настоящее время применяется исключительно конструкция, при которой один из шатунов -главный -охватывает шейку коленчатого в'ала, а другой- вспомогательный - головку главного шатуна. Фиг. 521. Шатуны с центральным сочленением двигателя Испано-Сюиза 8Ь. На фиг. 520 изображена одна из ранних конструкций такого центрального сочленения - шатуны мотора "Либерти" (М-5). Главный шатун этого мотора имеет стержень двутаврового сечения, который у кривошипной головки переходит в вилку; оба разветвления вилки заканчиваются полукольцами, к которым крепится состоящий из двух половин бронзовый вкладыш. Вкладыш сажается на развилину двумя выточенными на его поверхности кольцевыми пазами и притягивается, к шатуну двумя отъемными скобками в виде полуколец, охватывающими кольцевые пазы вкладыша. Скобы крепятся к развилине шатуна двумя болтами каждая. Кольцевые пазы фиксируют вкладыш в осевом направлении и придают развилине необходимую жесткость, препятствуя ее концам раздвигаться под действием сжимающих шатун нагрузок. Вкладыш застопорен от вращения двумя штифтами, расположенными в нижних точках скоб. Наружную поверхность вкладыша охватывает разъемная головка вспомогательного (внутреннего) шатуна, входящая в вилку главного шатуна. Вилке приданы размеры, допускающие угловое перемещение вспомогательного шатуна относительно главного (вильчатого) в пределах, требуемых кинематикой кривошипно-шатунного механизма. 503 Желая избежать применения отъемного бронзового вкладыша, фирма Испано-Сюиза в своем моторе Испано 8Ь (М-6) применила иной тип центрального сочленения. Главный шатун этого мотора (фиг. 521, а) имеет круглый стержень, переходящий в разъемную кривошипную головку, кругом залитую баббитом, за исключением, расположенного в плоскости стержня центрального пояса на наружной поверхности, используемого для расположения бобышек и шпилек, крепящих крышку головки. Залитые баббитом наружные поверхности головки охватываются головкой вспомогательного вильчатого шатуна (фиг. 521, в). Два полукольца, составляющие крышку нижней головки вильчатого шатуна, объединены в одно целое перемычкой, придающей вилке известную жесткость и не позволяющей вилке раздвигаться под действием сжимающих шатун сил. Крышка вильчатого шатуна крепится к головке шатуна на четырех болтах. Фиг. 522. Шатуны с центральным сочленением двигателя Роллс-Ройс "Кестрель". Конструкцию эту нельзя признать удачной. Соединение головки главного шатуна со стержнем недостаточно жестко. Заливка баббитом неотъемной части головки главного шатуна с двух сторон затруднительна. Условия смазки подшипника вспомогательного шатуна крайне тяжелые. Создать жидкостную пленку на опорной поверхности этого подшипника, представляющей собой два узкие кольца, сl/d ?^0,26, весьма затруднительно вследствие облегченного вытекания масла с торцов подшипника. Жесткость головки вспомогательного шатуна, несмотря на наличие перемычки, недостаточна. Этот узел мог сносно работать лишь при небольших нагрузках и малой скорости вращения, характерных для ранних авиационных двигателей. Современная практика конструирования шатунов центрального сочленения придерживается схемы "Либерти", сильно видоизмененной с целью увеличения жесткости головки шатуна. Одним из лучших образчиков центрального сочленения современной конструкции является конструкция шатунов Роллс-Ройс, 5Ю применяющаяся с очень небольшими видоизменениями на всех последних двигателях этой фирмы, начиная с двигателя "Кондор" (1919 г.) и кончая мотором "Мерлин" выпуска 1937 г. На фиг. 522 изображены шатуны двигателя "Кестрель". Главная конструк. тивная особенность этих шатунов состоит в применении отъемной головки. Стержень главного шатуна таврового сечения (фиг. 522,а) переходит в четыре лапы, к которым притягивается четырьмя болтами головка. Последняя состоит-из двух массивных полуколец, снабженных каждое четырьмя бобышками. Рас- Фиг. 523. Шатуны двигателя AM-ЗА с центральным сочленением. положенные на верхнем полукольце торцы этих бобышек притягиваются" к стержню шатуна. Внутренняя поверхность головки и пояс ее наружной поверхности, заключенный между бобышками крепежных болтов, залиты свинцовой бронзой. Наружную поверхность головки охватывает вспомогательный (внутренний) шатун с разъемной головкой (фиг. 522, б). Поршневые головки шатунов смазываются разбрызгиванием. Втулка поршневой головки плавающая. В позднейших конструкциях шатунов Роллс-Ройс смазка подводится к поршневым головкам по стальным волнообразно изогнутым трубкам, прикрепленным скобками к стержню шатуна, по схеме фиг. 515, а. Крайние точки "волн" оперты о полки шатунов; это расположение разгружает трубку от сил инерции, действующих в плоскости движения шатуна [заметим, . . 511 что этого же результата можно достичь более простыми конструктивными средствами, не прибегая к изгибу трубки (ср., например, конструкцию подвода масла к верхней головке главного шатуна Испано-Сюиза 12 Ydrs, фиг. 525)]. На фиг. 523 изображены шатуны двигателя АМ-34 с центральным сочленением, отличающиеся от шатунов двигателя Роллс-Ройс лишь косым расположением стыка кривошипной головки внутреннего шатуна (вызванным условием проходимости шатуна в картере). На фиг. 524 изображены шатуны двигателя Кертис "Конкверор" с прицепным сочленением. Стержень главного шатуна двутаврового сечения переходит в массивную головку, плоскость разъема которой расположена под углом около 50° к оси стержня. Головка снабжена проушиной для крепления прицепного шатуна. Отверстие для пальца прицепного шатуна выполнено в жестком Фиг. 524. Шатуны с прицепным сочленением двигателя Кертис "Конкверор". ребре, прочно связанном со стержнем главного шатуна тавровой полкой. Палец прицепного шатуна крепится в проушине при помощи конического болта, входящего в полукруглую лунку, прошлифованную по оси симметрии пальца. При затяжке болт плотно прижимает палец к окружности проушины, в то же время фиксируя его в осевом направлении. Прицепной шатун таврового сечения имеет на нижнем конце вилку с проушинами, в которые запрессованы бронзовые втулки, работающие на консольных концах пальца. Нижняя крышка головки главного шатуна крепится к головке двумя шпильками, завертываемыми в тело головки и застопоренными двумя завернутыми сбоку штифтами. Для увеличения жесткости крышка снабжена двумя полукольцевыми ребрами. В головке главного шатуна устанавливаются стальные вкладыши, залитые свинцовой бронзой. Вкладыши крепятся в корпусе головки и в крышке четырьмя медными заклепками каждый; внутренние головки заклепок выполнены впотай и несколько утоплены по отношению к рабочей поверхности вкладышей; наружные полусферические головки заклепок выступают из тела шатуна. Смазка к пальцу прицепного шатуна подводится через сверление в верхнем вкладыше и в корпусе головки главного шатуна в желобок, расположенный 572 на поверхности проушины, из которого масло по двум медным трубочкам, завальцованным в пальце прицепного шатуна, подается на рабочие поверхности пальца. Конструкция этого шатуна, в свое время сделавшая эпоху в развитии шатунных механизмов, не свободна от существенных недостатков. К ним следует прежде всего причислить крепление пальца прицепного шатуна в проушине главного шатуна. Концы пальца, консольно выступающие из проушины, подвергаются овализации под действием сил вспышки. Разделение подшипника нижнего конца прицепного шатуна на два узких подшипника грешит против а о в Фиг. 525. Шатуны с прицепным сочленением двигателя Испано-Сюиза правил смазочной техники, указывающих преимущество подшипников с достаточно большим отношением длины к диаметру. Вилка прицепного шатуна, будучи свободно оперта на пальце, имеет тенденцию раздвигаться под сжимающей шатун силой. Этих недостатков можно избегнуть креплением поршневого пальца не в центральной, а в вильчатой проушине, в прорез которой входит прицепной шатун [как сделано, например, в описанной ниже конструкции шатуна Испано-Сюиза 12Ydrs (см. фиг. 52э)]. Нельзя признать удачным и способ фиксации пальца в проушине главного шатуна при помощи конического болта, вызывающий деформацию пальца и одностороннее прижатие пальца к окружности проушины при затяжке конуса. Крепление вкладыша главного шатуна заклепками весьма затрудняет смену вкладышей. На фиг. 525 изображена современная конструкция прицепного сочленения (мотор Испано-Сюиза 12Ydrs), отличающаяся интересными конструктивными особенностями. Шатуны изготовлены из стали типа ХНВЦ. Стержень главного шатуна имеет двутавровое сечение. Плоскость разъема головки главного шатуна расположена под углом около 60° к оси стержня. Рядом с плоскостью разъема с каждой стороны головки отфрезеровано по пять шипов (фиг. 525, сечение а- а), в промежутки между которыми. входят шипы крышки головки, по четыре с каждой стороны, переходящие в четыре высокие полукольцевые ребра-. Сквозь шипы просверлены отверстия, развернутые на конус. В эти Орлов-1071-33 513 отверстия плотно сажают два конических штифта из стали 7320 (ЭН-84), соединяющие крышку с головкой. От сдвига в осевом направлении крышка зафиксирована плотной пригонкой двух ее шипов в пазах между шипами головки. Угол конусности штифтов весьма мал (1°20' на диаметре). Вследствие этого при посадке штифтов на место легко развить огромные силы, которые могут разорвать шипы или во всяком случае создать в них нежелательные высокие напряжения. Поэтому штифты загоняются в сверления шипов с вполне определенной силой, которая устанавливается опытным путем при помощи тарированного удара (падением груза 2,6 кг с высоты 230 и - второй раз - Фиг. 526. Шатуны двигателя АМ-34 с прицепным сочленением. 300 мм). При предварительной сборке измеряют глубину, на которую погружаются штифты в отверстие под тарированным ударом, затем подбирают штифты к отверстиям с таким расчетом, чтобы штифты при плотной посадке от руки выступали над плоскостью торца головки ровно на замеренную величину, после чего их загоняют ручным инструментом заподлицо с плоскостью головки. Под действием сил, растягивающих шатун, штифты работают на срез и на изгиб одновременно в нескольких сечениях, что позволяет придать штифтам малый диаметр. Подобная конструкция позволяет уменьшить вес и габарит головки шатуна, но сложна в производстве и в монтаже. То обстоятельство,. что штифты работают не на чистый срез, а на срез с изгибом, представляет определенный недостаток конструкции. Устранение этого недостатка потребовало бы, однако, точной пригонки смежных плоскостей шипов, в результате-чего стоимость производства шатунов, и без того очень высокая, возросла бы еще больше. Прицепной шатун имеет трубчатый стержень. Палец прицепного шатуна, крепится в двух проушинах, отфрезерованных в головке, а центральная часть пальца опирается на ребро, отфрезерованное в средней части головки, разгружающее палец от изгиба. В нижней головке прицепного шатуна профрезерован вырез под это ребро (фиг. 52"э.би в) на дуге, допускающей угловое перемещение прицепного шатуна в нужных пределах. Через это ребро в палец подается мэсдо из головки шатуна и черев полый стержень шатуна поступает в верхнюю головку шатуна. В верхнюю головку главного шатуна масло подается по стальной трубке, завальцованной с обеих сторон в головках шатуна и прикрепленной к стержню двумя скобками. В верхние головки главного и прицепного шатунов впрессованы бронзовые втулки. На верхней стороне втулок, ца участке, совпадающем с расточкой в корпусе головки, просверлены отверстия, через которые масло, смазывающее поршневой палец, попадает на днище поршня, охлаждая его. Фиг. 527. Шатуны с прицепным сочленением двигателя BMW VI. В кривошипную головку шатуна устанавливаются тонкостенные стальные вкладыши с баббитовой заливкой, фиксируемые в осевом направлении штифтами. На фиг. 526 изображены шатуны двигателя АМ-34 позднейшей модификации, с прицепным сочленением. В качестве примера шатуна с неразъемной головкой кратко опишем шатун двигателя BMW VI, монтированный на роликовом подшипнике (фиг. 527). Сочленение шатунов BMW VI прицепное. Стержень главного шатуна имеет двутавровое сечение и выполнен за одно целое с кривошипной головкой, которая благодаря большому диаметру и малой ширине легко продевается через щеки коленчатого вала. Порядок монтажа этих шатунов на коленчатом валу следующий. Надев главный шатун, собранный с прицепным шатуном, на шатунную шейку, между головкой и шатунной шейкой коленчатого вала вводят закаленные ролики, диаметром около 7 мм, работающие непосредственно по цементованным поверхностям головки шатуна и шатунной шейки. После монтажа роликов 575 устанавливают сепаратор, представляющий собой бронзовое кольцо с гнездами для роликов, разрезанное на четыре полукольца по двум взаимно перпендикулярными плоскостям симметрии. Сначала два полукольца сепаратора заводятся попарно с каждой стороны шатуна, стягиваются болтами, расположенными в перемычках между гнездами роликов, повертываются вместе с роликами в плоскости качания шатуна на 180°, после чего таким же порядком собираются остальные два полукольца. По образующим полукольца соединяются четырьмя накладками, нагруженными довольно значительными центробежными силами, обязанными вращению шатунной шейки вокруг оси коленчатого вала и собственному вращению сепаратора вокруг оси шатунной шайки с числом оборотов примерно в два раза меньшим числа оборотов колен. Сепаратор центрируется в отверстии головки шатуна наружной цилиндрической поверхностью перемычек и фиксируется в осевом направлении буртиками. Прицепной шатун имеет стержень двутаврового сечения, переходящий в вилку с двумя глухими проушинами, в которых при помощи двух шайб и стяжного болта неподвижно крепится поршневой палец, монтированный на роликах в проушине главного шатуна. Втулки поршневых головок главного и прицепного шатунов - плавающие, изготовлены из чугуна и смазываются разбрызгиванием. Монтаж шатунов на роликовом ходу нельзя признать целесообразным. Эта конструкция увеличивает вес вращательно движущихся масс и, следовательно, нагрузки на шейки коленчатого вала; ролики работают в тяжелых условиях, будучи подвергнуты не только нагрузкам от газовых и инерционных сил шатунно-поршневой группы, но и нагрузке от сил инерции, обязанной сложному движению роликов вокруг оси коленчатого вала и его шатунной шейки. Гораздо рациональнее монтаж на подшипниках качения коренных шеек коленчатого вала (см., например, фиг. 585), не вызывающий описанных усложнений! Впрочем монтаж главных шатунов на роликовом ходу повторяется в новейшем моторе Даймлер-Бенц DB-600 (см. фиг. 32). ШАТУНЫ W-ОБРАЗНЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ У W-образных двигателях применяется исключительно прицепное сочленение. На фиг. 517 изображен шатун раннего типа двигателя Нэпир "Лайон", а на фиг. 528 шатун W-образного двигателя Изотта-Фраскини "Ассо" 1000 л. с. выпуска 1929 г. Конструкция этого шатуна заметно отстала от современной практики конструирования шатунов. Стержень двутаврового сечения переходит в верхнюю половину головки с двумя вильчатыми проушинами, в которых крепятся пальцы прицепных шатунов. Крышка головки крепится на 6 шпильках, завернутых в тело верхней половины головки шатуна и застопоренных в ней поперечными штифтами. Крышка головки фиксируется относительно верхней половины головки двумя шипами, которые в противоположность обычной конструкции вынесены в стороны от отверстия головки. Крышка шатуна в этой конструкции обладает малой жесткостью. Вильчатые проушины крепления прицепных шатунов плохо связаны с корпусом головки и со стержнем шатуна. ШАТУНЫ ЗВЕЗДООБРАЗНЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ У 9-цилиндровых и 14-цилиндровых звездообразных двигателей с углом между цилиндрами соответственно 40° и 51°25'43/!Г цилиндры по условиям габарита приходится относить дальше от оси цилиндров, чем у рядных V-об-разных двигателей с углом между цилиндрами 60°, не говоря уже об однорядных двигателях (ср. фиг. 636). Это заставляет увеличивать длину шатуна. У 9-цилиндровых звездообразных двигателей отношение длины шатуна к радиусу 576 ! кривошипа L/Б, составляет в среднем 3,8-4,5, а у 14-цилиндровых 3,3-3,8 (средняя величина L/E у V-образных двигателей 3,1-3,2). Главные шатуны звездообразных двигателей нагружены, помимо сил вспышки и сил инерции шатунно-поршневой группы своего цилиндра, еще реакцией от сил, передаваемых прицепными шатунами. Это заставляет выполнять головку и стержень главного шатуна весьма массивными. Фиг. 528. Шатуны W-образного двигателя Изотта-Фраскини. Шатуны звездообразных моторов в настоящее время всегда делаются с прицепным сочленением. Главные шатуны звездообразных моторов разделяются на два класса: 1) с разъемнойи2)с неразъемной головкой. В ранних звездообразных моторах конструкторы отчасти из слепого подражания практике рядных моторов, отчасти из-за неуменья делать разъемные валы, часто применяли разъемные шатуны- Однако недостатки шатунов с разъемной головкой скоро дали себя знать. В разъемной головке приходится или разносить стяжные болты в стороны от оси шатуна, чтобы освободить место для пальцев прицепных шатунов (ср. фиг. 536), или врезаться в тело пальцев (ср. $иг. 539), уменьшая прочность последних. Головка получается или чрезмерно тяжелой или недостаточно жесткой- Если эти затруднения еще можно обойти у пятиконечных и семиконечных звезд, то у шатунов девятицилиндровых моторов вследствие стесненности габаритов эти затруднения чрезвычайно велики. Задача усложняется еще тем, что силы инерции шатунно-поршневой группы, действующие на стяжные болты шатунов, у звездообразных двигателей несравненно больше, чем у рядных. Эти недостатки заставили моторостроителей взяться за разработку конструкции разъемных валов. Вскоре эта задача была удачно разрешена по крайней мере двумя или тремя способами, и с этого времени наметился решительный переход на неразъемные шатуны. Лишь в последнее время с появлением 517 двухрядных 14-цилиндровых звезд наметился возврат к разъемным шатунам. Конструкция разъемных шатунов сейчас решается гораздо осмысленнее, чем раньше. Однако на многих мощных двухрядных звездах с' успехом применяются и разъемные коленчатые валы с целыми шатунами. Стержни главных шатунов звездообразных моторов делаются всегда двутаврового сечения, которое допускает более жесткое соединение стержня с головкой. Головка главного шатуна снабжается двумя массивными щеками, в которых монтируются пальцы прицепных шатунов. Прицепные шатуны делаются по большей части также с двутавровым стержнем, реже с трубчатым. Принципиально возможны следующие схемы сочленения прицепных шатунов: 1) палец прицепного шатуна закреплен наглухо в щеках главного шатуна, головка прицепного шатуна свободно проворачивается на пальце; 2) палец закреплен наглухо в головке прицепного шатуна и свободно проворачивается в щеках главного шатуна; 3) палец плавающий. В ранних звездообразных моторах применялись все эти три схемы; в настоящее время применяется только схема первая. Способы крепления пальца в щеках главного шатуна отличаются большим разнообразием. Основная задача конструкции крепления состоит в том, чтобы предупредить фрикционную коррозию и разбивание опорных поверхностей в отверстиях щек под действием многократно повторенной знакопеременной нагрузки. Напряжения смятия на посадочных поясах должны быть во всяком случае ниже предела усталости на смятие. Однако соблюдение этого правила не всегда обеспечивает удовлетворительную работу узла. Если между посадочным поясом и отверстием имеется хотя*бы минимальный зазор или если щеки недостаточно жестки и "дышат" под1 действием ударной нагрузки, то на опорных поверхностях развивается коррозия, наклеп и вбзникает перегрев, выводящий шатун из строя. Радикальным выходом из положения явилась бы затяжка обеих посадочных поверхностей, например на конусах. Однако по условиям сборки натяг возможно осуществить лишь на одной из этих поверхностей (как например, сделано на моторах Бристоль "Юпитер" и "Меркур\ фиг. 529, б). Это несомненно улучшает положение, но не решает все же задачу полностью. Наиболее часто применяется следующий выход: палец вводят в отверстие щек с большим натягом (в среднем ф = 0,001). Во избежание задира посадочных ^поверхностей при вводе пальца в отверстия, последние делают разного диаметра, а палец делают ступенчатым, как 'на фиг. 532. Опорную поверхность под пальцы в щеках шатуна в последнее время хромируют для предупреждения задиров, коррозии и наклепа. В конструкции пальцев предусматривают средства для извлечения пальца при помощи специальных съемников. Диаметр пальцев обычно (0,15ч-0,2)'].). Длина рабочей части (0,22-4-0,27) 1). Подшипники кривошипных головок неразъемных шатунов представляют собой втулки, чаще всего стальные, залитые по рабочей поверхности баббитом или свинцовой бронзой. Втулки запрессовываются в головку шатуна с натягом <Ь =0,001-0,0012 н стопорятся при помощи нарезных штифтов (фиг. 534), развальцовки (фиг. 531) и т. д. Поверхность отверстия в кривошипной головке перед запрессовкой втулки в последнее время хромируют (во избежание задиров при запрессовке и перепрессовке втулок) и хонингуют. Неразъемные шатуны. На фиг. 529 изображены главный и прицепной шатуны 9-цилиндрового звездообразного мотора Бристоль "Меркур" VIII. Двутавровый стержень шатуна, расширяясь по направлению от поршневой головки, переходит в кривошипную головку с двумя массивными щеками, в которых расточены отверстия под пальцы прицепных шатунов. Одно из отверстий, расположенное к задку мотора, цилиндрическое, а другой -- коническое с конусностью около 1 : 6,5. В отверстия вводится палец (фиг. 530). Диаметр 518 рабочей части пальца 26,4 мм. Цилиндрический посадочный пояс пальца приподнят на несколько сотых над рабочей поверхностью во избежание задира последней при вводе пальца в отверстие. Противоположный конец пальца конический и затягивается при помощи болта, головка которого опирается Фпг. 529- Шатунный механизм двигателя Бристоль "Меркур" VIII. о. - главный шатун; б - прицепной шатун. на перегородку в теле пальца (фиг. 529, б). Гайка болта упирается в массивную фигурную шайбу, общую для всех болтов. Шайба используется одновременно для улавливания масла, вытекающего из шатунного подшипника, и подвода масла во внутреннюю полость пальцев прицепных шатунов, откуда масло по сверлениям в пальцах смазывает рабочие поверхности пальцев. Оси пальцев находятся на разных расстояниях от оси щатунной шейки для достижения одинаковой степени сжатия в разных цилиндрах. Края щек с целью облегчения отфрезерованы по контуру, соответствующему контуру отверстий под пальцы прицепных шатунов. Цилиндрическая часть головки шатуна представляет собой массивную втулку, со стенками толщиной 8,5 мм. На наружной поверхности втулки в участках, примыкающих к отверстиям поршневых пальцев, отфрезерованы выемки для свободного размещения головок прицепных шатунов. 519 В поршневые головки шатунов впрессованы бронзовые втулки, смазываемые разбрызгиванием через сверления в головке и зафиксированные от осевого и радиального перемещения стопорами. Прицепные шатуны двутаврового сечения; нижняя головка смазывается описанным выше способом, верхняя головка - разбрызгиванием. Все моторы фирмы Бристоль, начиная с первых конструкций "Юпитера" вплоть до последних выпусков мотора "Меркур" и бесклапанных двигателей, отличаются особенностью, свойственной только им одним - наличием плавающей втулки в шатунном подшипнике главного шатуна. Плавающая втулка мотора "Меркур" представляет собой стальную втулку со стенками толщиной ~4 мм, залитую с обеих сторон слоем баббита толщиной ~0,25 мм и просверленную многочисленными сверлениями диаметром ~3 мм. Плавающие втулки обладают той положительной особенностью, что случайное возникновение местного сухого трения (например, вследствие деформации подшипника, загрязнения масла и т. д.) не представляет такой серьезной опасности, как у подшипников с неподвижными корпусами, у которых подобные дефекты могут вызвать аварию. Такие дефекты вызывают лишь замедление вращения плавающей втулки; втулка может остановиться совсем вследствие заедания с какой-либо одной стороны, другая же сторона будет продолжать работать, как обыкновенный подшипник. Другая положительная особенность плавающей втулки состоит в том, что она уменьшает тепловыделение в подшипнике и в известных условиях может увеличить его несущую способность. Плавающая втулка, как показывает опыт, вращается со скоростью, примерно равной половине скорости вращения вала. Так как -5.0.8 f ч. NJ ^ •-• - , ^Q "О t --- - О - /ГЗ - Фиг. 530. Палец прицепного шатуна двигателя Бристоль "Меркур" VIII. сила жидкостного трения (в противоположность силе сухого трения) пропорциональна скорости скольжения, то уменьшение скорости относительного скольжения уменьшает силу трения и мощность, затрачиваемую на преодоление этой силы. Вследствие этого уменьшается* и тепловыделение в подшипнике, несмотря на удвоение поверхностей трения. Если принять в виде самого простого приближения известное выражение Петрова для коэфициента жидкостного трения k где d - диаметр подшипника; Д - диаметральный зазор; ш и v - угловая и окружная скорости цапфы; 't\ - вязкость масла; fe - удельная нагрузка на цапфу, то легко видеть, что в неподвижном подшипнике тепловыделение Q в единицу времени и на единицу поверхности будет пропорционально Q = kvf = const ~ (а) Если принять, что скорость вращения плавающей втулки в два раза меньше скорости вращения вала и положить для простоты, что Д и TJ 520 имеют такую же величину, как в предыдущем случае, то тепловыделение с каждой стороны плавающей втулки можно выразить следующим уравнением: О' = const -J?. v 4Д Для двух сторон: = const (Ь) Сравнивая выражения (а) и (Ь), видим, что плавающая втулка при прочих равных условиях уменьшает тепловыделение вдвое. Поэтому можно ожидать увеличения рабочей вязкости масляного слоя и повышения нагружаемости подшипника, пропорциональной вязкости масла. Реальный эффект от применения плавающей втулки, однако, значительно меньше, чем можно было бы ожидать на основании предшествующих рассуждений. Увеличение вязкости масла само по себе становится источником повышенного трения и увеличивает тепловыделение, пониженное уменьшением относительной скорости. С другой стороны, уменьшение скорости относительного движения понижает нагружаемость подшипника. По этой причине плавающие втулки могут дать реальный выигрыш лишь во вполне определенных условиях. Применение плавающих втулок вполне рационально для высокооборотных малонагруженных подшипников, где существенно необходимо уменьшить тепловыделение и где нагружаемость подшипника стоит на втором плане. В авиационном моторостроении такой случай встречается, например, в подшипниках вала крыльчатки нагнетателя, вращающегося с очень большой скоростью. Применение плавающей втулки в подшипнике шатунной шейки, нагруженной большими ударными силами при умеренной скорости вращения, вряд ли рационально. Конструкция плавающей втулки в шатунных подшипниках имеет свои недостатки, еще более ухудшающие условия работ. Для подвода масла к наружной поверхности втулка просверлена многочисленными отверстиями^ Фиг. 531. Шатунный механизм двигателя Райт "Циклон" F. 52? уменьшающими несущую способность подшипника. Теплоотвод от втулки затруднен, вследствие чего она склонна перегреваться. Жесткость ее невелика, вследствие чего она легко деформируется. Применение этих подшипников на моторах Бристоль можно объяснить лишь личным вкусом конструктора; то обстоятельство, что они дают на практике удовлетворительные результаты, лишний раз свидетельствует о том, что подшипники скольжения при достаточно тщательном изготовлении и обильной смазке могут успешно работать в самых неблагоприятных условиях (см. об этом подробнее стр. 557). На фиг. 531 изображен главный шатун мотора Райт "Циклон" F. Стержень шатуна имеет двутавровое сечение. Толщина полок и тавра в среднем ~ 4 мм. Поблизости от головки стержень усилен поперечным ребром. Корпус-головки представляет собой массивную втулку толщиной .около 10 мм с выборками для размещения головок прицепных шатунов. На головке отфрезерованы щеки толщиной 14,5 мм', внешний контур щек следует^ очертаниям отверстий для пальцев прицепных шатунов. В щеки впрессовыва-Фиг. 532. Крепление пальцев прицепных шатунов двига- ются пальцы прицеп-теля Райт "Циклон" G-100. " Ных шатунов (фиг. 531) со сверлениями для подвода масла к подшипникам головок прицепных шатунов и с резьбой для съемника. Пальцы фиксируются от осевого перемещения - в одну сторону - небольшим фланцем, -а от перемещения в другую - пластинками, которые привертываются двумя шурупами каждая к щеке шатуна в промежутке между двумя пальцами и входят в вырезы во фланцах пальцев, предупреждая вместе с тем вращение пальцев. Впоследствии конструкторы мотора "Циклон", желая избежать ослабления щек головки сверлениями, применили способ крепления пальцев, напоминающий способ крепления пальцев в шатуне мотора "Меркур". Палец сделан ступенчатым (фиг. 532); он впрессовывается в щеки головки до упора ступеньки во внутреннюю поверхность одной из щек. Палец затягивается при помощи шурупа, завертываемого в резьбу во внутреннем сверлении пальца' головка шурупа опирается на общую для двух пальцев пластинку, входящую в прорезы на торцах пальцев и предупреждающую проворачивание пальцев. В головку шатуна впрессована стальная втулка, рабочая поверхность которой залита слоем свинцовой бронзы толщиной около 0,7 мм. Втулка .удерживается от осевого перемещения с одной стороны фланцем; другая сторона втулки, освобожденная на протяжении 5-б мм от слоя заливки, развальцовывается по фаске втулки. Смазка к головкам прицепных шатунов подводится из рабочего зазора шатунного подшипника, куда она подается по радиальным сверлениям в шатунной шейке коленчатого вала. По сверлениям во втулке подшипника, расположенным приблизительно в плоскости одной из щек шатуна, масло поступает в каналы, ведущие к пальцам, и оттуда по сверлениям в теле пальцев подается к рабочим поверхностям подшипников. В .последних модификациях двигателя конструкторы еще раз переделывают этот узел (фиг- 5 >3). Желая окончательно избавиться от наблюдавшегося в эксплоатации проворачивания втулки в корпусе головки (несмотря на наличие стопоров), конструкторы нарезают на фланце втулки ряд радиальных шли- 522 цов (фиг. 533,6), в которые входят шлицы контр-шайбы, имеющей форму "паука" (в) с восемью лапами (г), притягиваемой к корпусу головки шурупами, завернутыми в тело пальцев. Эта конструкция одновременно решает задачу крепления пальцев без ослабления корпуса и задачу стопорения втулки. Фиг. 533. Шатун и коленчатый вал двигателя Райт "Циклон" G-200 (с торцевым уплотнением шатунного подшипника). Шатунный подшипник, как мы увидим далее (см. стр. 562), работает в особых условиях по сравнению с остальными скользящими подшипниками мотора. Помимо давления подачи масла, достигающего 5-6 кг/см2, на масляный слой этого подшипника действует давление, создаваемое центробежными силами, обязанными вращению кривошипа, и имеющее примерно такой же порядок, как и давление подачи. Вследствие этого истечение масла из шатунного 523 подшипника увеличено, особенно при высоких числах оборотов. Это обстоятельство, вообще благоприятное для работы подшипника, грозит, однако, оскудением смазки, если истечение масла превышает подачу (что неизбежно наступает при известном числе оборотов, так как масло подается в шатунную шейку по каналам ограниченного сечения). Для того, чтобы затормозить избыточное истечение" масла из подшипника, конструкторы уплотнили торцы подшипника. С обеих сторон подшипника установлены шайбы из алюминиевого сплава (д и ж, фиг. 533). Одна шайба центрирована в цилиндрическом удлинении "паука" в и задерживается от вращения радиальными шлицами е, другая шайба центрирована на втулке шатуна; шайбы постоянно прижимаются действием пружин (на фигуре не показанных) к щекам коленчатого вала. Масло, вытекающее с торцов подшипника и скапливающееся в полостях уплотните л ьных шайб, поступает в пальцы прицепных шатунов через сверления в лапах "паука" и в шурупах крепления пальцев. Эта система подачи масла устраняет сверления в щеках шатуна, уменьшающие прочность шатуна. Система торцевого уплотнения позволяет точно дозировать истечение масла и делает его независимым от величины зазора в подшипнике. Это устраняет необходимость регулировки величины циркуляции масла через двигатель индивидуальным подбором форсунок, подающих масло на стенки цилиндров (к ж л на фиг. 533), и избавляет от обязанности сменять втулку кривошипной головки шатуна при самом незначительном износе. Прицепные шатуны имеют стержни двутаврового сечения. В верхнюю и нижнюю головки шатунов впрессованы втулки из ленточной бронзы со стенками толщиной около 1,5 мм- Края втулок развальцованы по фаскам в головках шатуна. Верхние головки шатунов смазываются разбрызгиванием. Подгонка веса шатунов производится снятием металла в участках е (фиг. 531), расположенных под нижними и верхними головками. Главный шатун мотора Гном Рон К-14 (фиг. 534) имеет стержень двутаврового сечения. Шатун изготовлен из стали 53-А1. Толщина центральной стенки тавра 4 мм, толщина полок ~ 4,5 мм- Толщина стенок цилиндрической части кривошипной головки ~ 8 мм. Толщина щек 12,5 мм. Отверстия в одной щеке больше отверстий в другой на 0,2 мм. В отверстия впрессовывается ступенчатый палец (фиг. 534,а) диаметром по рабочей части 27 мм. Пальцы фиксируются в осевом направлении двумя фигурными шайбами, привертываемыми на шурупах с внешней стороны щек (фиг. 534) и входящими своими усиками 1 в вырезы на торцах поршневых пальцев. В головку главного шатуна впрессована стальная втулка со стенками толщиной 5 мм, рабочая поверхность которой залита слоем баббита. Втулка зафиксирована стопором 2. Подшипники нижних головок прицепных шатунов смазываются под давлением маслом из рабочего зазора подшипника через сверления во втулке подшипника и каналы в пальцах прицепных шатунов. Поршневые головки шатунов смазываются разбрызгиванием через сверления 3, обращенные внутрь картера. Стержни прицепных шатунов имеют двутавровое сечение. Толщина полок 3,5 мм, толщина центральной стенки тавра 3 мм. В верхние и нижние головки шатунов впрессовываются тонкостенные бронзовые втулки, застопоренные бронзовыми штифтами с резьбой. Среди неразъемных шатунов ранних типов моторов представляет интерес шатун мотора Райт J-6 (фиг. 535). Стремясь усилить связь стержня со щеками головки и упростить обработку, довольно сложную у шатуна обычной конструкции, с полками тавра перпендикулярными плоскости щек, конструкторы этого мотора повернули двутавровое сечение шатуна на 90° по сравнению с обычным расположением. Полки тавра непосредственно переходят в щеки головки. Другой особенностью этого шатуна является отсутствие цилиндрической втулки головки; щеки головки связаны между собой лишь тонким ребром со стороны, противоположной стержню. В центральные отверстия щек 524 Фиг. 534. Шатунный механизм двигателя Гном-Рон К-14. Фиг. 535. Главный шатун двигателя Райт J-6. впрессовывается стальная втулка (фиг. 535,а), рабочая поверхность которой залита баббитом. Пальцы прицепных шатунов крепятся обычным способом. Обработка такого шатуна весьма проста. Так как сечение стержня имеет меньший момент инерции относительно оси, проходящей через центр тяжести сечения параллельно оси коленчатого вала, чем обычное двутавровое сечение, то такой шатун хуже сопротивляется силам, изгибающим шатун в плоскости его движения. Силы эти весьма невелики и это обстоятельство не является существенным дефектом. Основным недостатком конструкции шатуна J-6 является пониженная жесткость головки и обилие незатянутых стыков. Это отражается отрицательным образом на работе подшипника. Несмотря на неудачную конструкцию головки, общая конструктивная идея шатуна J-6 оказалась вполне жизнеспособной. Впоследствии мы не раз встречаемся с подобной конструкцией шатунов у моторов Райт. В последней модификации мотора Райт "Циклон" полки шатунов расположены в плоскости движения шатуна (фиг. 533). Подобного же рода шатуны (припеп-ные) применены в 14-цилиндровом звездообразном моторе "Твин Райт" (фиг. 453). Отметим как интересное нововведение, что на 9-цилиндровом моторе Лайкоминг мощностью 260 л. с. главный и прицепные шатуны сделаны из дуралюмина- В кривошипную головку главного шатуна впрессована стальная втулка с баббитовой заливкой; головки же прицепных шатунов, а также поршневая головка главного шатуна работают по закаленной поверхности пальцев непосредственно, без промежуточной втулки. Дуралюминовые шатуны установлены также на некоторых рядных моторах воздушного охлаждения (напр. Де-Хевиленд "Джипси"). Веса исполненных шатунов довольно устойчиво следуют закону G = AD3, (а) где значения константы А колеблются в зависимости от конструкции шатуна и величины отношений S/D и L/D. Вводя последние факторы в уравнение (а), получаем где фактор а характеризует чисто конструктивные особенности шатуна и позволяет оценивать совершенство конструкции шатунов. Средние значения А и а (кг/дм3) для шатунов различных конструкций приведены в табл. 40. • Таблица 40 А, кг /дм3 . . . а, кг /дм3 . . . Шатуны V -образных двигателей Шатуны звездообразных двигателей Центральное сочленение Прицепное сочленение Главный шатун Прицепной шатун Вильчатый шатун Внутренний шатун Главный шатун Прицепной шатун 0,8-0,9 2 0,46-0,55 .1,3 0,9-1,1 2,5 0,25-0,3 0,7 2-2,5 5 0,25-0,3 0,7 Разъемные шатуны. Конструкция разъемных шатунов звездообразных двигателей в противоположность неразъемным далеко еще не стабилизировалась и представляет обширное поле для конструкторской инициативы. В настоящее время применяется три типа разъемных шатунов. В первом крышка головки 526 крепится стяжными болтами или шпильками, как у шатунов рядных моторов (фиг. 536). Во втором крышка соединяется с корпусом коническими шпильками, работающими на срез и на изгиб (шатуны Испано-Сюиза, фиг. 537). У шатунов третьего типа пальцы прицепных шатунов монтируются в отверстиях на круглом разъемном диске, который снаружи охватывается разъемной головкой главного шатуна, напоминающего по форме бугель золотниковых эксцентриков паровых машин (фиг. 538). Первого типа придерживаются фирмы Пратт Уитни и Армстронг-Сиддли в своих двухрядных звездах. На фиг. 539 изображена эволюция конструктивной формы шатунов фирмы Пратт Уитни. В первоначальной конструкции все пальцы прицепных шатунов за исключением двух нижних крепятся в корпусе шатуна, нижние крепятся в крышке. Опорная плоскость крышки отнесена далеко вниз, четыре стяжных шурупа ввернуты в бобышки, расположенные под отверстиями пальцев прицепных шатунов, вследствие чего на растяжение работают тонкие стенки отверстия. В последующих конструкциях опорная поверхность крышки перенесена к центру головки. Стяжные шурупы ввернуты в массивные бобышки в корпусе шатуна. Шурупы проходят сквозь пальцы прицепных шатунов, сделанные ввиду этого массивными. Дальнейшее видоизменение преследует, главным образом, цель увеличения жесткости головки: на корпусе и крышке вводятся полукольцевые ребра жесткости, головка делается более массивной. Фиг. 536. Разъемный шатун двигателя; Армстронг-Сиддли "Пантера". Фиг. Г>:-)7. Разъемный шатун двигателя Испано-Сюиза 14-АА. На фиг. 537 изображен главный шатун 14-цилиндрового мотора Испано-Сюиза 14-АА, крышка которого крепится к корпусу коническими штифтами, пропущенными сквозь шипы, отфрезерованные в щеках шатуна. Вследствие 527 меньшего, чему шатунов аналогичной конструкции V-образного двигателя Испа-но 12Ydrs, числа плоскостей среза, а также ввиду повышенных инерционных нагрузок на крышку шатуна у звездообразных двигателей, вместо двух штифтов, как у шатунов рядных двигателей, введено четыре, - по два с каждой стороны шатуна. Увеличение числа крепежных штифтов весьма усиливает Фиг. 53>8. Разъемный Фиг. 539. Конструктивная эволюция разъемного шатун двигателя Райт шатуна Пратт Уитни. "Твин Райт" (схема). жесткость нижней головки, которую в данном случае можно рассматривать как арку, с заделанными концами (фиг. 540,а), тогда как крышка с двумя крепежными штифтами по схеме приближается к арке с шарнир-(°| ными опорами (фиг. 540,6). Изготовление Фиг. 540. Схема крепления крышки шатуна у двигателей Испано-Сюиза 14-АА (а) и 12Ydrs (б). Шатуны принадлежат к числу наиболее ответственных деталей двигателя. К производству их предъявляют повышенные требования. При изготовлении шатунов необходимо обеспечить точность расстояния между осями поршневой и кривошипной головок, параллельность этих осей и перпендикулярность торцов кривошипных головок их осям. Несоблюдение первого условия вызывает изменение степени сжатия разных цилиндров двигателя, несоблюдение второго - перекос поршня в цилиндре, несоблюдение третьего - односторонний повышенный износ торцов кривошипной головки, фиксирующих шатун в осевом направлении. Базами при обработке служат торцевые поверхности головок шатуна. Отверстия головок растачивают, шлифуют и хонингуют. Перед запрессовкой втулок головки шатунов нагревают до 300-360°. Стержень шатуна фрезеруется по шаблонам или на копировально-фрезерных станках. Полки шатунов шлифуются. Весь шатун зачищается вручную и полируется кругом для повышения усталостной прочности и с целью выявления дефектов материала. Кривошипные головки разъемных шатунов обрабатывают в несколько операций в сборе с крышками. После черновой обработки крышки подготавливают сопрягающиеся поверхности и фиксирующие элементы. Точность 528 подготовки имеет очень большое значение для точности изготовления головки. Отверстия под крепежные стяжные болты, которые обычно используются для фиксации взаимного расположения крышки, протягиваются и хонингуются. Чистовая обработка головки и отверстия под втулку подшипника производится при окончательно собранной крышке, затянутой с определенным усилием, равным усилию рабочей яатяжки. Перпендикулярность торцов осям кривошипных головок проверяется по краске цилиндрическими-пробками, вводимыми в •отверстие головок и касающимися своими закраинами торцов головки. Для проверки расстояния между осями головок в отверстия головок вводят точно изготовленные оправки, после чего измеряют расстояние между ними. Зная диаметр оправок, нетрудно определить расстояние между осями головок. Обычно это расстояние задается с допуском ~ 0,1 мм на каждые 100 мм длины шатуна. Параллельность осей отверстий поршневой и Фиг. 541. Схема проверки параллельности осей поршневой и кривошипной головок шатуна. кривошипной головок шатуна проверяется на приспособлении, схематически изображенном на фиг. 541. В отверстия головок шатуна вводят точно обработанные оправки; оправку кривошипной головки шатуна устанавливают в центрах (или на призмах), укрепленных на плите приспособления, шатун закрепляют в вертикальном положении, после чего подводят указатель индикатора к точкам а и б верхней оправки. Разность показаний индикатора в точках а ж б (на расстоянии около 100 мм от оси стержня шатуна) не должна превышать 0,05-0,1 мм (у новых шатунов). После этого, не снимая оправки с центров (или призм), повертывают шатун в горизонтальное положение (изображеннге на фиг. 529 пунктиром) и проверяют "скручивание" осей кривошипной и поршневой головок, замеряя индикатором точки а' и б'. Разность показаний индикатора в этих точках также не должна превышать 0,07-0,2 мм. Для ремонтных шатунов приведенные выше допуски увеличивают на 75-100°/0. РАСЧЕТ ШАТУНА НА ПРОЧНОСТЬ Расчетным режимом для шатуна является режим полного открытия .дросселя при малом числе оборотов, например, при разгоне двигателя, когда силы инерции поршня и поршневого пальца в ВМТ, направленные против силы вспышки и разгружающие шатун, невелики, и можно считать, что шатун нагружен полной силой вспышки. Напряжение сжатия в стержне шатуна в сечении с минимальной площадью 1'min (У поршневой головки) равно кг /см2 = -~-. F Гц i и. ТУ исполненных моторов ос составляет 20'.0-3500 кг/с Орлов-1071-34 (89) Суммарное напряжение от продольного изгиба и сжатия имеет максимальное значение в среднем сечении F стержня (сечение А- А на фиг. 542). По формуле Рэнкина $сх кг/см2 = ^ + 0,000526 ~ Pz- (9 >) ^ .X Sev кг/см2 = -- + 0,000526 j- Pz; (9 где L - длина (в см) шатуна от центра поршневой головки до центра кривошипной головки; где d1 и d2 - соответственно диаметры отверстий поршневой и кривошипной головок шатуна в см\ 1Х - момент инерции (в см*) среднего сечения стержня относительно оси х (фиг. 542); 1у - то же относительно оси у (фиг. 542). У исполненных моторов величина 8СХ составляет 2 000 -~ 4 000 кг/си"2, 8су = 2000 ~ 4500 кг/си*2. /7 Сечение Д-Д, - h - S§2%"§5% -у А--- Фиг. 542. К расчету шатуна. Верхняя головка шатунов рассчитывается на разрыв силами инерции поршня, поршневых колец и поршневого пальца, а также силой инерции втулки поршневой головки. Ускорение поршня в ВМТ определяется из уравнения где и - радиус кривошипа; ш - угловая скорость вращения коленчатого вала; А = R/L. Сила Р, растягивающая головку шатуна, равна Р =- (Мх + М2) j =-= (1 + X) (М, + 3/2) До,*, где Мг - масса комплекта поршня и М2 - масса втулки поршневой головки. Напряжение растяжения ор равно ор кг [с м- = -j-., (92) 530 где F - площадь (в сл"2) сечения головки плоскостью, проходящей через ось головки и перпендикулярной оси шатуна (сечение I) - 1) на фиг. 542). Определенное таким способом напряжение у исполненных авиационных моторов составляет 250 - 500 кг/см2. Уменьшение внутреннего диаметра головки под действием силы Р равно где - средний диаметр втулки головки в см, равный в случае цилиндри-( ческой втулки с внешним диаметром d2f и внутренним с/2} dz + d. Е - модуль упругости материала в кг/см,2; 1 - момент инерции сечения (в еж4), равный в случае цилиндрической втулки 7 = 0,01-0 (4-uj)8, где а - длина головки в см. Величина 8 не должна превышать 0,005-0,008 мм. Максимальное удельное давление на втулку поршневой головки шатуна определяется по формуле _ ad' (94) 231, ш Фиг. 543. К расчету главного шатуна с прицепным сочленением. У исполненных моторов величина fcmax составляет 400 - 800 кг/см2. Подробнее о расчете подшипника поршневой головки см. Приложение. Кривошипная головка шатуна рассчитывается на изгиб максимальной силой инерции Р поршня и шатуна (за вычетом силы инерции крышки шатуна). Напряжение в опасном (центральном) сечении головки (сечение С - С на фиг. 542) определяется по формуле • а ю / 0,0236с . 0,5\ /пг. з кг/см2 = Р I -1=---г"вг)> (95) \ и ** J где Р - максимальная сила инерции в кг; с - расстояние между осями болтов в см; F - площадь расчетного сечения в см2; Wu -модуль сопротивления изгибу расчетного сечения в см9. У исполненных двигателей определенное по этой формуле напряжение з составляет 800-1500 кг/см2. Болты крышки кривошипной головки рассчитываются по той же силе Р, что и крышка. Предварительная затяжка выбирается с таким расчетом, чтобы на стыке крышки и головки при действии силы Р оставалась сила затяжки, равная (0,5-т-1) Р. Схема расчета болтов изложена на стр. 245. Расчетное сечение болтов определяется, как частное от деления максимальной нагрузки на болты, представляющей собой сложную функцию действующей силы Р и силы предварительной затяжки Рр, на допускаемое напряжение, которое для болтов из высококачественной легированной стали типа Х2Н с пределом усталости ~ 40 кг/мм2 выбирается в пределах 20-30 кг/мм2. При расчете главных шатунов с прицепным сочленением приходится учитывать силы реакции прицепных шатунов, которые у многоцилиндровых звездообразных двигателей могут достигать большой величины. Силы, действующие в этом случае на шатун при произвольном угле а поворота коленчатого вала, схематически изображены на фиг. 543. Здесь К - результирующая газовых и инерционных сил, сжимающая (или растягивающая) шатун: 1-^t-Ре~ зультирующая сил, передаваемых главному шатуну прицепными шатунами, 531 направленная нормально к стенкам цилиндра. Составляющая E9^sin{3 силы SSftj, алгебраически складываясь с силой К, сжимает (или растягивает) шатун, а составляющая E-ftz cos [i - изгибает. Суммарное напряжение в произвольном сечении шатуна, отстоящем на расстоянии z от поршневого пальца, равно где р - угол наклона оси шатуна к оси цилиндра; Fz - площадь рассматриваемого сечения в еж2; Wz - модуль сопротивления рассматриваемого сечения изгибу в см3. Силы -/v и 1,У11 определяются динамическим расчетом двигателя для разных углов поворота а коленчатого вала (см. книгу первую). Расчет шатуна усложнен тем, что опасное сечение шатуна перемещается с углом поворота коленчатого вала и с изменением сил К и 1.9, j. Поэтому для каждого значения а приходится строить эпюры изгибающих шатун моментов. Таким образом определяют максимальное напряжение в стержне шатуна за полный цикл перемены нагрузок и положение наиболее опасного сечения шатуна. У исполненных шатунов напряжение, определенное по формуле (а), колеблется в пределах 1200 - 2000 кг/см2. Кроме отмеченных выше, на шатун действуют силы инерции самого шатуна, изгибающие шатун в плоскости его движения. Добавочные напряжения, вызываемые в шатуне этими силами, невелики и достигают максимального значения в период, когда основная нагрузка на шатун невелика, вследствие чего эти напряжения обычно игнорируют. - Литература 1. Taylor С. F., Master Connecting Rod, "Aut. Eng-r", 1933, v. 23, No. 310. 2. Criswold W. R., Stresses in Connecting Rods and Bearings, "Jl SAE", 1935, v. 37, No. 1. 3. E v a n s W. J. and Butcher E. M., The Articulated Connecting Rod, "Aircr. Eng-g", 1935, v. VII, No. 80. 4. Shaw E., Rational Design of Connecting Rod Big-Ends, "Flight", 1934, v. XXVI, No. 1349. 5. A n g 1 e G. D., Design of Small Ends of Aircraft Engine Connecting Rods, "Aut. Ind", 1935, v. 72, No. 10. 6. Cowburn D., Design of Connecting Rod for High-Speed Internal Combustion En- gines, Lond., Draughtsman Publ. Co., 1935 . 7. Bach J., Der Stand des Knickproblems Stabformiger Korper, "Z. VDI", 1933, Bd. 77, Nr. 27. 8. M e ж е в и к и н С. С., К вопросу о конструкции тела шатуна, "Дизелестроение", 1935, №1. 9. Л ю б и н е ц к и и В. С., Расчет разъемных головок шатунов, "Мотор", 1935, № 12. 10. Л ю б и н е ц к и и В. С., Расчет закрытых головок шатунов, "Дизелестроение", 1936, № 10. 11. Симаков Ф. Ф., Расчет шатуна на изгиб силами инерции, "Вести. Инж. и Техн.", 1937, № 6, 1938, № 4. 12. D u s t о n, Manufacturing Master Rods for Aircraft Engines, "Mach-y" (N. Y.) 1930, vol. 37, No. 4. 13. Machining Connecting Rods for Aircraft Engines, "West. Mach. a. Steel World", 1937, v. 28, No. 9. 14. Connecting Rod Manufacture, "Mach-y" (Lond.), 1937, 4/XI, v. 51, No. 1308. 15. Taylor C. F., New Data on the Bending Moment fn the Master Connecting Rod, "Jl SAE", 1933, No. 6. 1G. К о н о н ч у к П. И. и О р л и н М. Г., Силы инерции шатуна, "Труды КАИ", вып. 7, Киев, 1938. 17. Production of Connecting Rods, "Aircr. Eng-g", 1937, v. IX, No. 9. VI. КОЛЕНЧАТЫЕ ВАЛЫ КОЛЕНЧАТЫЕ ВАЛЫ РЯДНЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ Коленчатый вал служит для преобразования поступательно-возвратного движения поршней в цилиндрах мотора во вращательное движение и для преобразования силы давления газов на поршни - в крутящий момент. Коленчатый вал воспринимает всю избыточную мощность, развиваемую газами в цилиндрах (за вычетом потерь на трение поршней о стенки цилиндров), и раздает ее на винт, который является основным потребителем мощности мотора, на нагнетатель, распределительный механизм и вспомогательные агрегаты. Фиг. 544. Схема четырехколенного вала. Фиг. 545. Схема шестиколенного вала. Коленчатый вал состоит из следующих частей: коренных шеек, шатунных (мотылевых) шеек, щек, носка и задка. Коренные шейки лежат на общей оси, оперты в коренных подшипниках картера и соединены при помощи щек с шатунными шейками, на которых монтируются кривошипные головки шатунов. Совокупность шатунной шейки, двух щек и примыкающих к ним коренных шеек называется коленом или кривошипом (мотылем) вала. Число и расположение колен зависит от схемы двигателя. У современных ряДных двигателей применяют только два типа коленчатых валов: 1) четырех-коленный вал с коленами, расположенными в одной плоскости (по схеме фиг. 544) для однорядных 4-цилиндровых, V-образных 8-цилиндровых и W-об-разных 12-цилиндровых двигателей и 2) шестиколенный вал с коленами, расположенными под углом 120° друг к другу по схеме фиг. 545 для однорядных 6-цилиндровых, V-образных 12-цилиндровых и W-образных 18-цилиндровых двигателей. Половины такого вала, расположенные по обе стороны плоскости симметрии А А (фиг. 545), представляют зеркальное изображение друг друга. Эти типы обеспечивают наилучшую уравновешенность и правильное чередование вспышек для двигателей перечисленных схем (см. книгу первую, ч. IV, гл. III). Носок коленчатого вала у безредукторных двигателей выводится наружу; на нем сажается втулка воздушного винта. Тяга винта воспринимается шариковым подшипником. Кольцевая щель между передней частью картера и носком коленчатого вала уплотняется каким-либо видом уплотнения во избежание утечки масла из картера наружу (см. далее стр. 543). У редукторных 533 двигателей на передний конец вала, насаживается ведущая шестерня редуктора; наружу выводится вал редуктора, на который монтируется втулка воздушного винта. Задняя часть коленчатого вала используется для привода распределения, нагнетателя и агрегатов. Для' этой цели обычно служит специальная деталь- хвостовик, укрепляемый в заднем конце коленчатого вала. Коленчатые валы являются наиболее напряженными деталями двигателя. Они подвергаются периодически меняющимся напряжениям от сил вспышки, сил инерции вращательно- и поступательно движущихся частей кривошипно-шатунного механизма и, кроме того, подвержены крутильным колебаниям, напряжения от которых могут в несколько раз превосходить расчетные напряжения на нормальном режиме. Наиболее часто наблюдаются поломки коленчатых валов (особенно в участках, ослабленных сверлениями, острыми углал и и т. д.) от усталости в результате крутильных колебаний (фиг. 546). Коленчатые валы рядных двигателей обычно монтируются в подшипниках скольжения, которые работают при высоких окружных скоростях и под значительными переменными нагрузками. Материал коленчатых валов должен отличаться высокой прочностью, сопротивлением усталости, вязкостью, износоустойчивостью и твердостью. Для изготовления коленчатых валов применяются наиболее высококачественные хромоникельмолибденовые стали с присадками Si и V, типа ХНВ; ХНВЦ 7320; 53-А1М; 53-А2М. Помимо химического состава, прочность материала вала зависит от качества заготовки. Заготовки для коленчатых валов вырезаются из наиболее доброкачественной части слитка, удаленной от усадочных раковин, проверяются на отсутствие неметаллических включений, пористости и других^ дефектов, подвергаются термообработке для уменьшения размеров зерна и поступают после тщательного контроля на ковку. Большое значение имеет способ ковки. Кристаллы пластичной составляющей стали -феррита-вытягиваются приковке в длинные образования, так называемые волокна. Механические качества материала зависят от расположения волокон. Они наиболее высоки вдоль волокон и наиболее низки поперек волокон. Для увеличения прочности вала волокна должны следовать его конфигурации, как показано на фиг. 547,а. Применявшийся в прежнее время способ формирования колен путем вырезки их из прямоугольного бруска в настоящее время совершенно оставлен, так как при этом способе перерезаются волокна материала (фиг. 547,6) и прочность изделия страдает. В настоящее время необходимую форму коленам придают гибкой в штампах заготовки, предварительно откованной в виде бруска. Расположить колена под необходимым углом друг к другу (например, под углом 120° у шестиколен-ных валов) возможно несколькими приемами. Можно отковать колена сначала в одной плоскости и затем развести их на необходимый угол друг относительно друга. При этой операции коренные шейки вала подвергаются скручиванию, что ослабляет прочность материала в шейках. Лучшие результаты дает способ, заключающийся в том, что последовательно попарно отковываются колена, расположенные в одной плоскости, начиная со средних колен (у шестиколен-ного вала - 3-е и 4-е колена). После первой пары колен вал повертывают 534 Фиг. 546. Трещина усталостного происхождения в коленчатом валу, берущая начало от масляного сверления. [на нужный угол (шестиколенный вал на 120°) и в этом положении отковывают (вторую пару колен (у шестиколенного вала - вторую и пятую). Затем снова (повертывают вал на 120° и отковывают крайние колена. При этом способе 1 волокна коренных шеек не подвергаются скручиванию. Одним из наиболее опасных дефектов материала коленчатых валов являются флокены- местные нарушения сплошности металла. Флокены, выходящие на поверхность, представляются в виде небольших щелевидных трещин, обычно вытянутых в направлении вол окон поковки. Флокены резко ослабляют усталостную прочность материала, особенно в направлении, перпендикулярном их протяжению. Происхождение флокенов до сих пор не вполне ясно. По мнению некоторых - это неукованные газовые пузыри, выделившиеся при остывании слитка. По "водородной" теории флокены развиваются из микропор, в которых давление Н2, выделяющегося из твердого пересыщенного раствора при остывании стальной поковки, превышает прочность остывающей стали. Некоторые рассматривают флокены как результат слияния микротрещин, возникающих при ликвации и неравномерном охлаждении материала слитка. '., Флокены в силу капиллярности впитывают влагу и становятся очагами глубокой коррозии, которая с течением времени еще более уменьшает усталостную 'прочность материала. Свойство флокенов впитывать влагу используют в элементарном приеме их нахождения, заключающемся в следующем. Деталь погружают в нагретый раствор сала в керосине, выдерживают в течение нескольких минут, вынимают и тщательно обтирают сухой тряпкой. После этого , поверхность детали присыпают мелко истолченным мел ом. Раствор, оставшийся в трещинах, пропитывает меловой порошок, ясно обрисовывая контуры трещины. Этот способ контроля называется меловой пробой. Ответственные детали, к которым относятся коленчатые валы, контролируют на наличие флокенов (и других дефектов) по способу Магнафлукс. Деталь в течение нескольких секунд намагничивают сильным электромагнитом, после чего смазывают взвесью тончайшей железной пыли в керосине. Следуя расположению магнитных линий, железная пыль концентрируется у краев трещин и дефектов, обрисовывая их контур. После контроля годные детали размагничивают. Шейки коленчатого вала для облегчения высверливают и растачивают изнутри. Диаметр коренных шеек коленчатого вала делается равным (0,55-ь \6) ]) (]) - диаметр цилиндра), шатунные шейки в интересах уменьшения А ' ентробежных сил кривошипа и головки шатуна делаются несколько тоньше: Т> <0,45ч-0,55) D. Толщина стенок шатунных и коренных шеек определяется из расчета на прочность и обычно составляет 0,20-0,30 d (d - диаметр шейки). В интересах уменьшения строительной длины мотора цилиндры располагают на возможно близком расстоянии друг от друга. У современных блочных двигателей жидкостного охлаждения расстояние между осями цилиндров составляет в среднем (1,12-4-1,15) I). У двигателейс отдельными цилиндрами эта величина достигает (1,15-4-1,2) D, а у ранних представителей этого типа двигателей достигала даже (1,4-1,5) I). Длина коренных шеек у моторов с подшипниками скольжения составляет ? (0,3-r-0,37)D, у шатунных подшипников (0,4-4-0,5) L>, толщина щек (0,15-т-0,2) L>. Шейки соединяются со щеками галтелями радиусом не менее (0,08---0,12)d. У мотора BMW VI толщина щек коленчатого вал а возрастает с приближением н к носку, а диаметр внутреннего сверления коренных и шатунных шеек уменьшается. Сделано это с той целью, чтобы сохранить на постоянном уровне средние напряжения в щеках и шейках, возрастающие по мере суммирования кру-. тящего момента с приближением к носку вала (максимальные значения крутящего момента приблизительно одинаковы в произвольном сечении вала). Другой особенностью коленчатого вала BMW VI является эксцентричная расточка шатунных шеек (фиг. 548). Эта конструкция имеет целью усилить входящий угол между шатунной шейкой и щекой, наиболее напряженный при изгибе шейки силой вспышки. 535 В ранних моделях авиационных моторов щеки делались призматическими (фиг. 549, 1-3). В настоящее время в интересах увеличения опорной поверхности шеек коленчатого вала предпочитают сокращать толщину щек (по оси коленчатого вала) и развивать их в ширину (по направлению, перпендикулярному оси коленчатого вала). С этой целью, сохраняя призматическую форму щек, увеличивают ширину их центральной части или делают щеки ромбическими (фиг. 549, 4-5). Следующий шаг в этом направлении представляют эллиптические щеки (фиг. 549, 6). Внешний контур щек обрабатывается по копиру. Если развивать эту тенденцию далее, то приходим к конструкции круглых щек (фиг. 549, 7). Обработка их значительно проще; внешний диаметр щек обтачивается на токарном станке, причем концы вала при помощи особого приспособления смещаются на нужную величину с центров станка. Неработающие части щек у современных моторов удаляют с целью облегчения. На фиг. 550 показаны конструктивные формы облегчений приблизительно в хронологической последовательности их применения. На фиг. 551 представлена типичная конструкция колена коленчатого-вала рядного мотора. Шатунная шейка соединена со щеками галтелью большого радиуса. На поверхности щек,примыкающих к шатунной шейке, имеются отшлифованные и отполированные кольцевые площадки, которые ограничивают перемещение в осевом направлении кривошипной головки шатуна. В прежнее время вкладыши кривошипной головки шатуна Фиг. 548. Эксцентричная расточка внутренних полостей ВЬ1ВодиЛи наружу и снаб-шатунных шеек коленчатого вала (двигатель BMW VI). rj %. ^r- • J . \" / жали залитыми бабоитом; опорными поверхностями (фиг. 552,а). Опыт показал, что эта мера является лишней и что случайные силы, действующие на шатун в осевом направлении,,, достаточно хорошо воспринимаются стальным торцом кривошипной головкж (фиг. 552,6). Шатун монтируется на шатунной шейке с осевым зазором в среднем 0,1-• 0,2 мм и до 0,5 мм. Смещение осей цилиндров относительно коленчатого вала из-за различия коэфициентов линейного расширения материала вала и картера учитывается увеличенным торцевым зазором между поршневыми головками шатунов и бобышками поршня. Длина рабочей поверхности вкладышей кривошипной головки шатуна должна быть такой, чтобы при всех возможных перемещениях шатуна по оси шатунной шейки рабочая поверхность вкладыша не доходила до галтели по меньшей мере на 0,5-1 мм. Пользуясь обозначениями фиг. 553, получаем, что длина головки шатуна 6 должна быть равна Ъ мм - а -о, где а - расстояние между щеками коленчатого вала, мм; 8 =0,1-0,2 лаг-Длина с рабочей части подшипника с мм - b - 2 (г + Л), 536 \ - - \ _ г \ •Я У --- - V Фиг. 549. Конструкция щек коленчатых валов 1-5-призматические щеки; б-эллиптическая щека, 7-круглая щека. 2 ' 3 4 5 Фиг- 550- Различные типы облегчений на щеках коленчатых валов. d п ' • . ' ••//. ' "• '; •••'• / ' г -О- р с Фиг. 551. Кривошип коленчатого вала. Фиг. 552. Схема фиксации осевого положения шатуна на шатунной шейке коленчатого вала. Фиг. 553. К определению длины подшипника кривошипной головки шатуна. где г - радиус галтелей шатунных шеек; Д = 0,5 ч- 1 мм. Коленчатый вал фиксируют в осевом направлении чаще всего при помощи шарикового подшипника, воспринимающего тягу винта, а у редукторных двигателей, у которых вал разгружен от осевых сил, иногда также при помощи упорных скользящих подшипников; при редукторах с шевронными шестернями - на зубьях шевронных шестерен. Между торцами корпусов (гнезд) коренных подшипников и щеками коренных шеек вала оставляют зазор, величина которого определяется тремя факторами: 1) наибольшим возможным осевым смещением коленчатого вала относительно подшипников при нагреве мотора до рабочих температур; 2) величиной люфта в подшипнике (или в зубьях шевронных шестерен), фиксирующих коленчатый вал в осевом направлении; 3) возможными неточностями обработки коленчатого вала и картера. L, • Фиг. 554. К определению зазора между щеками коленчатого вала и торцами коренных подшипников. Представим себе коренную шейку коленчатого вала, находящуюся на расстоянии L от точки фиксации вала (фиг. 554). Предположим, что вал закреплен с осевым люфтом е. Подадим вал в крайнее правое положение. Зазор ЛЛ между левым (обращенным к точке закрепления) торцом подшипника и щекой коленчатого вала при температуре измерения tQ= 15°, должен быть равен сумме следующих величин: 1) некоторой минимальной величины Д0, предупреждающей соприкосновение щеки и торца подшипника, 2) величины $в допуска на обработку вала на длине L и 3) величины ?к допуска на обработку картера на той же длине, 4) величины Д_4 смещения левого торца подшипника относительно левой щеки при охлаждении двигателя с температуры tQ до наиболее низкой, встречающейся в эксплоатации температуры - /., при которой может происходить запуск двигателя: Зазор Дп с правой стороны подшипника должен быть равен сумме следую- щих величин: 1) величины Д0, 2) величины Д+г смещения правого торца подшип- ника относительно правой щеки при нагреве мотора с температуры /0 до наи- более высоких, встречающихся в эксплоатации температур, 3) величин z'e и с'к допусков на обработку вала и картера на длине L -{• I, 4) величины е: Дп= Д0 -г-Д-и + й -Ик + е. (b) Сумма зазоров Дл и Дп, равная полному зазору ме/кду щеками коренной шейки и торцами подшипника, Дл + Д = 2* - равна 539 Смещение Д+< по уравнению (S3) (стр. 432) равно --Ч- 1 = (/- + I) [як /к - яв -в - *0 ("к - ав)Ь где tKn te - соответственно максимальные температуры картера и коленчатого вала; ак и у.в - коэфициенты линейного расширения материала картера и вала. Смещение Д__, по тому же уравнению равно Д_, = L [ав "- - ак ^ -f ^о (ак - яв)], где ^ - минимальная температура, встречающаяся в эксплоатацшь Складывая Д+* и Д_,< и подставляя вместо L и L+Z среднюю величину L-}--, получаем д, == д+| + д_, = L + - Положим гк =120°; <е =150°; ^ = - 20°. Будем считать ак и ае постоянными в пределах рассматриваемого интервала температур и равными лк = 23 • 10-*; у. в - 11 • 10-6. Подсчитаем величину Д, для крайнего подшипника рядного двигателя жидкостного охлаждения с L т}- --г- - 1350 мм. & По уравнению (d) Д, = (23 • 10~6 • 140-11 - 10~6 • 170) = 1,7 .и,и. Допуски ?в; ^; -!к ; ^ пропорциональны длинам L и L -f- L Для простоты будем считать допуски ?в и с^ с одной стороны и допуски -к и с^ с другой - одинаковыми. Допуски на коленчатый вал меньше, чем на картер, так как вал обрабатывается с большей точностью, чем картер. Положим для нашего случая ?е = ?в =0,25 ММ 5к = 5К = 0,4 Л.И Величину Д0 будем считать равной 0,5 лш. Пусть осевой люфт е вала равен 0,6 мм. Подставляя эти значения в уравнение (а), получаем Д = 1+0,5 +0,8 + 0,6 +1,7 = 4,6 лл. Номинальная длина подшипника корпуса подшипника // должна быть меньше номинальной длины шейки вала / на величину Д. .' = г- д Длина Г, как легко видеть из написанных выше соотношений, должна быть различной для разных подшипников. На практике для простоты обработки ее принимают одинаковой и равной минимальному значению, соответствующему крайнему подшипнику. Коренные шейки коленчатого вала часто располагают в подшипниках с таким расчетом, чтобы при нагреве они заняли в подшипнике приблизительно центральное положение. Для этого поперечная плоскость симметрии шейки в холодном состоянии должна быть смещена относительно плоскости симметрии подшипника по направлению смещения подшипника при нагреве (т. е. по направлению к задку мотора) на величину Д15 определяемую для каждого подшипника по уравнению (d). Зазоры на торцах подшипников, обращенных к точке фиксации (т. е. к передку мотора), должны быть во всяком случае больше величины Дл, определяемой из уравнения (а). Рабочая поверхность вкладышей подшипника при всех условиях не должна доходить до галтели коренных шеек на 0,5 - 1 мм- Для этого длина с' рабочей части коренного подшипника (фиг. 554) должна быть с' мм -= ?'_2г Фиг. 555. Схема установки упорного шарикового подшипника (двигатель BMW VI). где / - расстояние между щеками коренной шейки; г - радиус галтелей коренной шейки. Шариковый подшипник, воспринимающий тягу винта, устанавливается с таким расчетом, чтобы он мог нести осевую нагрузку в любом направлении с той целью, чтобы на мотор можно было установить и тянущий и толкаюший винт. Подшипник рассчитывается на силу тяги Т, определяемую из соотношения (16) (стр. 101). Двухсторонние упорные шариковые подшипники с двумя рядами шариков, обычно применяемые в общем машиностроении и применявшиеся на ранних авиационных моторах ("Либерти", Испано-Сюиза 6Ь, "Ассо" 1000 и др., ср. фиг. 14, 15), на новых авиационных моторах по соображениям веса не применяются и заменяются однорядными шариковыми подшипниками, установленными так, что они могут нести нагрузку в обоих направлениях. На фиг. 555 изображен упорный однорядный шариковый подшипник мотора BMW VI. Подшипник -фиксируется на валу с одной стороны заплечи-ком, а с другой - буртиком разъемной втулки, разрезанной по образующим на две половины. Обе половины втулки заводятся в выточку на коленчатом валу, после чего на них с носка коленчатого вала одевается тонкостенная целая втулка, внутренний диаметр которой должен быть, разумеется, больше максимального диаметра носка коленчатого вала. Втулка зафиксирована от осевого перемещения с одной стороны буртиком разрезной втулки, а с другой - торцом переднего подшипника коленчатого вала. Шариковый подшипник сидит между заплечиком вала и буртиками втулки с зазором около 0,Змм. Одно из колец подшипника (1) центрировано скользящей посадкой относительно пояска на валу, другое (2) отделено от вала зазором около 0,5 мм на сторону и при нагрузке самоцентрируется относительно первого кольца шариками и беговыми дорожками. По наружному диаметру кольца подшипника охватываются с большим зазором двумя симметричными обоймами, закраины которых фиксируют подшипник в осевом направлении; заплечики обойм при сборке верхней половины картера с нижней входят в выточку в теле картера. Тяга винта через подшипник и заплечики передается картеру, а через него - моторной раме и самолету. Между кольцами подшипника и закраинами обойм предусмотрен торцевой зазор около 0,5 мм. При вращении под нагрузкой вал, перемещаясь по направлению тяги, выбирает зазор в подшипнике и увлекает с собой кольцо 7, свободно проскальзывая относительно противоположного кольца (2), которое остается неподвижным, будучи прижато силой тяги к закраине обоймы. На повышенном числе оборотов упорные шариковые подшипники работают плохо, так как по профилю беговых дорожек они не приспособлены к восприятию больших центробежных сил, развиваемых шариками при высокой скорости вращения. К этому присоединяется отрицательное влияние жироско-пических моментов, действующих на шарики упорного подшипника. В результате шарики и беговые дорожки изнашиваются и подшипник быстро выходит из строя. При повышенном числе оборотов предпочитают применять радиальные шариковые подшипники с глубокими беговыми дорожками. С целью увели- , . 541 чения осевой нагружаемости эти подшипники разгружают от радиальной: нагрузки, сажая их в гнезда картеров с большим диаметральным зазором. Это делается еще по той причине, что сочетание радиальных подшипников качения и скользящих подшипников на одном валу часто дает отрицательные результаты. Зазор в скользящих подшипниках обычно во много раз больше зазора в шариковых подшипниках; вследствие этого шариковые подшипники в подобных системах обычно бывают перегружены и быстро изнашиваются. В редукторах, валы которых монтируются на подшипниках качения, шариковые подшипники используются одновременно для несения радиальной и осевой нагрузок (см., например, фиг. 30)- Фиг. 556. Схема установки упорного шарикового подшипника двигателя Кертис "Конкверор". На фиг. 556 изображен радиальный шариковый подшипник коленчатого^ вала двигателя Кертис "Конкверор". Внутреннее кольцо подшипника притянуто гайкой к заплечику на валу. Наружное кольцо расположено с торцевым зазором около 0,3-0,5 мм в гнездах в нижнем и верхнем картерах; подшипник может нести осевую нагрузку в произвольном направлении. Коленчатые валы редукторных двигателей разгружены от осевых сил и фиксируются в осевом направлении либо небольшими шариковыми подшипниками (двигатель Ролльс-Ройс "Кестрель"), либо упорными скользящими подшипниками (двигатель Испано 12Ydrs, фиг. 586). У двигателей с редукторами с шевронным зубом коленчатый вал фиксируется зубом малой шестерни редуктора относительно большой шестерни, зафиксированной в картере редуктора шариковыми подшипниками (моторы Кертис "Сьюпер-Конкверор" и АМ-34). Носок вала, выходящий из передней части картера, снабжается масляным уплотнением. Утечка масла из кольцевого зазора между валом и носком картера обязана, главным образом, двум факторам: некоторое количество масла вытекает под действием сил тяжести и центробежных сил, развиваемых валом при вращении, некоторое количество масла выбрасывается в виде масляных брызг от пульсации давления в картере, обязанной поступательно-возвратному движению поршней (а иногда - прорыву газов через поршневые кольца). На фиг. 557 изображены употребительные типы уплотнений. Фиг. 557,а изображает уплотнение обратной резьбой, действующей, как винтовой масляный насос. Резьба обычно выполняется прямоугольной. Между внешним диаметром резьбы и диаметром отверстия оставляется зазор, величина которого выбирается из того условия," чтобы при всех возможных деформациях носка вала и перемещениях вала в зазорах подшипника поверхность резьбы не касалась поверхности отверстия. Диаметральный зазор делается обычно равным 542 0,3-0,5, мм. Резьбе придается такое направление, чтобы при вращении вала нитки резьбы отгоняли масло обратно в картер. На моторах правого вращения (если смотреть "со стороны летчика") резьба должна быть правой, на моторах левого вращения - левой. Винтовое уплотнение обычно применяют в сочетании с центробежным уплотнением, схема которого изображена на фиг. 557,6. Для наиболее' а Фиг. 557. Схемы уплотнений носка "коленчатого вала. надежного действия конус маслоотгонного диска должен перекрывать по меньшей мере на 2- 3 мм буртик масло-сборочной канавки. В таком случае масло, стекающее со стенок корпуса уплотнения, на которые оно отбрасывается центробежной силой диска, попадает в канавку уплотнения и под действием силы тяжести стекает по канавке обратно в картер. Непременное условие применения этого уплотнения состоит В том, чтобы корпус уплотнения с канавкой и предохранительным буртиком был выполнен отдельно от картера и одевался после сборки картера и вала. Если же корпус уплотнения выполнен заодно с разъемными половинами картера, то приходится довольствоваться менее эффективной разновидностью этого уплотнения, изображенной на фиг. 557,в. Иногда для увеличения насосного действия диск уплотнения снабжают радиальными лопатками (фиг. 557, г). Описанные уплотнения не в состоянии предупредить выбрасывания масляной пыли и брызг под влиянием повышенного давления в картере. Прекрасные результаты дает в этом случае уплотнение разрезными пружинными кольцами. Схема этого уплотнения изображена на фиг. 557,д. Кольца устанавливаются в корпус, представляющий собой втулку с канавками, укрепляемую на валу, и прижимаются силами упругости ко втулке, укрепленной в картере. Под 543 Фиг. 558. Уплотнение носка коленчатого вала двигателя Райт "Циклон". действием повышенного давления в картере кольца прижимаются торцевыми поверхностями к стенкам канавок, герметически изолируя картер от наружной атмосферы. Кольца могут проскальзывать и по внешней поверхности и по торцам. С целью уменьшения трения корпус и кольца делаются из разного материала. Так как для размещения колец часто используют корпус гайки, затягивающей упорный подшипник (фиг. 558) или распорную втулку, изготовляемые из стали, то кольца обычно делаются чугунными или бронзовыми. Внешней поверхностью кольца прижимаются к стальной цементованной втулке, укрепленной в отверстии в носке картера. Иногда применяют одновременно несколько описанных типов уплотнений. Подшипники коленчатого вала Механизм жидкостной смазки. В большинстве случаев коленчатый вал монтируется на подшипниках скольжения. Коренные и шатунные подшипники коленчатого вала нагружены высокими удельными нагрузками, доходящими до 150 кг/см2, и работают при высоких окружных скоростях порядка 10-15 м/сек. Вследствие тяжелых условий работы подшипники подвержены различным дефектам, которые ограничивают продолжительность службы двигателя между переборками, вызывают вынужденные остановки двигателя, а в отдельных случаях могут стать причиной серьезных аварий, выводящих мотор из строя. Смазка скользящих подшипников коленчатых валов имеет жидкостный характер. Картина явлений, происходящих в подшипниках при жидкостной хзмазке, в самых общих чертах такова. Допустим, что подшипник нагружен постоянной по величине и направлению силой Р (фиг. 559,а). Цапфа, расположенная в подшипнике с зазором, который представляет собой непременное условие жидкостной смазки, занимает под действием нагрузки эксцентричное положение. По обе стороны от точки наибольшего сближения поверхностей цапфы и подшипника зазор принимает форму расходящейся клиновидной щели. Вращаясь, цапфа увлекает за собой концентричные слои масла - первый, "мачивающий ее слой - в силу адсорбции масла металлической поверхностью, следующие - в силу вязкости. Скорость течения масла последовательно убывает от поверхности цапфы, где она равна окружной скорости цапфы, к поверхности подшипника, где она равна нулю (фиг. 559,6). Таким образом в подшипнике образуется непрерывная циркуляция масла, направленная в сторону вращения цапфы. Попадая в постепенно суживающийся по направлению вращения зазор, масло в силу несжимаемости стремится растечься по всем доступным направлениям-параллельно направлению движения и перпендикулярно к нему,-к торцам подшипника. Вытеканию масла препятствуют силы вязкости, которые могут быть преодолены только повышением давления в масляном слое. По мере сужения зазора, вытекание масла все более затрудняется, и для проталкивания его необходимо все большее давление; оно достигает максимального значения в том месте, где зазор имеет наименьшую высоту. Повышение давления в масле, с одной стороны, приподнимает цапфу, расширяя проходные сечения, а с другой,- увеличивает скорость вытекания масла. В результате совместного действия этих факторов наступает состояние равновесия, характеризующееся таким распределением давления в слое, при котором вытекающий во всех направлениях в единицу времени объем масла равен объему масла, вносимому цапфой в суживающееся пространство зазора. $44 Под действием сил давления, развивающихся в суживающейся части масляного слоя, вал смещается в сторону движения (фиг. 559,в). За точкой наибольшего сближения вала и подшипника давление резко падает. Протяжение несущего масляного слоя составляет в ере днем 90 ч-120°. В остальной части масляного слоя давление по окружности подшипника равно давлению подачи масла. Типичное распределение давления по окружности подшипника изображено в полярных координатах на фиг. 560. Максимальное давление в масляном слое обычно в 2-3 раза превышает среднее удельное давление на подшипник. Фиг. 559. Механизм образования жидкостной пленки в подшипнике; Давление в масляном слое по оси подшипника изображается параболической кривой (фиг. 561) с максимумом в поперечной плоскости симметрии подшипника. По обе стороны плоскости симметрии давление падает из-за вытекания масла с торцов подшипника и становится равным нулю у торцов подшипника. Проекция всех сил масляного слоя на направление несомой валом нагрузки Р равна этой последней. Окружная сила Т',• необходимая для преодоления сопротивления масляного слоя, представляет собой сумму всех сил вязкого сдвига масла в зазоре. Отношение Т/Р называется коэфициентом трения подшипника, хотя сходство между этой величиной и коэфициентом трения в обычном смысле слова чисто формальное. Орлов-1071-35 545 С увеличением нагрузки вал опускается глубже; толщина масляного слоя hmm B точке наибольшего сближения вала и подшипника (фиг. 559,б) уменьшается, вытекание масла, непрерывно подаваемого в эту область насосным Р am ВО 55 65 а т Фиг: 560. Распределение давлений в масляном слое подшипника (по опытам Бредфорда и Грюндера). d=64,2 MM; Z=127 мм; Ф=0,0015; п=750 об/мин; fex=42°; p^=0,6 am. действием цапфы, затрудняется еще больше, в результате чего давление в масляном слое повышается. Теория показывает, что, по мере сближения поверхностей вала и подшипника, давление в масляном слое и несущая способность подшипника неограниченно возрастают. Идеально гладкий и абсолютно жесткий вал, отделенный от такого же подшипника масляным слоем, теоретически ни при каких условиях не может соприкоснуться с подшипником. Только отклонение вала и подшипника от правильной цилиндрической формы, вызванное как неточностями первоначальной обработки, так и упругой деформацией вала и подшипника под действием нагрузки, шероховатость поверхности вала и подшипника, присутствие металлической пыли и частиц грязи в масле, ограничивающие минимальную толщину масляного слоя, - кладут предел увеличению нагрузки. При чрезмерном сближении вала и подшипника начинается соприкосновение неровностей поверхности вала и подшипника (&' и 8", фиг. 562), и в подшипнике возникает полусухое трение, сопровождающееся повышенным износом, перегревом подшипника и могущее вывести его из строя. Сухое трение может возникнуть также благодаря присутствию в масле твердых частиц - металлической пыли, крупинок кокса и т. д. Фиг. 561. Давление в масляном слое по оси подшипника. 546 Другим пределом нагружаемости подшипника является температура масляного слоя и прочность слоя заливки. При чрезмерно высоких нагрузках возможно разрушение слоя заливки действием высокого давления в масляном слое. Для подшипников, залитых баббитом, практическими пределами считаются температуры 100-120° и удельная нагрузка 100-150 яз/сл*2, могущая при этих температурах вызвать выдавливание слоя заливки. У подшипников, залитых свинцовой бронзой, прочность слоя заливки практически не лимитирует удельных нагрузок, но и у них максимальная температура масляного слоя не должна превышать 130-150°. При температуре выше 150° начинается испарение наиболее летучих составляющих масла, сопровождающееся образованием паровых мешков в масляном слое и нарушением его сплошности. Кроме того, при чрезмерно высокой рабочей температуре подшипников резко усиливается окисление масла. Это явление на первых порах не представляет прямой опасности для работы подшипника, но с течением времени приводит к серьезным дефектам (см. об этом подробнее раздел "Смазки" во второй части настоящего курса). Подшипники коленчатого вала авиационного мотора нагружены переменной по направлению и величине нагрузкой. Случай постоянной по величине центробежной нагрузки, вектор которой вращается с угловой скоростью, равной скорости вращения вала, ничем не отличается от описанной выше схемы подшипника, нагруженного постоянной нагрузкой, с той разницей, что центр вала движется вокруг оси подшипника с угловой скоростью, равной скорости вращения вала, по окружности, радиус которой равен эксцентриситету вала, приобретаемому валом под действием нагрузки. Фиг. 562. К анализу явлений в подшипнике. Фиг. 563. К анализу явлений, происходящих в подшипнике, нагруженном переменной по направлению силой (вал неподвижен). Случай, когда вектор нагрузки вращается со скоростью, большей или меньшей скорости вала, представляет некоторые особенности, которые можно уяснить из схем фиг. 563 - 564. На фиг. 563 изображен неподвижный вал, расположенный в подшипнике с зазором, наполненным маслом; вектор нагрузки вращается с постоянной угловой скоростью. Под действием вращающейся нагрузки вал перекатывается по окружности подшипника на некотором расстоянии от нее. Перекат вала в произвольном направлении (допустим, влево от точки наибольшего сближения вала с подшипником) вызывает уменьшение объема зазора, расположенного влево отточки наибольшего сближения вала и подшипника. Масло, вытесняемое из суживающего зазора, растекается к торцам и по направлению движения вала. При этом благодаря силам вязкости, препятствующим вытеканию масла, в масляном слое создается давление, поддерживающее вал и не допускающее соприкосновения вала с подшипником. Область повышенного давления перемещается по окружности подшипника 547 с угловой скоростью, равной угловой скорости вектора нагрузки, составляя с направлением этого вектора некоторый постоянный угол. Высота минимального масляного зазора Ътт между валом и подшипником определяется скоростью переката вала, величиной нагрузки, вязкостью масла и геометрическими параметрами подшипника. Если подшипник и вал абсолютно жестки и идеально гладки, то, как показывает теория, этот зазор ни при каких обстоятельствах не может стать равным нулю. Фиг. 564. К анализу явлений, происходящих в подшипнике, нагруженном переменной по направлению силой (вал вращается). Фиг. 565. К анализу явлений, происходящих в подшипнике, нагруженном переменной по величине силой, а - вал неподвижен; б - вал вращается. Если, кроме этого переката, вал вращается вокруг собственной оси, допустим по часовой стрелке (фиг. 564), то картина несколько изменяется- При перекате против направления вращения вала (фиг. 564,а) объем масла, вносимый в зазор насосным действием вала, складывается с объемом, вытесняемым перекатом вала, вследствие чего давление в масляном слое повышается, несущая способность подшипника увеличивается и минимальная толщина масляного слоя возрастает. Если же вал перекатывается по направлению вращения вала вокруг собственной оси (фиг. 564,6), то объем масла, увлекаемый поверхностью вала, вычитается из объема, вытесняемого перекатом, давление в масляном слое падает, несущая способность подшипника ослабляется и минимальный 548 зазор hmm уменьшается. При известном соотношении между скоростью переката и скоростью вращения вала несущая способность подшипника может стать равной нулю. Из этого рассуждения можно вывести заключение, что скорость вращения вектора нагрузки оказывает значительное влияние на работоспособность подшипника. Если угловая скорость вращения вектора нагрузки превышает угловую скорость вращения вала, то несущая способность подшипника ослаблена по сравнению со случаем центробежной нагрузки, когда вектор нагрузки вращается вместе с валом, или, что принципиально одно и то же,- по сравнению со случаем постоянной по направлению нагрузки. Если же скорость вращения вектора нагрузки меньше скорости вращения вала, то несущая способность подшипника увеличена. Область повышенного давления во всех описанных случаях перемещается по окружности подшипника вместе с вектором нагрузки. Обратимся теперь к анализу переменной по величине нагрузки. Пусть на неподвижный вал, расположенный в цапфе с начальным эксцентриситетом (фиг- 565,"), прикладывается сила, возрастающая от нуля до максимума. Вал под действием нагрузки приближается к поверхности подшипника, вытесняя масло по обе стороны от линии приложения нагрузки. Вследствие затрудненного вязкостью вытекания масла из зазора в этой области создается повышенное давление, которое замедляет скорость поперечного движения вала по направлению к поверхности подшипника. С уменьшением толщины масляного слоя между валом и подшипником давление в масляном слое неограниченно возрастает; требуется бесконечно большое время для того, чтобы конечная сила могла вызвать соприкосновение вала с подшипником. Если вал вращается, то к давлению, создаваемому поперечным движением вала в подшипнике, прибавляется давление, обязанное насосному действию вала. Диаграмма скоростей в масляном слое подшипника приобретает в этом случае вид, показанный на фиг. 565, б. Если сила, приложенная к валу, периодически меняется, то периодически меняется и эксцентриситет вала в подшипнике (см. об этом подробнее Приложение). Теория показывает, что при всех трех описанных выше формах нагрузки масляный слой может выдержать произвольно большую нагрузку, при условии, если он достаточно тонок. Упругость материала вала и подшипника, способность их деформироваться под действием нагрузки, отклонение геометрической формы вала и подшипника от правильной цилиндрической формы в результате износа и неточной обработки, неровности на поверхностях вала и подшипника, присутствие грязи в масле -ограничивают минимальную толщину масляной пленки и тем самым несущую способность подшипника. Для увеличения несущей способности подшипника необходимо создать такие условия, чтобы при заданной нагрузке, скорости вращения и вязкости масляного слоя металлические поверхности вала и подшипника ни в одной точке не соприкасались друг с другом. К этому и сводится задача конструирования и расчета подшипников. С целью повышения жесткости увеличивают диаметр вала, толщину его стенок и сокращают расстояние между подшипниками. Корпусы подшипников (гнезда коренных вкладышей, головки шатунов) делают массивными и равномерно жесткими в радиальных направлениях. Правильной цилиндрической формы и гладкости вала добиваются тщательной механической обработкой, а сохранение формы и качества поверхности в эксплоатации обеспечивают приданием валу повышенной поверхностной твердости (например, цементацией или азотированием). Несущую поверхность подшипников делают из пластичного материала; неточности монтажа и изготовления автоматически устраняются в процессе приработки в силу податливости материала. Всякий, даже правильно рассчитанный и сконструированный подшипник временами работает в области полусухого трения (например, в пусковые периоды); пластичность материала делает эти периоды относительно безопасными и предохраняет от схватывания (заедания) вала в подшипнике. Пластичная поверхность подшипника делает 549 менее опасным присутствие в масле металлических частиц, которые впрессовываются в поверхность подшипника и благодаря этому обезвреживаются. 0,01 ?- -0,0 Г 0,01 0,0150,02 0,02 0,05 OJ 0,1 0,13 0,2 0,3 0,^0,5 OJ / Фиг. 566. Функции ^l!L и ^j^ по l/d и относительному наименьшему зазору WL в сантипуаз об/мин . f} , (86) •где d - диаметр цапфы в мм', I - длина рабочей части подшипника в мм] А - диаметральный зазор в подшипнике в мм; . f\n А = -?- - характеристика режима, /V в которой: -г] - вязкость смазочного в сантипуазах; п - число оборотов вала в минуту; k - удельная нагрузка на единицу проекции подшипника в кг/ см2. Затем определяют количество тепла, выделяющееся в единицу времени "" сек 100 427 ' ч ' где v - окружная скорость вала в м[сек, остальные обозначения прежние. Объем масла, вытекающего в единицу времени из коренного подшипника '(при обычной системе подвода масла к коренным подшипникам из отдельной масляной магистрали), может быть определен по уравнению гмз Л°>8 Д2'20'<м --3>4Р" ч" Q ^_ = о.8 ^_^._6_^L+ Р-2,5 -10"---0402---' <87) где а' = Р - коэфициент, учитывающий условия ввода масла в подшипник; при вводе масла через сплошную кольцевую канавку или с торца подшипника р = 1, при вводе через 1 - 3 сверления р можно принимать в пределах 0,2 -~ 0,6; РМ - давление масла в магистрали (давление подачи), кг/ см2; Истечение масла из шатунных подшипников определяется по тому же уравнению, только вместо рм следует подставить выражение Рм + Рчб - Др, (d) где рцб - давление, создаваемое центробежными силами в масляной полости шатунной шейки, приблизительно равное [см. формулу (90а)]: -* е) ' где Е - радиус кривошипа, мм; Y - удельный вес масла, кг /л; ш - окружная скорость вращения коленчатого вала, сек"1; г - радиус коренной шейки, мм; д - ускорение силы тяжести (д =9,81 м/сек2). 554 Ajo - величина давления в кг/еж2, потерянного в маслоподводящих каналах, которое можно в среднем оценить цифрой порядка 0,1 рм- Количество тепла, уносимого маслом из подшипника в единицу времени, равно Е' кал/сек = -- (1вых - tex), (f ) где с - теплоемкость масла в кал/кг °С; Y - удельный вес масла в кг/л', tex и teux - температура масла, входящего в подшипник и выходящего из него. Среднюю температуру \ масляного слоя подшипника можно считать равной _ *бых + tex /ч 1ср 2 ' ^°' откуда teux == 2^ср 1'вх- С подстановкой этого значения 1вых уравнение (f) принимает следующий вид: 11' Ka^ceK-^^-(tcp-tex}. (h) Приравнивая (с) и (h), получаем уравнение теплового баланса: Ukvf _ 2с<Эт /, __, ч /ооч "42700~~~1000~^ вх)' ^ ' Для средних условий можно положить с = 0,5 кал/кг °С. Подставляя это значение в уравнение (88), получаем ^= wfr + 1вх = 100° w + texi т где I и d - диаметр шейки вала и рабочая длина подшипника в мм; k - удельная нагрузка на единицу проекции подшипника в кг/еж2; v - окружная скорость вала в м/сек; Q - истечение масла из подшипника в см3/сек; Y - удельный вес масла в кг/л; Ё - тепловыделение в масляном слое подшипника в кал/ сек. Из этого уравнения определяют fcp. Если полученное значение tcp отличается от положенного в основу расчета, то производят перерасчет до полного совпадения. После этого по характеристике режима ~ и величине ^р находят по графику фиг. 566 значение относительной наименьшей толщины масляного слоя ?• •Затем определяют минимальную толщину масляного слоя 7imin - ? -^ в точ- ке наибольшего сближения вала с подшипником. Коэфициент надежности подшипника х можно найти, если известно критическое значение ^minKp, при котором происходит разрыв масляной пленки и возникает сухое трение. По величине fo,minKp находят величину 9 Ъ и по графику фиг. 514 определяют соответствующее значение (j-W) • Коэфи-циент надежности подшипника равен 555 Для обычных условий можно считать /iminKp =0,005 мм. Коэфициент надежности исполненных подшипников, определенный из этого допущения, составляет 1,5 - 5. Пример. Определим температуру, минимальную толщину масляного слоя и коэфициент надежности коренного подшипника коленчатого вала с d =80 мм и - =0,8. Относительный зазор ф в горячем состоянии равен 0,001. Средняя (л> удельная нагрузка на подшипник равна 80 "г/слс2, максимальная 100 яг/слг2. Вал вращается со скоростью 2400 об/мин. Давление подачи масла 8 яег/сж2, температура подаваемого масла 75°. Масло № 19. Кривая вязкости по температуре изображена на фиг. 567. Положим, что температура масляного слоя равна 100°. Тогда вязкость масла по вязкостно-температурной кривой (фиг. 567) равна ~ 25 сантипуа-зов и характеристика режима t\n _ 25 • 2400 _ "-"сантипуаз об/мин. ~fc~ = ~ 80 = кг/ем* Коэфициент трения по уравнению (86) равен f = 3,36 • Ю-6 - 750 + 0,55 (-oV)1'5 * 10~3 = °>0033-Тепловыделение равно [уравнение (с)] D , , kuf 64 • 80 • 80 • 10 • 0,0033 ' 0. . Н = Ш1ш = - - 42700 - = °'31 вы/сек. Истечение масла по уравнению (87) (принимая (3 = 0,6) равно Q = 13,4 см3/сек. Из уравнения (89) определяем среднюю температуру масляного слоя подшипника cp + tex = ~~ + 75 = 26 + 75 = 101°. Таким образом пересчет излишен. Температура масла, выходящего из подшипника, равна 101 -f- 26 = 127°. Найдем наименьшую толщину масляного слоя /imln при максимальной удельной нагрузке (100 кг/см2). Вязкость масла при 127° по фиг. 567 равна 12 сантипуазов. Характеристика режима равна t\n _ 12 • 2400 _ rjQ,-, сантипуаз об/мин ~ 100 - кг/см* ' Число ^L равно -5^5- = 0.29 . 10-". По графику фиг. 566 при lid = 0,8 этому числу соответствует относительная толщина масляного слоя ? =0,15. Следовательно: /?min = А 5 = 0,04 S = 0,С06 мм. • --• Пусть критическое значение /imin>ip = 0,004 мм. Тогда с _ femin пр _ 0,004 _ п ' По графику фиг. 566 для ? = (,1 при Ijd = 0,8 /J^\ _ Q лл . лл_9 1**'Лр~ ' 556 Откуда коэфжциент надежности 0,29 0,19 _ \ с, о .Таким образом нагрузка может увеличиться на 53%, прежде чем масляный слой достигнет критической толщины. Точно так же вязкость масла может упасть до 12 : 1,53 = 7,8 сантипуазов, что соответствует по фиг. 567 температуре масляного слоя около 150°. Повысить коэфициент надежности можно увеличением рабочего зазора, увеличением давления подачи масла или уменьшением критического значения Лтшкр- Последнее имеет решающее значение. Чрезмерный износ, заедание, "горение" подшипника, растрескивание и расплавление баббитовой заливки, словом, все симптомы неудовлетворительной работы подшипника всегда обязаны переходу за критическую толщину масляного слоя и возникновению в подшипнике полужидкостного или полусухого трения, но далеко не всегда, а скорее в виде исключения объясняются недостаточно высоким расчетным значением umin. По большей части в работу подшипника вмешивается какой-нибудь внешний фактор, увеличивающий критическую величину Ътшпр и расстраивающий жидкостную смазку. Если перечислить эти факторы по частоте их появления и по степени важности, то получим приблизительно следующую картину: 1) недостаточная жесткость подшипников или вала; 2) неправильный подвод смазки; 3) неудовлетворительное качество заливки вкладышей; 4) неправильная подготовка поверхности, недостаточная гладкость поверхностей, нарушение цилиндрической формы при обработке; 5) неправильный выбор материала вала или подшипника; 6) недостаточная твердость вала; неправильное соотношение между твердостью вала и подшипников; 7) неудовлетворительное качество масла; 8) порча масла в эксплоатации, присутствие в нем кокса и грязи. У многократно опертых валов к этому перечню присоединяется, как наиболее частая причина аварий, несоосность опор или шеек вала и недостаточная жесткость картера, несущего опоры. В огромном большинстве случаев устранение этих причин заставляет подшипник работать удовлетворительно. При первых признаках неудовлетворительной работы подшипников конструктор обязан отдать себе отчет, нет ли налицо одной из указанных причин, и только после этого пытаться улучшить работу подшипника изменением характеристики режима. Только соображения первоначальной стоимости, ограниченности габаритов, учет условий эксплоатации и т. д. заставляют конструктора искать надежности работы подшипника на пути увеличения характеристики режима до употребительных значений порядка 500 -ь 1000 и выше. Но даже выбрав высокое значение X, конструктор отнюдь не освобождается от обязанности тщательно пересмотреть и устранить все факторы, которые могут в эксплоатации нарушить жидкостное трение. 150 Ц Фиг. 568. Удельный вес некоторых авиационных масел по температуре. 1-касторовое масло; 2-авиационное 19; 3- эмбинский брайтсток; 4-кастроль. 557 Приближенные способы оценки нагруженное(tm) подшипников. Нагружен-ность подшипников часто оценивают ориентировочно по величине среднего удельного давления, представляющего собой частное от деления средней силы (в /гг), действующей за цикл, на площадь проекции рабочей поверхности подшипника (т. е. без галтелей) в см2: У современных V- образных 12-цилиндровых двигателей величина kcp колеблется на номинальном режиме в пределах 60 -ь 180 кг/см2, величина Umax составляет 100 - 250 кг/см2. На шатунной шейке звездообразных двигателей kcp = 100 - 250 кг/см2; /сгаах = 180 - 350 кг/см2. На режиме пикирования величина k на шейках коленчатого вала может достигать 300 - 500 кг/см2. В качестве критерия тепловой . напряженности подшипника принимают величину kv, т. е. произведение среднего удельного давления в кг/см2 на окружную скорость в м/сек. Эта величина представляет собой количество тепла, выделяющегося в единицу времени на единицу поверхности, при постоянном коэфициенте трения. Последнее предположение представляет собой грубое упрощение, так как в действительности коэфициент трения [уравнение (86) | представляет собой сложную функцию окружной скорости, нагрузки и вязкости масла, которая в свою очередь является функцией многих независимых переменных. У современных 12-цилиндровых V-образных двигателей kv = (600 -f-1300) кгм/см2сек. В прежнее время при проектировании двигателей часто исходили из некоторых предельных величин k и kv, за которые принимались максимальные достигнутые к тому времени значения этих параметров в исполненных моторах. Эта предпосылка, как легко видеть, неверна по существу, так как ни величина k, ни величина kv не характеризуют надежность работы подшипников. Работоспособность подшипника определяется, как мы видели выше (стр. 551), минимальной толщиной масляной пленки на участке наибольшего сближения вала и подшипника. Последняя при заданных геометрических параметрах подшипника зависит прежде всего от рабочей вязкости масла, которая при данном сорте масла зависит от температуры масляного слоя. Таким образом, если можно характеризовать работоспособность подшипника одним параметром, то таким параметром может быть скорее всего его температура. Температура же подшипника зависит не от величины kv и даже не от величины kvf, а устанавливается, как результат взаимодействия между тепловыделением в подшипнике и теплоотводом от него. Знание истинных законов работы подшипника дает* в руки конструктора такие мощные способы увеличения работоспособности подшипника, путем уменьшения тепловыделения и главным образом повышения теплоотвода, что предел нагружаемости может быть отодвинут сколь угодно далеко. Об этом ярко свидетельствует непрерывный рост величин k и kv у исполненных моторов. Разумеется, этот прогресс приходит не сам собой, а представляет собой результат огромной работы над усовершенствованием конструкции подшипников, улучшением антифрикционных сплавов, смазочных масел и т. д. Аналитическое или графическое определение сил, действующих на шатунную и коренные шейки коленчатого вала, представляет собой элементарную, но в высшей степени кропотливую задачу. Предложено много сокращенных способов определения среднего удельного давления на шатунную шейку по-оборотам, размерам кривошипно- шатунного механизма, весу поступательно-вращателъно-движущихся частей и т. д. ([11,15], ср. ч. II гл. III книги первой). Среднее удельное давление, определяемое этими способами, обычно довольно хорошо совпадает с результатами точных вычислений. Однако эти способы пригодны лишь для ориентировочной оценки нагруженности подшипников, так как не дают ни величины максимального удельного давления. 558 в гораздо большей степени влияющего на надежность работы подшипника, ни характера изменения нагрузки по времени, ни картины распределения нагрузки на окружности цапфы, являющейся главным руководством при выборе расположения маслоподводящих отверстий. Подвод масла в подшипники. Принудительная подача масла в подшипники, представляет собой мощное средство увеличения нагружаемости подшипников. Масло подается в подшипники обычно под давлением 3-10 ати. Оно смывает перегретый масляный слой, откачиваемый валом из нагруженной областич подшипника, охлаждает поверхность вала и подшипника и уходит через торцы подшипника, унося с собой тепло, выделяющееся в результате трения. Прокачка масла через подшипник пропорциональна давлению подачи, очень сильно* зависит от числа и расположения маслоподводящих каналов и от величины, зазора, возрастая с его увеличением [ср. уравнение (87) на стр. 554]. // ,ч Фиг. 569. Ввод масла в подшипник, нагруженный постоянной нагрузкой. Фиг. 570. Ввод масла в подшипник, нагруженный центробежной нагрузкой. Для увеличения прокачки маслоподводящие отверстия следует располагать, в наиболее широкой части зазора (фиг. 569, 111), в области наименьшего давления. Это расположение выгодно еще потому, что увеличивает количество масла, поступающего в нагруженную область подшипника. Расположение маслоподводящих сверлений в суживающей области зазора (фиг. 569,1, IV) недопустимо, так как высокое давление, развивающееся в масляном слое в этой области, не позволяет свежему маслу проникнуть в зазор. У подшипников, нагруженных центробежной силой, вектор которой вращается с угловой скоростью, равной скорости вращения вала, выгодно подводить масло в наиболее широкую часть зазора не через подшипник, а через вал (фиг. 570,111). Если расположить маслоподводящее сверление на окружности подшипника, то оно при каждом обороте вала будет пересекаться областью высокого давления, перемещающейся по окружности подшипника с угловой скоростью, равной угловой скорости вращения вала. В эти моменты подача масла через масляные сверления прекращается. Если по каким-либо 559- причинам масло возможно подвести только через подшипник, то для увеличения подачи масла рекомендуется делать на окружности подшипника по меньшей мере два масляных отверстия для того, чтобы одно из отверстий продолжало подавать масло, пока другое "закупорено" высоким давлением масляного \\\\ч 'Фиг. 571. Выборки и канавки а) в подшипнике (при постоянной нагрузке) и б) на валу (при центробежной нагрузке), как средство увеличения прокачки масла и уменьшения трения в подшипнике. слоя. Расположение маслоподводящих сверлений на окружности подшипника в этом случае, очевидно, безразлично. Количество масла, протекающего через подшипник, можно увеличить при помощи канавок и выборок, которые у подшипников с постоянным направлением нагрузки делаются на поверхности подшипника (у подшипников с центробежной нагрузкой- на валу в области наименьшего давления, фиг. 571), а у подшипников с нагрузкой переменного направления могут делаться или на валу или на подшипнике в зависимости от характера перемещения вектора нагрузки. Наиболее рациональ-, ное расположение канавок гФиг. 572. Подвод масла в коренные подшипники колен- определяется анализом початого вала. лярных диаграмм нагруз-* ки и износа. Канавки и выборки могут занимать очень большую площадь и существенно нарушать правильную цилиндрическую форму вала или подшипника (как на фиг. 571 справа) без всякого ущерба для правильной работы подшипника и к выгоде для его несущей способности, однако, при непременном условии, что они бу-ДУТ удалены от области высокого давления и что на них ни разу не ляжет нагрузка. .560 Канавки недопустимо располагать в нагруженной области подшипника или в точках, пересекаемых областью повышенного давления при ее перемещении с вектором нагрузки. Канавки рекомендуется не доводить до торцов подшипника на 5 - 6 мм для того, чтобы обеспечить подачу масла йод давлением в нагруженную область зазора подшипника. У рядных двигателей масло в большинстве случаев подводится по масляной магистрали к каждому коренному подшипнику в отдельности. Из коренного подшипника масло поступает в полости коренных шеек коленчатого вала, а оттуда - в масляный зазор шатунных подшипников. Ввод масла во вращающиеся коренные шейки коленчатого вала представляет довольно сложную задачу. Эта задача обычно решается следующим образом. Масло подводится в нижнюю подвеску коренного подшипника по вертикальному ответвлению напорной масляной магистрали, подается в кольцевую канавку на поверхности гнезда вкладыша и оттуда через радиальные сверления во вкладышах поступает в масляный зазор (фиг. 572, а). В валу сделано несколько сверлений; при совпадении этих сверлений со сверлениями во вкладышах масло перетекает во внутреннюю пол ость коре иной шейки коленчатого вала, а оттуда по сверлению в щеке - в шатунную шейку. При такой системе масло проникает в коленчатый вал периодически в моменты совпадения отверстий в валу и во вкладышах, вследствие чего подача масла Фиг. 573. К определе- к шатунным подшипникам ограничена. Количество нию Давления' создавае- J r мого в масляном слое масла, протекающего через шатунный подшипник, зави- центробежными силами. сит от продолжительности времени совпадения отвер- стий и в коренном подшипнике, от их числа и проходного сечения. Продолжительность времени совпадения отверстий 1 и 2 (фиг. 572, а) за один оборот вала равна: / f • • "1 + <*2 t мин/об = 1лг9 - V - - , ' ! 2 2тШ ' где аг - центральный угол отверстия в шейке вала, в радианах; ос2 - центральный угол отверстия во вкладыше, в радианах; п - скорость вращения вала, об/мин; г*! - число отверстий в шейке вала; i2 - число отверстий в подшипнике. Общая продолжительность совпадения отверстий в единицу времени при п об/мин равна • • о- + <х2 1 - 111* ~~2я ' т. е. не зависит от числа оборотов двигателя. Обычно а- = <х = а Для увеличения подачи масла на поверхности вкладышей проделывают канавки на дуге, угол которой равен углу между сверлениями в коленчатом валу (фиг. 572,6). Снабжение шатунных подшипников маслом присходит непрерывно в том случае, если центральный угол а3 канавки равен углу между радиальными 9тс сверлениями в коренной шейке, т. е., если число сверлений L = - . Рациональ- аз ным размещением сверлений и канавок можно свести к минимуму длину канавок и тем самым предупредить падение несущей способности подшипника, неизбежное при сколько-нибудь значительной длине канавок. •Орлов- 1071- 36 567 Количество масла, могущее протекать через маслоподводящие отверстия, зависит от давления подачи. Количество же масла, вытекающее из радиального зазора шатунного подшипника, зависит от числа оборотов. С возрастанием числа оборотов истечение масла из шатунных подшипников увеличивается из-за уменьшения рабочей вязкости масла с ростом работы трения, а также вследствие возрастания центробежных сил, действующих на масляный слой шатунного подшипника. На известной ступени маслоподводящие сверления начинают лимитировать истечение масла из шатунных подшипников; начиная с этого момента смазка подшипника начинает оскудевать, что может привести к отрицательным последствиям. Давление, создаваемое центробежными силами в масляном слое шатунного подшипника можн,о, пренебрегая влиянием истечения масла на давление, приближенно определить из соотношения (фиг. 573): рцб кг/см* " Ю-7 -I- f coSrrfr = 1C-7 где ^ - удельный вес масла, кг /л', у = 9,81 - ускорение силы тяжести, м/сек; со - угловая скорость вращения кривошипа, сек-1; Б - радиус кривошипа, мм. Положим -[ = 0,8 кг/л; <о - 250 (п = 2400 об/мин); Л = 160 мм. Тогда 10~7 • 0,8 • 62500 - 25 600 а 0 , , Рцб = - 2~ПЩ - = ' кг/см*. Таким образом давление, создаваемое центробежными силами, может достигать очень больших величин. При очень высоком числе оборотов ввод масла через радиальные сверления коренных шеек затрудняется центробежными силами масла, вращающегося вместе с коре иной шейкой. ^Аналогично уравнению (90), можем написать следующее выражение для величины давления, противодействующего вводу масла: где г - радиус коренной шейки в мм; остальные обозначения прежние. Эффективное давление, создаваемое центробежными силами в масляной полости шатунной шейки, равно: Р = А* - Л. = Ю-' 2 . Положим г = 45 мм; остальные величины пусть будут такими же, как в предыдущем примере. Величина давления, противодействующего вводу масла, равна Ю-7 • 0,8 • 62 500 • 2040 Л ,, , 2 Р Чб = -- 2 ~:~9~81 - =0,51 кг/см2. Эффективное давление, создаваемое центробежными силами в масляной полости шатунной шейки, в данном случае равно р=рцб - р'цб = 6,8 - 0,51 = 6,29 кг/см2. В нагрузке на коренные шейки преобладающую роль играет центробежная сила колена и связанных с ним вращающихся частей шатуна; вектор нагрузки перемещается по окружности подшипника со скоростью приблизительно равной скорости вращения вала. За оборот коленчатого вала область давления неизбежно пересекает отверстия для подвода масла. По этой причине делают по меньшей мере два отверстия для подвода масла, из которых одно продолжает подавать масло в то время как другое "закупорено" действием высокого давления в масляном слое. 562 Отверстия в валу выгодно располагать в области максимального давления для увеличения давления подачи масла во внутренние полости коренных шеек и в шатунные подшипники. Из внутренней полости коренной шейки масло по сверлениям в щеках коленчатого вала поступает в шатунные шейки и оттуда через сверления в шатунной шейке смазывает шатунный подшипник. В большинстве случаев масло подается в шатунный подшипник через трубки, завальцованные или укрепленные каким-либо другим способом в стенке шатунной шейки. Трубки опускаются на значительную глубину в полости шатунных шеек (фиг. 574,а). Последние образуют своего рода центрифугу, отгоняющую тяжелые частицы грязи, кокса, металлические опилки и т. д., которые отлагаются на внутренней поверхности полостей. Благодаря этому в зазор шатунных подшипников поступает масло, очищенное от грязи. Такой же результат получается простым смещением масляного сверления с оси шейки (фиг. 574,6). Завальцовка маслоподводящих трубок в коленчатом валу производится одним из способов, указанных на фиг. 575. На фиг. 575,7 изображен наиболее употребительный способ завальцовки трубок. Трубки с предварительно накатанным на них "валиком" устанавливаются в отверстие шатунной шейки изнутри, после чего наружный конец трубки расчеканивается или развальцовывается. Аналогично крепится овали-зированная с одного конца трубка на фиг. 575, 2. В случае, изображенном на фиг. 575, 3, на валу нарезается резьба вторым метчиком. В отверстие вставляется медная трубка и раздается оправкой. Материал трубки плотно затекает в нитки резьбы и держит трубку на месте. Этот способ отличается тем недостатком, что резьба в отверстии уменьшает усталостную прочность вала и без того ослабленного наличием сверления.. Фиг. 574. Способы очистки масла в полостях шатунных шеек. Г 2 3 • Фиг. 575. Способы завальцовки масляных трубок в коленчатом валу. Вальцовку точеных (не тянутых) трубок иногда выполняют по способу, изображенному на фиг. 575,4. Внутреннее сверление трубки выполняется с сужением. После постановки на место т рубка раздается оправкой, и материал трубки плотно удерживает трубку в валу. Расположение маслоподводящих сверлений на периферии шеек определяется по диаграммам износа (см. стр. 566). Канализация масла во внутренних полостях коленчатого вала осуществляется одним из способов, изображенных на фиг. 576. Конструкции по фиг. 576, 1 и 2 преследуют цель уменьшить полетный вес мотора и обеспечить быструю подачу масла к подшипникам при пуске мотора. Недостаток этой конструкции заключается в том, что в масляный зазор шатун- 563 ного подшипника поступает масло со всеми загрязняющими его примесями. Конструкции по фиг. 576,3-6, в которых масляные полости закрываются заглушками, позволяют осуществить центрифугирование масла во внутренних полостях шатунных шеек. Заглушки масляных полостей крепятся болтами (фиг. 576,3-5), на резьбе (фиг. 576,2,низ), завальцовкой (фиг. 576,6) или запрессовкой (фиг. 576,7, верх). Крепление заглушек на резьбе уменьшает сопротивление вала усталости. Завальцовка (фиг. 576,6) крайне неудобна в эксплоатации, так как для осмотра и очистки масляных полостей требуется вывальцовка и завальцовка заглушек вновь. Наиболее целесообразны конструкции по фиг. 576,3-"5. В подобных конструкциях заглушки снабжаются коническими фасками и притираются к валу (на фиг. 576,4 заглушки имеют специальное направление для притирки). На маломощных моторах заглушки с целью упрощения часто делаются плоскими и ставятся на прокладках (фиг. 576,7, низ). Конструкция по фиг. 576,5, позволяя осуществить центрифугирование масла, вместе с тем обеспечивает ускоренную подачу масла в шатунный подшипник в пусковые периоды. Если коренные шейки коленчатого вала монтированы на подшипниках качения, то масло подводится в коленчатый вал через специальный скользящий подшипник или через холостую плавающую втулку или с торца коленчатого вала, уплотненного специальным приспособлением. Проходя через многочисленные сверления и полости коленчатого вала, масло постепенно теряет давление (иногда на 3-4 am). Падение давления в коленчатом валу приходится компенсировать увеличением начального давления подачи. Смазка шатунных подшипников у моторов с такой системой подвода масла не так обильна, как при подводе масла к каждому коренному подшипнику в отдельности. Однако, проходя через колена вала, масло центрифугируется настолько интенсивно, что эта система дает результаты подчас даже лучшие, чем при подводе масла к каждому коренному подшипнику в отдельности. Поверхность шатунных подшипников после работы бывает меньше надрана и состояние заливки лучше. Эта система с успехом применяется в последнее время и для коленчатых валов со скользящими коренными опорами. В частности, подобная система смазки применяется на одной из модификаций двигателя АМ-34 (система смазки Гудырина). Масло вводится с переднего конца коленчатого вала через ложный подшипник, уплотненный разрезными пружинными кольцами и проходит вдоль коленчатого вала, смазывая последовательно все шатунные и коренные подшипники. Аналогично устроена смазка у двигателя Юнкерс 211 (ср. также фиг. 587). Еще лучшие результаты можно, разумеется, получить, подвергая масло очистке в специальной центрифуге после нагнетательной помпы и подавая очищенное масло к каждому коренному подшипнику в отдельности. Условия работы подшипников коленчатого вала. Шатунные шейки коленчатого вала нагружены силами давления газов в цилиндре и силами инерции поршневой группы и шатуна. Коренные шейки коленчатого вала нагружены этими же силами и сверх того силами инерции колена. В книге первой (ч. II) приведены типичные полярные диаграммы сил, действующих на шатунные и коренные шейки рядного мотора. Силы, действующие на коренные опоры, более постоянны по величине, чем силы, действующие на шатунные шейки, благодаря выравнивающему действию центробежной силы колен и связанных с ними вращательно-движущихся частей. Отношение ^ах на коренных шейках рядных моторов на номинальном режиме составляет в среднем 1,15 -ч- 1,3; на шатунных -колеблется в пределах 1,25 -н 1,5. Условия работы коренных подшипников вообще несколько благоприятнее, чем шатунных. Ударная нагрузка от сил вспышки передается на них ослабленной масляным буфером шатунной шейки. По условиям габарита коренные подшипники могут быть сделаны значительно более жесткими, нежели шатун. 564 Фиг. 576. Канализация масла в полостях коленчатого вала. 565 ные. Наконец, к ним подводится более холодное масло, чем к шатунным. Зато шатунный подшипник, благодаря зазорам между верхней головкой шатуна и поршневым пальцем с одной стороны и между поршнем и цилиндром с другой -. обладает в известной мере способностью самоустанавливаться, тогда как коренные являются жесткими и очень чувствительны к неточностям обработки и монтажа, нарушающим соосность и параллельность соседних опор. Прокачка масла через шатунные подшипники больше, чем через коренные, благодаря давлению, создаваемому центробежными силами при вращении колена. Шатунным подшипникам придается несколько большая длина, чем коренным. Рабочая длина шатунных подшипников (без галтелей) составляет 0,35- 0,451), рабочая длина коренных 0,25-0,321). Отношение - у шатунных Си шеек рядных моторов составляет 0,7-1; у коренных 0,4-0,6. В интересах уменьшения центробежных сил и сокращения габаритов шатуна шатунные шейки выполняются тоньше (0,48 - 0,55-D), чем коренные (0,55 - 0.6D). Относительный зазор, т. е. отношение диаметрального зазора к диаметру вала, на шатунных и коренных шейках при заливке подшипников баббитом делают обычно равным 0,00085 - 0,001, что соответствует ходовой посадке по ОСТ. При заливке подшипников свинцовой бронзой эти цифры увеличивают приблизительно на 50%. Нагрузка на коренные подшипники зависит от расположения соседних колен и неодинакова у различных подшипников. У двигателей с четырех- или шестиколенным валом (схемы фиг. 544-545) наиболее нагружена средняя опора, которая несет направленную в одну сторону центробежную силу двух смежных колен. Для уменьшения удельного давления среднюю опору таких двигателей часто делают на 20-30% длиннее остальных, для чего средние цилиндры раздвигают. У современных моторов, сильно форсированных оборотами, центробежные силы мотылей коленчатого вала и связанных с ними вращающихся масс шатунов уравновешивают противовесами с целью уменьшения нагрузок на подшипники. Иногда уравновешивают лишь силы нагрузки на наиболее нагруженном среднем подшипнике, но в таком случае для сохранения динамической уравновешенности мотора коленчатому валу придают необходимое число противовесов и на других коленах. На фиг. 589 изображен коленчатый вал мотора Роллс-Ройс "Мерлин" с противовесами, введенными для уменьшения нагрузок на коренные опоры. Помимо разгрузки коренных подшипников, противовесы уменьшают деформацию колена от сил инерции и тем самым улучшают условия работы коренных и шатунных подшипников. Масса противовесов не имеет здесь такого значения, как при динамическом уравновешивании двигателя; противовесы могут уравновешивать лишь часть сил, действующих на коренные шейки. Диаграмма износа. Располагая полярной диаграммой сил, действующих на шатунные и коренные шейки коленчатого вала, нетрудно построить так называемую диаграмму износа, которая дает хотя и приблизительное, но в высшей степени наглядное представление о распределении нагрузки на шейку и позволяет определить целесообразное расположение отверстий для подвода масла. Диаграмма износа строится следующим образом. Окружность цапфы (или подшипника) разделяется на определенное число равных делений, например, через каждые 15°, которые нумеруются и заносятся в таблицу. Под каждым делением в таблицу заносятся значения действующей на него силы из полярной диаграммы через каждые 10 или 20° угла поворота коленчатого вала. Предполагается, что сила, действующая на цапфу, распространяется на угол 120°. Если, например, сила Р действует в точке 9 (фиг. 577), то эта цифра заносится в таблицу против всех делений, лежащих на 60° справа и слева от точки 9. После того как вся таблица заполнена, под каждым из делений ставится итог. Итоговые цифры наносятся в удобном масштабе на окружности цапфы (фиг. 578). 566 Диаграммы износа различны для подшипника и вала. Диаграмма износа показывает вероятное распределение износа по окружности цапфы. Диаграмма не является вполне точной потому, что точка наибольшего сближения цапфы с подшипником не лежит по линии приложения силы, а несколько смещена в сторону по вращению или против него, в зависимости от режима работы и характера нагрузки (см. стр. 544 и ел.). 19 nft 17 23 Фиг. 577. К построению диаграммы износа. Фиг. 578. Типичная диаграмма износа шатунной шейки. Смазочные отверстия следует располагать в точке наименьшего износа, т. е. в области, где цапфа за цикл изменения нагрузки реже всего сближается с подшипником и где дольше всего в масляном слое нет давления. Конструкция вкладышей. На фиг. 579 изображены конструкции коренных вкладышей коленчатого вала приблизительно по этапам их исторического развития; а, б, в, г -толстостенные вкладыши, д -тонкостенный вкладыш. Вкладыши изготовлялись раньше из оловянистой бронзы, а теперь делаются исключительно из малоуглеродистых сталей 15-25 (табл. 3), поддающихся заливке баббитом и свинцовой бронзой. Толщина бронзовых вкладышей обычно 3-5-мм, стальных 2-4 мм. Толщина слоя заливки колеблется в пределах 0,25-1,5 мм. Чем тоньше слой баббита, тем лучше он выносит ударную нагрузку, однако, из опасения нарушить равномерность толщины баббитового слоя при обработке толщину его редко делают меньше 0,5 мм- Раньше слой баббита заливали по крупной резьбе, нарезанной на внутренней поверхности вкладышей или усиливали связь баббита с вкладышем "ласточкиными хвостами" и т. п. способами. Практика показала, что эти приемы излишни; связь баббита с металлом вкладыша получается достаточно прочной .и в том случае, если баббит заливается по гладкой или грубо обработанной поверхности, предварительно облуженной или (лучше) омедненной. В настоя-шее время ответственные подшипники заливаются почти исключительно центробежным способом- Процесс изготовления толстостенных вкладышей в общих чертах следующий. Вкладыши изготовляются из целой цилиндрической заготовки. Внутренняя поверхность заготовки растачивается с двух центров (фиг. 580), отстоящих друг от друга на расстоянии, приблизительно равном ширине разрезной фрезы -s, и заливается баббитом. После этого заготовка разрезается на две 567 половинки, которые соединяются в специальных жимках и обрабатываются снаружи. Внутренний диаметр начисто растачивается, развертывается или протягивается. Иногда расточка внутреннего отверстия вкладышей производится после разрезки заготовки пополам. Вкладыши в этом случае заливаются в жимках. а 5 6 3 д Фиг. 579. Конструкция вкладышей подшипников коленчатого вала. Вкладыши обычно сажаются в корпус (гнезда) с небольшим натягом (^ •= -0,0003 -4- 0,0006) или на скользящей посадке и стопорятся контрольными штифтами, которые иногда высверливаются и используются для подвода масла. Один из вкладышей фиксируют на контрольном шрифте скользящей посадкой; отверстие под контрольный шрифт в другом вкладыше делают продолговатым так, чтобы этот вкладыш мог слегка самоустанавливаться при затяжке вкладышей. Заплечиков, задерживающих вкладыши от осевого перемещения (фиг. 579,а-#), в последнее время не делают. На фиг. 579,0 изображено крепление вкладыша к корпусу четырьмя шурупами, примененное в моторе f Кертис "Конкверор". У торцов вкладышей раньше делали галтели (фиг. 579,а, б), теперь снимают фаски (фиг. 579,6-д), что проще в производственном отношении. В последнее время в авиационном и автомобильном моторостроении получили широкое распространение тонкостенные вкладыши. Эти вкладыши изготовляются обычно из малоуглеродистой стали, допускающей заливку баббитом и свинцовистой бронзой. При толщине слоя заливки 0,5-0,7 мм стальная стенка вкладыша имеет тол-Фиг. 580. К описанию спо- ЩИНУ 1'5Т2 мм' Благодаря этому вкладыши отли-соба изготовления вклады- чаются гибкостью и, будучи затянуты в массивном шей подшипников. корпусе с точно обработанным цилиндрическим отверстием, послушно принимают его форму. Преимущества тонкостенных вкладышей: малый габарит и вес, взаимозаменяемость, облегчение монтажа и замены вкладышей, а также возможность изготовлять тонкостенные вкладыши массовым порядком. Тонкостенные вкладыши изготовляются из стальной тонкой ленты или из цельной стальной тенкостенной трубы, заливаемой изнутри баббитом или свинцовой бронзой (предпочтительно центробежным способом). После заливки внутренняя поверхность трубы обрабатывается начисто, и труба разрезается на отдельные кольца нужной длины, которые в свою очередь разрезаются по диаметральной плоскости пополам. Внешний диаметр трубы dt выбирается с таким расчетом, чтобы после разрезки по диаметральной плоскости внешняя окружность двух сложенных 568 вместе вкладышей равнялась окружности отверстия под вкладыши плюс величина натяга для данного диаметра (ф = 0,0003 -~ 0,0006). Если d' - диаметр отверстия, в котором сажают вкладыши; 5 = <Ы' - диаметральный натяг; s - ширина разрезной фрезы, то наружный диаметр" трубы дг дозгжен быть равен: d, = d' -f о + --. х ' ' те Залитое баббитом или свинцовой бронзой отверстие трубы растачивается, развертывается или протягивается по диаметру d", который выбирается)с таким расчетом, чтобы после установки вкладышей на место подшипник обладал нужным зазором. а б Фиг. 581. К описанию монтажа тонкостенных вкладышей. Если с?2 - диаметр вала, Д - диаметральный зазор, s - ширина разрезной фрезы, 8 - диаметральный натяг, то внутренний диаметр сГ, по которому растачивается заливка перед резрезкой трубы, должен быть равен 1// Т I Л I -"" I ~1 Перед постановкой на место вкладыши имеют вид, изображенный на фиг. 581,а. Небольшого нажатия достаточно, чтобы прижать вкладыш по всей периферии к отверстию (фиг. 581,6). Края вкладышей выступают при этом над плоскостью стыка на величину обычно равную 0,05-0,1 мм, которая выбирается при затяжке болтов корпуса, после чего вкладыши приобретают необходимый натяг в отверстии. Впрочем, насколько можно судить по опыту, натяг не является непременным условием правильной работы тонкостенных вкладышей: они удовлетворительно работают и без натяга. Чрезмерный натяг (<Ь > 0,0006) вреден, так как тонкостенные вкладыши при затяжке приобретают остаточные деформации и теряют правильную цилиндрическую форму, причем края вкладышей обычно прогибаются внутрь (на языке практиков "завиваются"), как в преувеличенном виде изображено на фиг. 582, вследствие чего края вкладышей усиленно изнашиваются, а вкладыши перестают плотно держаться в своих гнездах. Вкладыши страхуются от проворачивания и осевого перемещения контрольными штифтами. При массовом производстве тонкостенные вкладыши изготовляются наплавкой свинцовой бронзы в водородной атмосфере при 1150° на непрерывно движущуюся стальную ленту. Последняя затем нарезается на отдельные полосы, которые выгибаются штампом и получают форму вкладышей. Из этого краткого описания можно вывести заключение, что изготовление тонкостенных вкладышей хотя и имеет свои трудности, но значительно произ- Фиг. 582. Схема деформации тонкостенных вкладышей при чрезмерном натяге. водительнее, чем изготовление обыкновенных вкладышей. Монтаж и смена подшипников в эксплоатации весьма упрощаются. Если отверстия под вкладыши (гнезда) коренных подшипников обработаны правильно, то вкладыши после установки не требуют сквозной развертки и шабровки; смена одной из пар вкладышей производится без всяких дополнительных операций, так как вкладыши центрируются в точно обработанных и не подверженных износу постелях. Однако непременным условием реализации этих преимуществ является полная концентричность внешней и внутренней поверхностей и одинаковая толщина стенки вкладышей. На фиг. 586 (см. ниже) изображен вал авиа- Р- ционного мотора Испано-Сюиза с тонкостенными ! коренными и шатунными вкладышами. Фиг. 583. Коренная опора коленчатого вала двигателя Нэпир "Лайон". Фиг. 584. Монтаж роликовых подшипников на коренные шейки вала (двигатель Нэпир "Лайон"). Антифрикционные материалы. Будучи превосходным антифрикционным материалом для небольших и средних нагрузок, баббиты не могут выдерживать очень больших давлений и температур. Причина этого заключается в низком пределе текучести баббита и малом сопротивлении усталости, которые к тому же резко падают с повышением температуры. Твердость по Бринеллю, составляющая при комнатной температуре 25-30 кг/мм2, падает при 100° до 8-12 кг/мм-. Предельными для баббита являются удельные нагрузки 100-150 кг/см2 и температуры порядка 100-120°. В настоящее время подшипники коренных и шатунных шеек коленчатого вала заливают чаще всего свинцовой бронзой. Антифрикционные качества свинцовой бронзы значительно хуже, чем у баббита, главным образом, вследствие большей твердости и худшего сродства к маслу. Главное условие работоспособности подшипников с заливкой свинцовой бронзой заключается в тщательной подготовке поверхности и тщательном монтаже. Кроме того, для удовлетворительной работы подшипников, залитых свинцовой бронзой, в большинстве случаев необходимо увеличение давления подачи масла, тщательная фильтрация масла, увеличение поверхностной твер-.дости вала и увеличение зазора в подшипниках на 30-50% по сравнению с зазорами в подшипниках, залитых баббитом. В последнее время в связи с новым ростом удельных нагрузок и окружных скоростей скольжения наметился переход на новые антифрикционные металлы - алюминиевые сплавы (состав см. стр. 179)- Они применяются только в кованом (или штампованном) состоянии. Сплавы на алюминиевой основе характеризуются способностью работать при высоких температурах и давлениях (до 500 кг/см2). Механическая прочность их невелика (зь = 10 -+-20 кг/см2). Они легко деформируются вследствие низкого значения модуля 570 упругости (Е = 710000 кз/см2). Это заставляет выполнять алюминиевые вкладыши с толщиной стенки не менее 4-5 мм. Монтаж таких вкладышей представляет известные особенности, обязанные большой величине коэфициента линейного расширения (в среднем около 22 • 10-6). Вкладыши, посаженные с натягом в стальных корпусах (например в головках шатунов), при нагреве расширяются. Встречая сопротивление стенок корпуса, вкладыши приобретают остаточные деформации и при последующем охлаждении схватывают вал. Практика выработала следующие правила монтажа алюминиевых вкладышей в стальных корпусах .Натяг между вкладышами и корпусом должен быть минимален или равен нулю. Относительный зазор между вкладышами и валом должен быть равен по меньшей мере 0,0012, а лучше 0,0012-0,0015. Поверхность стопорных штифтов рекомендуется увеличивать во избежание сминания материала вкладышей на опорных поясах. Вкладыши полезно снабжать буртиками жесткости. Вал должен иметь твердость не менее Нв - 550 кг/мм*- Масло должно быть тщательно отфильтровано. Подшипники качения. У звездообразных двигателей коренные опоры коленчатых валов монтируются исключительно на подшипниках качения; у рядных машин подшипники качения, благодаря трудности их монтажа на многоколенный вал, встречаются только в виде исключения. Роликовые подшипники были установлены на коренных шейках 12-цилиндрового двигателя водяного охлаждения Нэпир "Лайон" (фиг. 583 и 24). Внутрен-нигт ттиямртпплттгткптгт.т\- ттпгтптитт Фиг- 58°- Ролш<овые коренные опоры коленчатого нии диаметр роликовых подшип- вала (двигатель тяжелого топлива фирмы Юнкерс), ников несколько больше диаметра коренных и шатунных шеек коленчатого вала, благодаря чему подшипник без труда продевается через колена вала. Подшипники укрепляются на месте при помощи подкладных полуколец (фиг. 584, а), удерживаемых на месте шурупом. Более совершенный способ монтажа подшипников качения на коренные шейки коленчатого вала применен на современных двухрядных звездообразных моторах Пратт Уитни "Твин Уосп" и Райт "Твин Райт" (см. фиг. 600). Очень удачно эта задача решена у авиационного двигателя Тяжелого топлива Юнкерс (фиг. 585). В противоположность двигателю BMW, у которого роликовые подшипники установлены на шатунных шейках, что, как мьг видели выше (стр. 516), нерационально, у двигателя Юнкерс монтированы на роликах коренные шейки. Ролики работают непосредственно по цементованной и закаленной поверхности коренных шеек вала, без сепараторов. Наружные обоймы роликовых подшипников имеют настолько большое отверстие, что без труда продеваются через колена вала; ролики устанавливаются после установки обойм. 571 Исполненные конструкции На фиг. 586 изображен коленчатый вал 12-цилиндрового V-образного двигателя Испано-Сюиза 12Ydrs. Вал изготовлен из стали типа ХНВЦ и монтирован на восьми коренных скользящих подшипниках. На носке коленчатого вала имеется фланец, к которому на болтах прикреплена ведущая шестерня редуктора. Передний подшипник нагружен радиальной силой реакции на шестерню редуктора. Коренные шейки вала имеют диаметр 90 мм при толщине стенок 10 мм. Диаметр шатунных шеек равен 68 мм. Толщина стенок шатунных шеек 12 мм. Щеки круглой формы. Толщина щек 18 мм. Масло подводится в каждую коренную шейку по четырем радиальным сверлениям 0 6 мм. Для уменьшения веса масла, заключенного в полостях коленчатого вала и для ускорения подачи масла к шатунным подшипникам в пусковые периоды объем масляных полостей коренных шеек сделан минимальным. В сверлении каждой коренной шейки укрепляется на резьбе цилиндрический стакан, создающий герметическое кольцевое масляное пространство, соединенное косым сверлением через шатунную шейку и щеку коленчатого вала и за-вальцованной в сверлении трубкой непосредственно с шатунным подшипником. Эта система обладает, однако, тем недостатком, что содержащаяся в масле грязь не отделяется в полостях коленчатого вала, а подается в подшипники шатунных шеек. Другой недостаток этой конструкции заключается в том, что отверстие, подводящее масло к шатунной шейке, находится в плоскости колена, тогда как по условиям нагрузки его, как показывают диаграммы износа, выгодно смещать на 60-90° по окружности шатунной шейки в сторону вращения коленчатого вала. В последних модификациях двигателя введена новая система подвода смазки. К наиболее нагруженным (пятой и восьмой) коренным шейкам масло подводится не через коренные подшипники, как обычно, а, как в системе Гу-^ дырина,-окольным путем,-через мас- ляные полости соседних колен,где масло подвергается интенсивному центрифугированию. Конструкция такой коренной шейки и смежного с ней колена показана на фиг. 587. Масло поступает из отверстия! в полость шатунной шейки, закрытую с обеих сторон заглушками 2, где подвергается центрифугированию. Для того чтобы отлагающаяся в масляной HJ 45 S 2 о о и сС К о S к а е 572 полости грязь не проникала в масляный зазор шатунного подшипника, в полость завальцована гильза 3. Масло поступает в шатунный подшипник обходным путем, через отверстие 5 в гильзе и через смазочное сверление 6 в стенке шатунной шейки, оставляя грязь и отложения в гильзе 3. Через сверление 7 масло подается в коренную шейку и смазывает коренной подшипник коленчатого вала. Недостатком конструкции является затруднительность очистки масляной полости шатунной шейки из-за необходимости каждый раз вывал ь-цовывать заглушки. Во внутренней полости задней коренной шейки коленчатого вала нарезаны шлицы, передающие крутящий момент упорной муфте привода нагнетателя и агрегатов. В передней части коленчатого вала на призонных болтах (см. стр- 605) укреплена ведущая шестерня редуктора. Вал зафиксирован в осевом направлении торцами переднего подшипника, на которых установлены стальные шайбы, удерживаемые от вращения стопорными штифтами. Перемещение вала по направлению к носку мотора ограничивается втулкой из алюминиевого сплава типа AG6, насаженной на валу между передним подшипником и шестерней и удерживаемой от вращения гайками болтов крепления шестерни, которые она в свою очередь контрит. Перемещение вала с другой стороны ограничивается диском крышки, завертываемой в передний конец коленчатого вала до упора в его торец. Крышка, изготовленная из стали Х1Н, несет на себе шестеренку привода самопуска Вье и контрится при помощи шурупа, ввертываемого в торец коленчатого вала. Рабочая поверхность смежной с ней упорной шайбы подшипника наплавлена баббитом. Торцевой зазор в этом упорном подшипнике в холодном состоянии составляет 0,6-0,8 мм. В рабочем состоянии он несколько уменьшается из-за разности коэфициентов линейного расширения материалов вала и корпуса подшипника. Величина зазора регулируется толщиной бронзовых шайб. На фиг. 588 изображен коленчатый вал двигателя АМ-34. На фиг. 589 изображен коленчатый вал V-образного 12-цилиндрового двигателя Роллс-Ройс "Мерлин". Вал отличается интересной особенностью: внутренняя полость шеек имеет сложный, "бочкообразный" профиль. Центральная часть полости расточена по большему диаметру, чем расположенные в плоскости щек участки, с которыми она соединена галтелями большого радиуса (фиг. 590). Эта конструкция приближает форму шеек к форме тел равного сопротивления, увеличивает жесткость шеек в радиальных направлениях и повышает прочность участков сопряжения шеек со щеками. Обработка полостей вала несколько усложняется и производится следующим образом: сначала шейки растачиваются насквозь по наименьшему из двух диаметров. После этого в отверстия шеек вводится борштанга (фиг. 591,а) с выдвижным резцом Ь, который закреплен на оправке с, расположенной эксцентрично в борштанге, и подается в радиаль- 573 Фиг. 587. Схема подвода масла к коренным подшипникам чербз шатунные шейки ("центрифугированная смазка"). i;.i< i I -J III l.i.ii i L Фиг. 588. Коленчатый вал двигателя АМ-34 (вверху слева изображен носок коленчатого вала безредукторного двигателя ЛМ-34). Фиг. 589. Коленчатый вал двигателя Роллс-Ройс "Мерлин". •inn Фиг. 590. Устройство внутренней полости шейки коленчатого вала двигателя Роллс-Ройс "Мерлин". pi---f А Фиг. 591. К описанию обработки внутренних полостей коленчатого вала двигателя Роллс-Ройс "Мерлин". •ном направлении поворачиванием оправки относительно борштангипри помощи червячной передачи d. При обработке изделие вращается, а борштанга неподвижна. После предварительной расточки обрабатывают переходные галтели полостей специальным фасонным резцом прямой подачей в изделие (фиг. 536, А). Масло подается к каждой коренной шейке в отдельности и по сверлениям в щеках поступает в шатунные шейки. Канализация масла во внутренних полостях коленчатого вала выполнена по схеме фиг. 576,4. Полости в шейках коленчатого вала заглушены дуралюминовыми заглушками с коническими седлами; для направления при притирке заглушки снабжены центрирующими поясками, прорезанными в нескольких местах для пропуска масла. Передний конец вала заканчивается фланцем, к которому на болтах крепится диск со шлицами, передающий крутящий момент через промежуточный шлицованный валик ведущей шестерне редуктора. Задний конец вала через упругую муфту, описанную в разделе "Нагнетатели", приводит распределение, агрегаты и нагнетатель. Вал снабжен противовесами, разгружающими коренные шейки коленчатого вала от центробежных сил вращающихся частей кривошипно-шатунного механизма. В интересах экономии веса противовесами снабжены лишь некоторые колена (фиг. 589): два противовеса установлены у средней коренной шейки, наиболее нагруженной силами инерции (вследствие расположения средних колен в одной плоскости и по одну сторону от оси вращения); по одному противовесу установлено у передней и задней шеек коленчатого вала, расположенных консольно и потому наиболее склонных к деформации. Для достижения уравновешенности оказалось необходимым ввести противовесы на втором и пятом коленах; эти противовесы разнесены каждый на две щеки колена, вследствие чего масса каждого отдельного противовеса получилась в два раза меньшей массы средних и коренных противовесов. Противовесы выполнены заодно со щеками коленчатого вала. Вал кругом азотирован. Шатунная шейка коленчатых валов звездообразных двигателей нагружена силами инерции всех шатунов и поршней, связанных с ней. Эти силы значительно больше, чем у рядных V-образных двигателей. К тому же вес каждого отдельного шатуна у звездообразных двигателей больше, чем у рядных, вследствие большей величины -_-. Длина, шатунной шейки у звездообразных _?Ъ двигателей значительно больше, чем у рядных. Все это требует увеличения прочности и жесткости вала и заставляет делать колена валов у звездообразных двигателей значительно более массивными, чем у рядных двигателей. Коренные шейки коленчатого вала опирают на подшипники качения, которые без труда монтируются на заднюю и переднюю коренные шейки коленчатых валов. Это позволяет увеличить толщину щек и длину шатунных шеек с выгодой для надежности шатунного подшипника при сравнительно малом расстоянии между коренными опорами. У звездообразных двигателей обычно имеется неуравновешенная сила или момент сил первого порядка; по этой причине неотъемлемой частью коленчатых валов звездообразных двигателей являются противовесы. Помимо основного назначения противовесы дают весьма благоприятный побочный эффект, заключающийся в разгрузке коренных опор от центробежных сил колена и связанных с ним масс. Если не считать нескольких ранних типов звездообразных двигателей, у которых большие головки шатунов были монтированы на подшипниках качения, шатунные подшипники всегда делаются скользящими с целью сокращения радиальных габаритов головки главного шатуна, уменьшения веса и инерционных сил шатунов. Диаметр шатунной шейки у исполненных валов составляет в среднем 0,5-0,55 D, коренных 0,55-0,65 D, толщина щек: целых 0,2-0,26 D, отъемных 0,26-0,3 I). Длина шатунной шейки составляет в среднем 0,60-0,75 D. Шатунные подшипники в звездообразных моторах работают в более благоприятных условиях, чем подшипники рядных моторов, по следующим причинам. 1. Нагрузка на подшипники коленчатого вала звездообразного двигателя более постоянна по величине и направлению, чем у рядных двигателей. Отно- шение - Р-(tm) на шатунных шейках звездообразных двигателей колеблется на Лср номинальном режиме в пределах 1,15-^-1,25, уменьшаясь с увеличением числа цилиндров, действующих на одну шейку. 2. Так как коренные опоры звездообразных двигателей почти всегда монтируются на подшипниках качения, то длина шатунной шейки у звездообразных двигателей может быть сделана значительно больше, чем у рядных. В среднем отношение l/d у шатунных подшипников звездообразных моторов составляет 1 - 1,35 по сравнению с 0,7 - 1,0 у рядных двигателей. 3. По причине применения на коренных шейках подшипников качения, отличающихся малыми размерами в осевом направлении, щеки коленчатого вала могут быть сделаны массивными, благодаря чему увеличивается жесткость вала. 4. Противовесы, которыми всегда снабжаются коленчатые валы звездообразных двигателей, уменьшают деформации колен и шатунных шеек от сил инерции. 5. Шатунный подшипник звездообразного мотора по конструкции головки главного шатуна, снабженной массивными щеками для крепления пальцев прицепных шатунов, обладает значительно большей жесткостью (особенно при неразъемном шатуне), чем шатунный подшипник рядного двигателя. 6. Возможность деформации шатунной шейки коленчатого вала, монтированного на подшипниках качения, значительно меньше, чем у коленчатого вала рядных двигателей, монтированного на подшипниках скольжения с их большими зазорами. По всем этим причинам подшипники звездообразного двигателя, несмотря на обычно несколько более высокое значение kcp и АЛтах, работают в среднем значительно лучше, чем подшипники рядного мотора. Специфическая проблема подшипников, столь болезненно ощущаемая у рядных двигателей с многократно опертым коленчатым валом, у звездообразных двигателей причиняет значительно меньше забот. Коленчатые валы однорядных звездообразных двигателей. Коленчатые валы 9-цилиндровых звездообразных двигателей всегда делаются разборными, так как главный шатун этих двигателей почти невозможно сделать разъемным. У 14- и 7-цилиндровых двигателей валы делаются и разборными и неразборными. У разборных валов однорядных звездообразных двигателей шатунную шейку всегда делают заодно с передней щекой с таким расчетом, чтобы крутящий момент мотора передавался через целое место. В этом случае на долю соединения выпадает лишь передача относительно небольшого крутящего момента на привод агрегатов и нагнетателя. В настоящее время применяется два главных типа разборных валов. В обеих конструкциях вал изготовляется из двух частей - передней части, состоящей из носка с передней щекой и шатунной шейкой, и задней части, состоящей из задней щеки и задка коленчатого вала. В первой конструкции (см. фиг. 592 и 597) -свободный конец шатунной шейки вводится в разрезную проушину в задней щеке коленчатого вала, которая стягивается сильным болтом (или шурупом). Для фиксации взаимного положения половин коленчатого вала в прежнее время в это соединение вводили шпонку или зуб. Теперь сопрягающиеся поверхности делают гладкими, полагаясь исключительно на силу трения, возбуждаемую между ними затяжкой. Правильное взаимное расположение частей вала обеспечивают при сборке, пропуская через специальные отверстия в щеках точно обработанный, индивидуально подобранный к отверстиям штырь. Задний противовес при этой конструкции делают тяжелее переднего, так как он должен уравновешивать добавочный вес стяжного болта и разрезной проушины. Орлов- 1071- 37 577 I 'bfewwSii Фиг. 592. Коленчатый вал двигателя Райт "Циклон" (безредукторного). Эта конструкция в настоящее время наиболее распространена; представителями ее являются коленчатые валы моторов Райт "Циклон", Бристоль "Меркур" и др. Во второй конструкции (моторы Пратт Уитни "Хорнет", фиг. 598, Побджой "Ниагара", фиг. 599, и др.) во внутреннюю полость шатунной щеки вводится цилиндрический или конический носок задней части коленчатого вала, который соединяется с шатунной шейкой шпонками или шлицами. Обе части вала стягиваются стяжным болтом или шурупом, проходящим через шатунную шейку. На фиг. 592 изображен коленчатый вал безредукторного мотора Райт "Циклон", изготовленный из стали типа 7320. Вал оперт на трех подшипниках качения. Передний шариковый подшипник воспринимает, наряду с радиальной нагрузкой, осевую нагрузку от тяги воздушного винта. Шатунная шейка коленчатого вала, выполненная заодно с передней частью вала, зажимается в проушине щеки задней части, стягиваемой шурупом, ввертываемым в резьбу, выполненную в проушине щеки. Во избежание овализации при затяжке шейка усилена в плоскости задней щеки массивной перегородкой, профиль которой очерчен по дугам круга. С противоположного конца в шейке расточена полость. Толщина стенок шейки составляет 15,5 мм. Полость закрывается пробкой с внутренним шестигранником. Соединение задней щеки с шатунной шейкой представляет наиболее ответственный узел конструкции коленчатого вала. Расчет этого узла с учетом упругости стяжного болта и стягиваемых деталей еще не разработан. Силу затяжки соединения выбирают опытным путем. При сборке вытяжку стяжного шурупа тщательно контролируют во избежание перенапряжения материала шурупа и стягиваемых деталей, с одной стороны, и во избежание недостаточной затяжки соединяемых поверхностей, с другой стороны. Для этой цели на торцах шурупа делают конические зенковки; перед затяжкой в зенковки закладывают стальные шарики и промеряют расстояние между крайними точками шариков (фиг. 593). Величину вытяжки шурупа выбирают с таким расчетом, чтобы напряжение в материале болта не превышало 4000-5000 кг/см2. У двигателя Райт "Циклон" вытяжка составляет ~0,17 мм при диаметре шурупа 28 мм и длине~75 мм-Это соответствует напряжению Фиг. 593. Схема измерения вытяжки стяжного шурупа (двигатель Райт "Циклон"}. Е\ 2 • 10е • 0,017 7,5 4500 кё/см*. На носке коленчатого вала, примыкая к кольцевой опорной площадке на передней щеке, сидит передний роликовый подшипник с направляющими буртами на внутреннем и наружном кольцах. Последняя особенность кон- -струкции устраняет необходимость осевой фиксации наружного кольца подшипника. Перед роликовым подшипником на диаметре, несколько меньшем, чем диаметр посадочного пояса подшипника, установлена ведущая шестерня передачи к распределительной шайбе и втулка, служащая подшипником для шайбы. В осевом направлении распределительная шайба фиксируется с одной стороны буртиком на втулке, а с другой - диском, зажатым между задним торцом и ведущей шестерней передачи. Ближе к переднему концу на носке коленчатого вала снова сделана ступенька, на которой сидит шариковый подшипник, несущий наряду с радиальной также осевую нагрузку тяги воздушного винта 579 и фиксирующий вал в осеЁОм направлении. Перед подшипником на валу устанавливается маслоотражательный диск. Вся эта группа деталей стягивается гайкой. В теле гайки выточено две канавки под пружинные кольца масляного уплотнения; последние своей внешней поверхностью упираются в стальное цементованное кольцо, впрессованное в переднюю крышку носка картера, которая фиксирует наружное кольцо шарикового подшипника. Носок коленчатого вала снабжен шлицами; на носке обычным способом, при помощи конусов, крепится втулка воздушного винта. За одно целое с задней щекой выточена короткая коренная шейка с поднутрением, приближающим форму ее стенок к форме балки равного сопротивления изгибу. От задней щеки коленчатого вала берется привод к нагнетателю и агрегатам. В задней коренной шейке расточена сквозная полость,на внутренней, обращенной к шатуну стороне которой нарезан венец эвольвентных шлицов. Для выхода инструмента при долбежке шлицов за шлицами расточена канавка. В полость вводится переходная втулка, которая сцепляется своими шлицами со шлицами коленчатого вала. На внутренней стороне переходной втулки в свою очередь нарезаны шлицы треугольной формы, сцепляющиеся со шлицами приводного валика нагнетателя. Переходная втулка введена для следующей цели. Шлицевое соединение приводного валика по условиям монтажа должно быть выполнено с известным зазором. Поверхность шлицов во избежание разбивания должна быть весьма твердой. Это условие легко выполнимо у приводного валика нагнетателя, который изготовляется из высокоуглеродистой легированной стали типа ХВА. Щека коленчатого вала изготовляется из сравнительно мягкой стали (типа 7320). Поэтому в щеки коленчатого вала сажают плотной посадкой переходную втулку, изготовленную из твердого материала. Для увеличения точности изготовления шлицы долбят в щеке долбяком, применяемым для нарезки шестерен. При помощи такого же долбяка нарезают и наружные шлицы переходной втулки, которые по форме ничем не отличаются от зубьев шестерни. Смазочное масло поступает по сверлению в приводном валике нагнетателя в полость в задней щеке коленчатого вала, уплотненную с одной стороны крышкой, привертываемой на шурупах к щеке, а с другой - уплотнительным пояском на шлицах приводного валика. По сверлению в щеке коленчатого вала масло поступает во внутреннюю полость шатунной шейки, откуда через медную трубку,, укрепленную вальцовкой в теле щеки под углом 18° от плоскости симметрии колена по направлению вращения, смазывает шатунный подшипник. Трубка погружена на значительную глубину в полость шейки, вследствие чего к подшипнику подается масло, очищенное центрифугированием. Частицы грязи отлагаются на стенках полости шатунной шейки. Из шатунной шейки масло по U-образной трубке подается во втулку кулачковой шайбы, смазывает подшипник шайбы и подается в кран управления винтом изменяемого шага, откуда через ту же втулку поступает по Г-образной трубке в переднюю часть носка коленчатого вала и в механизм изменения шага. Это устройство подробно описано в главе о винтах изменяемого шага. В щеках просверлены сквозные отверстия а, через которые при сборке пропускается штырь, фиксирующий взаимное угловое расположение половин коленчатого вала. Обе щеки снабжены противовесами. Передний противовес жестко закреплен при помощи заклепок в прорези передней щеки. Перед односторонним креплением противовесов (см. фиг. 602) этот способ крепления отличается тем преимуществом, что увеличивает вдвое число плоскостей заклепок, работающих на срез, и уменьшает изгиб заклепок. Задний противовес, расположенный в плоскости, где амплитуда крутильных колебаний достигает максимума, представляет собой динамический демпфер крутильных колебаний маятникового типа, теория которого подробно изложена в книге первой (стр. 273). Как показывает теория, противовес для выполнения своей роли глушителя колебаний должен быть подвешен к щеке так, чтобы центр его тяжести находился на малом расстоянии от точки подвеса. У мотора Райт "Циклон" это рас- 580 стояние составляет ~ 15 мм. Осуществить такую подвеску весьма легко в том случае, если подвесить противовес на двух (для сохранения правильного положения противовеса относительно щеки) эксцен- ' I триках, как схематически | показано на фиг. 594. Однако такая система требует устройства подшипников скольжения и подвода смазки. Сборка такой конструкции затруднительна. Из-за большого трения в подшипниках скольжения такая система отличается малой Фиг. 594*. К анализу способа подвески маятникового противовеса двигателя Райт "Циклон". чувствительностью. Поэтому конструкторы мотора "Циклон" избрали другое решение, заменив эту простую систему эквивалентной ей сложной, введя вместо трения скольжения трение качения. а Фиг. 595. Схема подвески маятникового противовеса двигателя Райт "Циклон". Обратимся к фиг. 595, а, изображающей цилиндрическое отверстие с радиусом Е, в котором перемещается ролик с радиусом г. Если ролик постоянно прижимается к окружности отверстия, то, как нетрудно видеть, центр тяжести ролика всегда перемещается по окружности радиусом Е-г, как если бы ролик был подвешен в точке О на рычаге длиной Е-г. Представим себе два таких ролика (фиг. 595, 6), соединенных шарнирно Друг с другом пластиной П и перемещающихся в отверстиях такого же диаметра, как в предыдущем примере. Очевидно, что центры роликов будут попрежне-му двигаться по дуге круга радиусом Е-г, пластина будет перемещаться параллельно самой себе, причем каждая точка пластины, в том числе и центр ее тяжести Ж, будет описывать дугу окружности такого же радиуса. Картина не изменится, если радиус г проушин, при помощи которых пластина соединена с роликами, увеличить до величины Е (фиг. 596), оставив диаметр роликов попрежнему равным г. Если приложить к пластине силу Р, постоянно удерживающую проушины в контакте с роликами, то, как легко видеть, оси роликов и центр тяжести пластины будут перемещаться по окружности радиусом 2R-г. Это и есть наиболее простая схема подвески маятникового противовеса мотора "Циклон". 587 Фиг. 596. Схема подвески маятникового противовеса двигателя Райт "Циклон". Фиг. 597. Коленчатый вал двигателя Бристоль "Меркур>> VIII. Конструктивно демпфер мотора "Циклон" выполнен следующим образом Противовес состоит из двух массивных пластин, в плане имеющих форму сегмента круга. В щеке коленчатого вала имеется два отверстия в которые впрессованы стальные закаленные втулки. В каждой пластине противовеса в свою очередь имеется по два отверстия также со впрессованными втулками. При сборке отверстия пластин и щек совмещают и в них вводят стальные закаленные ролики с закраинами. После этого пластинам дают опуститься на ролики под действием собственного веса и при этом положении к щеке привертывается на двух болтах пластинка в (фиг. 592), которая фиксирует противовесы в положении, занимаемом ими при сборке, не позволяя им подняться вверх на величину, при которой ролик мог бы выйти из отверстий. Эквивалент- "-метров Фиг. 598. Коленчатый вал двигателя Пратт Уитни "Хорнет". В коленчатом вале двигателя Райт "Циклон" последней модификации (см. фиг. 533) обращает на себя внимание последовательный отказ от применения резьб в теле вала, уменьшающих прочность вала. Интересна система подачи масла на стенки цилиндра через калиброванные отверстия к и л (фиг. 533). Коленчатый вал снабжен двумя маятниковыми противовесами На фиг. 597 изображен разъемный коленчатый вал двигателя Бристоль "Меркур", выполненный также по первой схеме. Вал кругом азотирован * На фиг. 598 изображен коленчатый вал мотора Пратт Уитни "Хорнет" выполненный по второй схеме. В шатунной шейке, выполненной заодно с передней половиной коленчатого вала, расточена полость, состоящая из двух центрирующих поясов, между которыми нарезан венец шлицов. В полость вводится носок задней щеки коленчатого вала, профиль которого совпадает с профилем полости. Обе половины вала стягиваются сквозным болтом ввертываемым в нарезанное сверление в передней щеке. Между торцом 'щейки 583 и задней щекой введено кольцо "из закаленной стали, предупреждающее наклеп между этими деталями, могущий возникнуть из-за "дышания" узла. Масло для смазки шатунной шейки вводится с переднего конца коленчатого вала через ступицу распределительной шайбы, в которую масло подается из полого-узкого кольца Ь, охватывающего ступицу шайбы и соединенного с нагнетательной магистралью. По сверлению в передней щеке коленчатого вала масло проникает во внутреннюю полость шатунной шейки и оттуда по диаметральным сверлениям, расположенным в двух плоскостях, подается к шатунному подшипнику. В последних модификациях мотора введен маятниковый демпфер крутильных колебаний, состоящий из двух массивных роликов, свободно сидящих в отверстиях противовеса и зафиксированных лишь от осевого перемещения. Отверстия имеют несколько больший диаметр, чем диаметр роликов. Этот демпфер представляет собой почти в чистом виде схему, изображенную" на фиг. 595, б. Фиг. 599. Коленчатый вал двигателя Побджой "Ниагара" (справа внизу-эскиз сопряжения торца шатунной шейки с передней щекой). На фиг. 599 изображен выполненный по второй схеме разъемный коленчатый вал двигателя Побджой "Ниагара". Интересной особенностью конструкции этого вала является сочленение с передней щекой торца шатунной шейки, выполненной за одно целое с задней щекой. Шейка заканчивается конусом, который при стягивании обеих половин коленчатого вала плотно входит в коническую выточку в передней щеке коленчатого вала. Эта конструкция весьма увеличивает жесткость сочленения и предупреждает наклеп, который часто-возникает на подобных стыках, подвергающихся деформациям от приложения переменной нагрузки. О конструкции противовесов см. приложение (фиг. XVIII-XX). Коленчатые валы двухрядных звездообразных дЕигателей. У двухрядных звездообразных двигателей с валом, колена которого расположены под углом 180° друг к другу, силы первого порядка, как известно, уравновешены, неуравновешен лишь момент этих сил, который погашается противовесами. Последние располагаются обычно на продолжении передней и задней щек (фиг. 454), хотя они могут быть с выгодой для веса расположены на большем расстоянии друг от друга (ср. фиг. 453). Коленчатые валы двухрядных 14-цилиндровых звездообразных двигателей делаются целыми или разъемными. У 18-цилиндровых звездообразных двигателей коленчатые валы всегда разъемные из-за невозможности осуществить разъем шатуна. 584 Коленчатые валы двухрядных двигателей выполняются иногда со средней опорой, иногда без нее. Первая конструкция несомненно выгоднее по жесткости и прочности вала. Однако и валы без средних опор работают вполне удовлетворительно; с целью увеличения жесткости их приходится делать более массивными, вследствие чего они тяжелее по весу, чем валы со средней опорой. Впрочем отсутствие средней опоры и средней стенки картера более чем компенсирует увеличение веса. Целые валы без средней опоры имеют двигатели Армстронг-Сиддли ("Пантера" и др.), Гном-Рон К-14 и др. Американские инженеры предпочитают конструкцию со средней опорой (двигатели Райт "Твин Райт", Пратт Уитни "Твин У осп" и др.). Конструкция средней опоры отличается известными особенностями, на которых стоит остановиться. Как известно, одевание внутренних колец подшипника качения на коренные шейки представляет значительные трудности, которые в старых рядных двигателях преодолевались различными конструктивными ухищрениями, вроде подкладных колец, примененных на моторе Нэпир "Лайон" (ср. фиг. 583 и 584). Конструкция двигателя "Твин Райт" (фиг. 600) значительно более рациональна. Коленчатый вал в этой конструкции почти совершенно лишен средних щек, которые сливаются в диск большого диаметра, выполняющий функцию средней щеки к в то же время средней коренной шейки вала. На этот диск через колено вала одевается шариковый подшипник большого диаметра; отверстие внутреннего кольца подшипника имеет диаметр, превышающий диаметр среднего диска коленчатого вала на весьма незначительную величину, допускающую поворот подшипника вокруг граней диска и совмещение его оси с осью коленчатого вала. После того как подшипник одет и установлен перпендикулярно ос и коленчатого вала, в кольцевой зазор между кольцом под-* шипника и диска с обеих открытых противоположных сторон диска вводятся полукольца, которые крепятся при помощи шурупов к торцам диска коленчатого вала и фиксируют подшипник своими цилиндрическими поверхностями? в радиальном и заплечиками - в осевом направлении. Масло поступает через ступицу задней распределительной шайбы в полость задней коренной шейки вала (фиг. 453), проникает по косому сверлению в щеке в заднюю шатунную шейку, откуда по трубке, опущенной на значительную глубину в полость, смазывает шатунный подшипник. Из задней шатунной шейки масло по системе сверлений в среднем опорном диске переходит в переднюю шатунную шейку, смазывает передний шатунный подшипник и по трубке, завальцованной в передней коренной шейке, поступает в подшипник передней распределительной шайбы. Помимо конструкции средней опоры в коленчатом вале мотора "Твин Райт", представляет интерес расположение противовесов. Вместо того чтобы располагать противовесы как обычно, на продолжении щек коленчатого вала 585, Фиг. 600. Средняя опора неразъемного коленчатого вала двухрядного звездооб~ разного двигателя "Твин Райт". Сл Оо "Л А\ Фиг. 601. Коленчатый вал двигателя Гном-Рон К-14. Фиг. 602. Коленчатыц вал двигателя Испано-Сюиза 14-АА. (op. фиг. 601), конструкторы мотора укрепили передний противовес на передней части коленчатого вала у крайнего упорно-радиального подшипника, увеличив длину плеча и несколько выиграв в весе противовесов. На фиг. 601 изображен разъемный коленчатый вал 14-цилиндрового звездообразного двигателя Гном-Рон К-14, изготовленный из стали типа 53-А1. Вал не имеет средней опоры. Это обстоятельство заставило сделать соединение половин вала особенно массивным и жестким. Половины вала соединяются при помощи средней щеки А, снабженной с обеих сторон разрезными проушинами, в одной из которых крепится передняя, а в другой - задняя шатунные шейки коленчатого вала. Проушины затягиваются каждая двумя болтами 0 25 мм. Для облегчения в щеке выфрезерованы выборки, благодаря которым сечение щеки приобретает форму, напоминающую букву X. По оси щеки просверлено отверстие, сообщающее масляные полости обеих шатунных шеек. Вал оперт на двух роликовых и одном шариковом подшипниках; последний фиксирует вал в осевом направлении. На носке вала на конических шлицах посажен шлицованный диск для привода ведущей шестерни редуктора. Смазочное масло подводится с задка вала через полый валик привода агрегатов, поступает по сверлению в задней щеке в заднюю шатунную шейку, откуда по двум трубкам, расположенным под 60° к полости колен по направлению вращения вала и глубоко опущенным в полость шатунной шейки, смазывает шатунный подшипник. По сверлению в средней щеке масло проникает в переднюю шатунную шейку, где смазывает шатунный подшипник, и затем по сверлению в передней щеке поступает в носок вала, откуда направляется в подшипник распределительной шайбы, в задний подшипник вала винта, расположенного в носке коленчатого вала, и в полость вала винта для привода винта изменяемого шага. Через калиброванные сверления в пробках маслоподводящих каналов масло забрасывается на зеркало цилиндров. Противовесы прикреплены на трех заклепках каждый к продолжениям задней и передней щек. Для правильной фиксации половин коленчатого вала при сборке, на продолжениях задней и передней щек расточены отверстия 0 46,2 мм, расположенные против точно обработанных отверстий такого же диаметра в шатунных шейках. При сборке в эти отверстия вводят точно изготовленный штырь, фиксирующий взаимное расположение частей коленчатого вала, после чего затягивают болты средней щеки. Штырь клеймят номером мотора и при переборках мотора пользуются только им. На фиг. 602 показан неразъемный коленчатый вал 14-цилиндрового звездообразного двигателя Испано-Сюиза 14-АА без средней опоры. Изготовление Базами при обработке коленчатых валов рядных двигаталей служат коренные и шатунные шейки. При обточке коренных и шатунных шеек вал приводят во вращение с обоих концов с целью уменьшения скручивания вала от усилия резания. Призматические и овальные щеки фрезеруют в приспособлениях или на копировально-фрезерных станках. Круглые щеки обтачивают. Внутренние полости коленчатого вала растачивают на горизонтально-расточных станках. Поверхность полостей полируют для увеличения усталостной прочности и с целью обнаружения мелких трещин и дефектов. Рабочую поверхность коренных и шатунных шеек шлифуют, хонингуют, полируют, а в последнее время суперфинишируют. Отклонения от правильной цилиндрической формы шеек (овальность, конусность) допускаются в пределах 0,005-0,015 мм. Биение коренных шеек допускается в пределах 0,03 - 0,05 мм, перекос шатунных шеек - в пределах 0,02 - 0,03 мм. Угловое расположение шатунных шеек выдерживается с точностью 15 - 20'. У разборных валов звездообразных двигателей сначала обрабатывают разъемные части по отдельности. Затем их соединяют и обработку ведут совместно. . 557 В процессе обработки вал несколько раз собирают и разбирают. Основными базами при обработке служат коренные шейки. После механической обработки валы подвергают статической и динамической балансировке. Балансировка достигается снятием металла с боковых граней щек. Расчет коленчатого вала на прочность Общепринятый расчет коленчатого вала на прочность основан на допущении абсолютной жесткости вала. Мысленно разрезая вал плоскостями, перпендикулярными его оси и проходящими через середины опорных шеек, ведут расчет каждого колена вала в отдельности, как системы, статически определимой. Для расчета коленчатого вала необходимо знать: 1) расположение цилиндров и геометрические размеры двигателя, 2) порядок вспышек в цилиндрах, 3) направление вращения двигателя, 4) число оборотов двигателя, 5) размеры и массу движущихся деталей кривошипно- шатунного механизма. 6) силы инерции поступательно и вращательно движущихся масс кривошипно-шатунного механизма по углу а поворота коленчатого вала, 7) силы, действующие в кривошипном механизме от давления газов, по углу а поворота коленчатого вала двигателя. Угол поворота коленчатого вала а отсчитывается по углу поворота переднего колена от некоторого начального, произвольно выбранного положения. Для звездообразного двигателя начальным положением считается положение, соответствующее ВМТ в цилиндре с главным шатуном. По этим исходным данным определяют в функции угла ос все действующие на колено силы и крутящие моменты от давления газов и сил инерции. Все силы и моменты считаются приложенными в поперечных сечениях, проходящих через середины его передней и задней опорных шеек (передней называется шейка, расположенная ближе к воздушному винту). Затем для каждого колена определяют максимальные напряжения в шатунной шейке и в щеках при различных ". Этот расчет позволяет найти те колена и те углы поворота коленчатого вала, для которых напряжения в шатунной шейке и в щеке максимальны. Если найденные напряжения превышают допустимые, то изменяют конструктивные размеры вала настолько, чтобы максимальные напряжения в вале-не выходили из допустимых пределов. Перерасчета после этого обычно не делают. На колено действуют следующие силы и крутящие моменты (фиг. 603): 1. Сила Z, лежащая в плоскости колена, перпендикулярная оси шатунной шейки и равная где ZE - результирующая всех действующих по радиусу кривошипа сил газов и сил инерции поступательно движущихся масс цилиндров, работающих на данную шейку; Е-°?К - сила инерции вращающихся масс Мк шатунов, отнесенных к ша- тунной шейке; Р!Ц - сила инерции шатунной шейки. 2. Сила Т, направленная перпендикулярно плоскости колена и равная Т - Т j- - -1 в > где Тв - результирующая всех действующих на шатунную шейку тангенциальных сил газов и сил инерции поступательно движущихся масс. 3. Силы инерции щек Р;Щ, направленные по осям щек. 4. Силы инерции противовесов Pjnp (у коленчатых валов без противовесов Pi = 0). ' пр 588 - 5. Реакция Z' передней опоры, лежащая в плоскости колена и перпендикулярная оси коленчатого вала: -^ = i V--' "г ----/ щ\"*- j np) ? 60 где 10 - расчетная длина колена; 13 - длина заднего плеча колена. 6. Реакция Т' передней опоры на вал, направленная перпендикулярно плоскости колена и равная Фиг. 603. К расчету коленчатого вала на прочность. 7. Реакция Z" задней опоры, лежащая в плоскости колена и направленная перпендикулярно оси коленчатого вала где 1п - длина переднего плеча колена. 589 8. Реакция Т" задней опоры, направленная перпендикулярно плоскости колена П-н __ П т J-----г- J- в • о 9. Крутящий момент М"к , подходящий к колену через заднюю опорную" шейку: где Е - радиус кривошипа колена. Этот момент действует в плоскости, перпендикулярной оси коленчатого вала и проходящей через середину задней шейки. 10. Крутящий момент М'г , подходящий к колену через переднюю шейку г , Этот момент действует в плоскости, перпендикулярной оси коленчатого вала и проходящей через середину передней опорной шейки. Шатунные шейки. Опасное сечение шатунной шейки находится в плоскости? действия сил Z и Т. В этом сечении действуют: 1. Изгибающий момент Mz- от силы Z' 2. Изгибающий момент М от силы Р}- == Р/ }-щ j щ== /щ -g-, где а - расстояние между осями щек (фиг. 546). 3. Изгибающий момент Му от силы J", действующей в плоскости, проходящей через ось шатунной шейки и перпендикулярной плоскости колена: Мт. = Т'1п = Т"13 . 4. Крутящий момент М' . 5. Крутящий момент MKPJ> от силы Т': МкрТ:=Т'В. 6. Изгибающий момент Mjnp от силы -Р/пр, действующей в плоскости колена г. "* i np = fj np (r)пр) где апр - расстояние между центральной линией колена и плоскостями при- • ложения сил Р,пр (фиг. 546). Суммируя моменты, действующие в одних плоскостях, получаем следующие моменты: 1. Момент 7I/Z, изгибающий шейку в плоскости колена В случае колена с противовесами момент Mz равен MZ = MZ> +~М,-щ + М/пр. 2. Момент Мт, изгибающий шейку в плоскости, перпендикулярной колену Мт = МТ' . 3. Крутящий момент Мкр Мпр = - М'кр + Мкр т' -Складывая моменты Mz и Мт по правилу параллелограма, получаем м = м + м*. 590 Напряжение изгиба в расчетном сечении равно "" W ' гг и где WH - модуль сопротивления расчетного сечения на изгиб: и ~~ 32 d ' где с? и § - соответственно наружный и внутренний диаметры расчетного- сечения. Напряжение кручения в расчетном сечении равно где WK - модуль сопротивления расчетного сечения на кручение: w _ * л" - 54 "К - V/> j 16 а По третьей теории прочности расчетным напряжением является наибольшее скалывающее напряжение ттах, равное tmax=1-1/02 + 4^2. У коленчатых валов современных V-образных 12-цилиндровых двигателей напряжения аи колеблются в пределах 700-1200 кг/см2, тк - в пределах 300-850 кг/см2. Значение ттах составляет 500-900 кг/см2. У звездообразных двигателей напряжения лежат в тех же пределах, за исключением напряжений ткр, которые не превышают 250-300 кг/см2. Щеки. Положим, что расчетное сечение передней щеки колена (фиг. 603} находится в плоскости АВ, отстоящей от оси коленчатого вала на расстоянии с-В этом сечении действуют следующие силы и моменты. 1. Изгибающий момент Mz> от сил Z' и Pjnp: где M-n = Р п Ц рп - плечо силы Z''. Момент Mz> изгибает щеку в плоскости z-s (фиг. 603), которой соответствует модуль сопротивления сечения щеки на изгиб: Т/Г7" *ЪО l^umm == ~Q~' 2. Изгибающий момент Мт> от силы 7": Мт- = Т'с. 3. Изгибающий момент Мик от крутящего момента М' : Мик = М'кр. Моменты Мт и Мик изгибают щеку в плоскости х-х, которой соответствует-модуль сопротивления сечения щеки на изгиб: г _ 1 ы max - a 4. Крутящий момент MJKP от силы Т': МТкр=Т'рп. 591- 5. Сжимающая (растягивающая) сила ?СЖ = Z' -\ Напряжения в расчетном сечении от изгибающих моментов равны M М м пр W, W, umax .020 2 3 4 5 Фиг. 604. К расчету щеки коленчатого вала. 0,70 где Напряжение от кручения в середине узкой стороны расчетного сечения равно <0! и д2 в равенствах (а) и (Ь) берутся по диаграмме фиг. 604. Напряжение растяжения (сжатия) от силы ZcyK равно -р -1 -где щ Рщ = bh. Суммировать напряжения auZ, auT, OUK и ас для разных точек расчетного сечения щеки удобнее всего, составляя подсобную таблицу. Условимся обозначать сжимающие напряжения знаком (+), а растягивающие знаком (-) В таол. 41 для разных точек расчетного сечения щеки приведены напряжения со знаками и результирующие суммарные напряжения для примерной схемы направления сил и моментов, изображенной на фиг 603 Скручивающий щекумоментМТкр вызывает в точках 1,2,3ж4 напряжение одвига, равное нулю; в точках / и II этот момент вызывает максимальное на- ;ПГШЖеттР ПЯт/тЯ Т • п -ппттп-о-с- Т Т Т " ТТ7-----__ _ _ _ минимальное •••592 Наибольшие скалывающие напряжения в отдельных точках сечения щеки но третьей теории прочности равны 1. Для точек 7, 2, 3 и 4 _ ! V ^ - JL (- 4. - 'max - ~г> ^j ° - 2 ^" z J" 2. Для точек / и /./ где 1з и тктах - определяются равенствами (с) и (а). 3. Для точек 111 и /V_________ - х 1/YV-^ -max - сГ г V AJ -*./ где 1з и т,.тщ - определяются равенствами (с) и (Ь). Таблица 41 н а п р я-ж е н и я 1 1^ 2 t> 4 / и III IV Си2 + - + - + - 0 0 сыг - - + _i_ 0 0 - + CWK + + - - о • 0 + - ~С + + + + + + + + 'К 0 0 0 0 тк max "к шах тк min LKmin V3 2: = - 16 Наибольшее скалывающее напряжение для расчетного сечения опорной шейки по третьей теории прочности равно _ 1 1/ -2 , г 2 x - ~^~У "*п ' к ' где ои и тк определяются равенствами (d) и (е). У современных двигателей напряжения сы = 200 -~ 400 кг/см2, напряжения тк - 300 -г- 450 кг/см2, напряжения tmax = 400 ч- 600 кг/см2. Расчет носка вала на жироскопический момент. При фигурных полетах при переходе с горизонтального полета на подъем и обратно и т. п., когда ось вращающегося воздушного винта перемещается криволинейно, возникают кориолисовы ускорения, которые создают жироскопический момент (фиг. 607). У винтов с тремя и более лопастями жироскопический момент не меняется по углу поворота винта. У двухлопастных винтов жироскопический мо- 594 мент колеблется между наибольшим и наименьшим значениями с частотой, равной двойному числу оборотов мотора. Жироскопический момент выражается следующими формулами. При винтах с тремя и более лопастями момент действует в плоскости xoz (фиг. 607) и равен При двухлопастных винтах момент действует в плоскости, проходящей через ось вращения винта и ось лопастей винта и равен М = 2/eQcoe sin a sin р. (92) В этих формулах обозначения следующие: 1в - полярный момент инерции винта в кг см сек2; Q - угловая скорость поворота самолета в сек-1; ше - угловая скорость вращения винта в сек-1; Р - угол между осью вращения винта и осью вращения самолета; а - угол поворота винта от оси, проходящей через центр тяжести винта и перпендикулярной осям вращения винта и поворота самолета. Максимальное значение жироскопического момента равно: для винтов с тремя и более лопастями (93) __ Т О для двухлопастных винтов шах -* в в' \ / Средние значения угловых скоростей поворота самолета, которыми можно пользоваться при расчетах, равны: при петле Q - 1 сек-1; при штопоре 2 = 1,7-3,5 сек-1. При этом, однако, число оборотов винта падает до половины нормального. Напряжение изгиба, вызываемое жироскопи-ческим моментом винта, равно Фиг. 607. К расчету коленчатого вала на Жироскопический момент воздушного винта. Wa где TVы - модуль сопротивления на изгиб расчетного сечения носка вала. Это напряжение складывается с напряжением от крутящего момента двигателя на винте Мкр, равным к ~ ^W~ ' w к где WK- модуль сопротивления на кручение расчетного сечения носка вала. По третьей теории прочности наибольшее скалывающее напряжение равно Изложенный метод расчета коленчатого вала является весьма приближенным ввиду условности положенных в его основу допущений. В настоящее время разрабатываются более точные методы расчета коленчатого вала с учетом, упругости вала и концентрации напряжений в местах резких переходов. Интересующихся новыми методами расчета коленчатого вала на прочность отсылаем к источнику 13 библиографии. Расчет коленчатого вала на крутильные колебания с учетом концентрации напряжений и вибропрочности его материала изложен в основных чертах в книге первой, ч. III. 595 Литература 1. Dean, Averns, Crankschaft Design, "Aut. Eng-r", l\Wi, XXIV, No. 392. 2. Wedemeyer E. A., Berechnung von mehrfach gelagerten Wellen, "ATZ", 1936, 10/VIII, Bd. 39, Nr, 15. ?5. SparrowS. W., Recent Developments in Main and Connecting-Rod Bearings, "Jl. SAE", 1934, v. 35, No. 1. 4. Sparrow S. W. Strength of Hollow Crankpins, "Av. Eng-g", 1939, v. 29, No. 380. 5. Т h u m А., В a n d о w W., Dauerhaltbarkeit geschmiedeten Stahlkurbelwellen und Mittel zu ihrer Steigerung, "ATZ", 1937, Nr. 2. G. Gumbel-E ver I ing, Reibung und Schmierung in Maschinenbau, V-g Krayn, Berlin, 1925. 7. F a 1 z E., Grundziige der Schmiertechnik, V-g Springer, Berlin, 1933. Русский пере- вод: Фальц Э., Основы смазочной техники, ГММИ, 1939. 8. Ste/ingenbergen О., Calculation of the Pressures on Aircraft Imagines Bearings, NACA Techn. Mem., No. 543, 1929. 9. Т а у 1 о r E. S., Bearings Loads on Radial Engine Crankschafts, "Jl SAE", 1931, v" 28, No. 4. 10. Prescott F. L., Poole R. В., Bearing-Load Analysis and Permissible Loads as Affected by Lubrication of Aircraft Engines, "Jl SAE", 1931, No. 10. 11. J a n e w а у R. N., Rapid Calculation of Bearing Loads Can Be Made with Siraplefied Forms, "Aut. Ind.", 1931, 3.0/V, 6/VI, No. 22-23. 12. К о H о H ч у к Н. И., Расчет на прочность коленчатых валов звездообразных двига- телей при разных режимах работы, Труды КАИ, вып. 10, Киев, 1938. 13. К и н а с о ш в и л и Р. С., Запасы прочности в коленчатых валах современных V-образных авиационных двигателей, Труды ЦИАМ, № 5, 1939. 14. Орлов П. И., Смазка легких двигателей, ОНТИ, 1937. 15. Яковлев В. М., Оценка основных параметров размерности авиационных двига- телей, "ТВФ", 1930, № 5. 16. Ф о.м и н В. Н. и К о к о р ев Н. А., Исследование трения легкого двигателя, МО-ГИЗ, 1931. VII. ВТУЛКИ ВИНТОВ ФИКСИРОВАННОГО ШАГА Втулка винта служит для крепления винта на носке коленчатого вала или вала редуктора. Втулка винта должна иметь устройство для крепления на носке вала и для крепления лопастей винта. Кроме того, втулка снабжается приспособлением для запуска мотора от аэродромного стартера (храповиком) и приспособлением для крепления кока (обтекателя), уменьшающего потери на вентиляцию втулки и нерабочей части винта. Неотъемлемой принадлежностью втулки является съемник, облегчающий демонтаж втулки с носка коленчатого вала или вала редуктора. По конструкции втулки разделяются на два класса соответственно типу винтов: втулки деревянных винтов и металлических. Описание их конструкции приведено ниже. Узел крепления винта на носке коленчатого вала работает в очень тяжелых условиях. Этот узел передает всю эффективную мощность мотора; у мощных моторов крутящий момент на носке коленчатого вала достигает 300-350 кгм-Винт, обладающий большим моментом инерции, вращается с большой степенью равномерности, тогда как вал, под действием непрерывно изменяющегося крутящего момента, вращается с переменной угловой скоростью. Вследствие этого вал стремится сдвинуться относительно втулки: при переходе через максимумы крутящего момента - против направления вращения, а при переходе через минимумы крутящего момента - против направления вращения. При крутильных колебаниях коленчатого вала явление особенно усиливается. Это обстоятельство делает крайне опасным даже ничтожный люфт во втулке винта; при наличии люфта крутильные вибрации коленчатого вала очень быстро разрабатывают элементы конструкции, передающие момент. Лопасти винта в свою очередь подвержены вибрациям различного вида; из этих вибраций для крепления втулки наиболее опасны вибрации в плоскости, заключающей в себе ось коленчатого вала и лопасти винта. Эти вибрации передаются, правда, в смягченном, благодаря упругости лопастей, виде, на сопрягающиеся поверхности втулки и вала, быстро разрабатывая их в случае, если между ними имеется малейший зазор. Ко всему этому следует добавить, что носок вала представляет собой консоль, опертую в переднем скользящем подшипнике картера с радиальным зазором порядка 0,05-0,1 мм. Это обстоятельство сильно уменьшает жесткость носка, делает его склонным к изгибу в плоскости его оси, который вызывает относительный сдвиг сопрягающихся поверхностей втулки и вала и самым неблагоприятным образом отражается на долговечности соединения. Наиболее частые болезни узла крепления втулки винта к носку коленчатого вала состоят в коррозии и наклепе сопрягающихся поверхностей втулки и вала. Легкая форма наклепа заключается в переносе (приваривании) частиц материала вала к материалу втулки и наоборот. Поверхность, пострадавшая от наклепа, покрывается неровностями, изъединами и впадинами, затрудняющими разборку соединения. На поверхностях заметны следы коррозии и перегрева (цвета побежалости). Если дефект заходит далеко, то опорные поверхности вала и втулки частично или полностью свариваются друг с другом, так что нет никакой возможности разобрать соединение, не разрушив его. 597 Сваривание сопрягающихся поверхностей объясняется следующими причинами. Многократно повторенные упругие деформации наименее жестких участков втулки и вала под действием переменных нагрузок вызывают вследствие гистерезиса нагрев деформирующихся участков. Сопутствующие деформациям незначительные относительные смещения ("ерзанье") сопрягающихся поверхностей, нагруженных весьма большими силами, следующие друг за другом через малые промежутки времени, в свою очередь вызывают местный нагрев. В этих условиях возникает сцепление частиц металла одной поверхности с металлом другой. Сцепление частиц металла при наклепе представляет собой молекулярный процесс и объясняется взаимным притяжением молекул, которое проявляется лишь на очень малых расстояниях, примерно равных диаметру молекулы. Абсолютно чистые однородные металлические поверхности, отполированные до высокой степени гладкости, свариваются самопроизвольно, будучи прижаты друг к другу с относительно небольшой силой, обеспечивающей сближение поверхностных молекул на расстояние, равное радиусу сферы молекулярных взаимодействий. В обычных условиях соединение металлических поверхностей предупреждается присутствующими на таких поверхностях адсорбированными пленйами воздуха, окислов, влаги, паров и смазочного, толщина которых значительно превышает радиус действия молекулярных сил, и которые можно удалить только действием высокой температуры и сильного давления. Такие условия и создают наклеп. Нагрев, возникающий в результате многократно повторенной деформации, и повышенное давление в точках соприкосновения выступающих неровностей удаляют адсорбированные пленки, обнажая чистый металл, а пластическая деформация размягченного металла позволяет поверхностям войти в поле действия молекулярных сил. Сваривание происходит легче между одинаковыми материалами, молекулы которых обладают большим сродством друг к другу. Наиболее склонны к заеданию поверхности одинаковой твердости, с однородным строением. Легче всего свариваются чистые металлы и твердые однофазные растворы, например, чистое железо с железом, малоуглеродистые нержавеющие стали друг с другом и т. д. Наличие в металле двух или большего количества фаз, обусловливающих неоднородную структуру поверхности, затрудняет сваривание, отчасти благодаря тому, что соприкосновение таких поверхностей происходит в относительно небольшом количестве твердых выступающих точек, которые мало деформируются в силу ^своей твердости и предупреждают сближение поверхностей на больших участках, которое могло бы вызвать значительные молекулярные силы. Тепловыделение в этом случае меньше, благодаря небольшому количеству соприкасающихся точек, теплоотвод же от трущихся точек в толщу металла весьма интенсивен. Мы останавливаемся на этом явлении так подробно потому, что с ним приходится^ сталкиваться в конструкции авиационного мотора во всех случаях, когда налицо относительное движение металлических поверхностей при высокой температуре и в условиях недостаточной смазки, - не только во втулках винтов, но и в узле крепления пальцев прицепных шатунов, в стыках разъемных головок шатунов и т. д. Сваривание было бичом старых конструкций, когда втулка винта крепилась к валу на конусе с одной или двумя шпонками. Несмотря на то, что втулка притиралась по конусу вала и применялись разделяющие прослойки из графитных, ртутных и других мазей, случаи сваривания наблюдались очень часто. Устранить их удалось только радикальным изменением конструкции. В настоящее время применяются, главным образом, два способа монтажа втулки винта на валу: 1) ш лицевое соединение с центрирующими съемными конусами и 2) болтовое (фланцевое) крепление. В первом крутящий момент от вала передается втулке при помощи шлицов, а центровка и затяжка втулки на валу осуществляется при помощи раз- 595 резных бронзовых колец (с цилиндрической внутренней поверхностью и конической наружной), расположенных одно - в передней, а другое - в задней •части втулки (фиг. 608). Угол конусности заднего кольца делается обычно 15-20°, переднего 30-45° и достигает иногда 60°. Коническая поверхность колец сопрягается с внутренними конусами втулки. При затяжке конусы втулки сжимают кольца, выбирая малейший люфт и заставляя их плотно прижиматься к поверхности вала и втулки. Сила затяжки должна быть настолько велика, чтобы при самых больших деформациях сопрягающиеся поверхности ие отходили друг от друга. а-а Фиг. 608. Втулка деревянного винта со шлицевым .соединением. Во второй конструкции крутящий момент передается болтами, введенными <о натягом в отверстия диска втулки и фланца; втулка винта центрируется относительно фланца ступенчатой заточкой (фиг. 617). Типичная современная конструкция втулки деревянного винта со шлицевым соединением изображена на фиг. 608. В средней части втулки протянуты лышцы, входящие в сцепление со шлицами носка коленчатого вала. Заодно со втулкой выполнен задний диск с отверстиями для болтов крепления винта. На внутренней поверхности втулки в передней и задней части расточены конусы под разрезные бронзовые кольца. На внешней поверхности перед- 599 ней части втулки нарезаны шлицы, на которые одевается своим шлицованным отверстием передний, съемный диск крепления винта. Деревянный винт состоит из лопастей и ступицы, составляющей одно целое с лопастями. В центре ступицы расточено отверстие, которым ступица сажается • на втулку винта, центрируясь по заднему и переднему центрирующим поясам втулки. По периферии ступицы просверлены отверстия, через которые пропущены сквозные болты. При затяжке болтов ступица зажимается между задним и передним диском. Момент от втулки передается ступице силами трения, возбуждаемыми затяжкой между торцами дисков и ступицы; для увеличения трения на торцах дисков, обращенных к ступице, иногда нарезают торцевые шлицы треугольного профиля (ср. фиг. 608). Втулка крепится на носке коленчатого вала гайкой, упирающейся в переднее коническое кольцо,которое упирается в коническую поверхность на втулке, центрируя последнее на валу и передавая силу затяжки заднему конусному кольцу и через него - кольцевому заплечику на носке коленчатого вала. Заднее коническое кольцо разрезано по образующей; переднее кольцо состоит из двух симметричных половин. Для облегчения демонтажа втулки в переднем коническом кольце предусмотрен съемник. На конце гайки имеется заплечик, который при монтаже вводится в кольцевую выточку в обеих половинах переднего кольца. В передней части втулки сделана кольцевая выточка, в которую после затяжки гайки заводится разрезное пружинное кольцо прямоугольного сечения. При отвертывании гайка*, сходя с резьбы носка коленчатого вала, ведет с собой переднее коническое кольцо, которое, пройдя зазор, отделяющий его от пружинного разрезного кольца, упирается в торец последнего и при дальнейшем вращении заставляет втулку винта сойти с заднего конуса и стронуться со шлицов, после чего втулка снимается без особого труда. Гайка снабжается восьмигранником (или шестигранником) для ключа; иногда в свободно выступающих стенках гайки делают круглые сквозные сверления, которые позволяют завертывать и отвертывать гайку простой трубой (фиг. 608, 612). Затяжка обычно осуществляется усилием двух человек на плече 1 - 1,5 м. Гайка контрится шплинтом. Для того чтобы при переборках мотора втулка садилась каждый раз на старое место, конструкция шлицевого соединения должна допускать установку втулки на валу лишь во вполне определенном угловом положении. Обычно это достигается следующим способом: при нарезке шлицов на втулке (или на валу) не делают одного из шлицов, а вход в соответствующий паз на валу (или на втулке) заглушают шурупом, штифтом (фиг. 609), пластинкой или просто ударом чекана по входным кромкам выемки. После этого втулку можно надеть на, вал лишь в таком положении, когда заглушенный паз приходится против пропущенного шлица. Того же самого результата можно достичь, не уменьшая числа шлицов, если нарезать шлицы на валу (и во втулке) слегка асимметрично. Шлицы делают прямоугольными (фиг. 610, а), трапецевидными (фиг. 610, б), треугольными (фиг. 610, (?) или эвольвентными (фиг. 610, г;). Сравнительные достоинства шлицов различной конструкции освещены в разделе "Нормали" (см. ч. II настоящего курса). По наружной поверхности прямоугольных шлицов носка коленчатого вала иногда выбирают выемки для облегчения (фиг. 611). Такие же выемки целесообразно делать на шлицах втулки винта, как показано пунктиром на фиг. 611, но пока этот способ не применяется. На фиг. 612 изображен интересный способ крепления втулки деревянного винта мотора Бристоль "Меркур". В противоположность обычной конструкции задний центрирующий конус отсутствует, а его место занимают шлицы, нарезанные на конической поверхности носка вала.. Носок вала сильно укорочен с целью уменьшения веса конструкции. Передний конус выполнен с углом наклона образующих к оси втулки около 45° и затягивается трубчатой гайкой, выведенной из втулки винта наружу. Изготовление конических шлицов сложнее, чем обычных, и требует высококвалифицированного производства. Эта конструкция применяется только на моторах завода Бристоль. 600 Фиг. 609. Способ фиксации расположения втулки винта относительно носка коленчатого вала при сборке. Фиг. 610. Разновидности шлицевых соединений втулки винта с носком коленчатого вала. а-прямоугольные шлицы; б-трапецевидные шлицы; в-треугольные шлицы; г-овольвентные шлицы. Фиг. 611. Способ уменьшения веса прямоугольных шлицов. 60? В настоящее время на мощных двигателях предпочитают применять металлические винты, более прочные, чем деревянные, и устойчивые против атмосферных воздействий. Металлическим винтам можно придать более тонкие сечения, чем деревянным, вследствие чего они обладают более высоким коэфи-циентом полезного действия. Металлические винты обычно делают с двумя лопастями, реже-с тремя. Трехлопастные винты, в отличие от двухлопастных, не подвержены вибрациям от действия жироскопического момента, который у них не меняет своей величины с углом поворота винта. Они обладают меньшими радиальными размерами, чем двухлопастные винты, рассчитанные на ту же мощность. Эти преимущества заставляют иногда отдавать предпочтение трехлопастным винтам, несмотря на их больший вес и меньший коэфициент полезного действия, чем у двухлопастных винтов. Фиг. 612. Втулка деревянного винта двигателя Бристоль "Меркур". На фиг. 613 изображена втулка двухлопастного, а на фиг. 615 трехлопастного металлического винта Гамильтон-Стандарт. Втулка состоит из насаживаемой на носок коленчатого вала цилиндрической части со шлицами и центрирующими коническими поясами, заодно с которой выполнены стаканы для крепления лопастей винта. Комель лопасти имеет два заплечика, которые входят в соответствующие выемки у основания стаканов. Чтобы иметь возможность ввести лопасти в стаканы, втулка разрезана на две части по образующим стаканов; обе половины стягиваются друг с другом, во-первых, гайкой а, крепящей втулку на носке коленчатого вала, во-вторых, шурупами б и, в-третьих, хомутами #, стягивающими концы стаканов крепления лопастей. Половинки втулки фиксируются друг относительно друга контрольными штифтами. ^Опорные поверхности гайки и головки болтов, стягивающих хомуты, выполняют по сфере (ср. фиг. 616, сечение ВВ) во избежание перекоса и изгиба болтов из-за нарушения параллельности опорных площадок хомутов при затяжке. На торцах стаканов наносятся деления, которые при совмещении с риской на комле лопасти указывают угол установки лопасти по отношению к плоскости вращения винта. 602 IJLX б Фиг. С13. Втулка двухлопастного металлического винта Гамильтон-Стандарт со шлицевым соединением. Центробежная сила лопастей воспринимается заплечиками у основания стаканов. Сила, изгибающая лопасти^, воспринимается отчасти цилиндрической частью стаканов, стянутых хомутами, главным же образом заплечиками. Для уяснения этого важного для конструкции втулки и ее работы обстоятельства, с которым мы еще раз встретимся при описании винтов изменяемого шага, обратимся к схеме фиг. 614, изображающей лопасть, прижатую центробежной силой Р к заплечику втулки и изгибаемую поперечной силой Л7. Составляя уравнение моментов относительно точки а, мы видим, что заплечик лопасти отойдет от опорной плоскости, и лопасть займет положение, изображенное на фиг. 614 справа, лишь в том случае, если момент силы N превзойдет момент Рг (г - радиус заплечика). У моторов мощностью порядка 1000 л. с. и с числом оборотов 2400-2500 об/мин центробежная сила лопасти достигает 50 т. Пусть лопасть на установившемся режиме изгибается силой, представляющей собой результирующую силы тяги Т, направленной вдоль оси коленчатого вала, и силы Q сопротивления воздуха вращению, лежащей в плоскости вращения винта. Допустим, что центр парусности (точка приложения результирующей аэродинамических сил) лежит на расстоянии 1,2 м от комля лопасти. Момент силы Q у двухлопастного винта приблизительно равен половине крутящего момента мотора Р -г- 2и> ' ^' Для нашего случая г, loNe 75 • 1000 2о)1,2 ~2- 1,2 • 250 = 125 кг. Фиг. 614. К анализу способа крепления лопасти металлического винта. Сила Т равна половине силы тяги Т', определяемой из соотношения где v - скорость самолета в км/час. Положим, что v - 300 км/час, тогда 75 • 1000 • 3,6 300 900кг Т = кг. Результирующая сила N равна N = /125а+4502= 465 кг. Момент силы N относительно основания лопасти равен М'= 465-1,2= 560 кгм. Момент же центробежной силы при диаметре заплечика 140 мм равен М" = 50000 . 0,07 = 3500 кгм. Таким образом изгибающий момент на лопасть должен превысить свое нормальное значение в 3500 : 560 = 6,2 раза, чтобы преодолеть силу прижатия лопасти к опорному буртику. На долю стакана втулки выпадает, главным образом, фиксация лопасти, затяжка ее с целью предупреждения вибраций и воспринятие сил от тангенциальных ускорений в пусковые периоды, когда центробежная сила лопасти невелика. Крепление втулки металлического винта на носке вала аналогично описанному выше креплению втулки деревянного винта. 604 Втулки металлических трехлопастных винтов (фиг. 615) отличаются от втулок двухлопастных винтов лишь числом стаканов крепления лопастей. На фиг. 616 и 617 приведены примеры фланцевого крепления втулок. При этом способе крепления на втулке винта делается круглый фланец, который соединяется с аналогичным фланцем на носке вала при помощи болтов. Крутящий момент передается от вала втулке винта, с одной стороны, трением, возбуждаемым затяжкой болтов', а с другой, - срезом болтов. Обычно при расчете этого соединения на прочность трением пренебрегают и рассчитывают сечение болтов на срез. Для того чтобы болты работали на чистый срез, без изгиба, они должны плотно входить в отверстия фланцев; диаметр таких болтов (равно как и диаметр отверстий) выполняется с большой точностью, вследствие чего они получили название "призонных" болтов (испорченное "прецизионных") . Несмотря на плотную посадку и затяжку крепежных болтов возможны незначительные относительные смещения стянутых поверхностей фланцев при работе (главным образом, из-за упругих деформаций материала фланцев),, сопровождающиеся обычными последствиями - коррозией и наклепом. Для предупреждения этого явления в некоторых конструкциях фланцы разделяют прокладками из феродо. В некоторых конструкциях болты разгружают от изгиба и среза, снабжая сопрягающиеся поверхности фланцев торцевыми шлицами. Фланцевое крепление втулки винта вполне надежно и вместе с тем несрав-неннр проще и дешевле шлицевого соединения. Однако оно отличается существенным недостатком: фланец делает невозможным установку колец упорного шарикового подшипника с носка вала. Этот недостаток исключает при- 605 0> Фиг. GIG. Втулка металлического винта двигателя Испано-Сюиза J2Ydrs (фланцевое крепление). менение фланцевого крепления на коленчатых валах безредукторных моторов. у которых нельзя одеть упорный подшипник с обратной стороны через колена вала. Фланцевое крепление применяется только на валах редукторов, конструкция которых при этом должна допускать одевание упорного подшипника со стороны, противоположной носку: шестерня редуктора (или крестовина передаточных шестерен) должна быть отъемной. Многие фирмы выпускают редукторные двигатели и со шлицевым и с фланцевым креплением втулки винта по указанию заказчика. Фиг. 617. Втулка деревянного винта с фланцевым креплением. На фиг. 616 изображена втулка металлического винта с фланцевым креплением. От изображенной на фиг. 613 конструкции втулка отличается лишь наличием фланца, сопрягающегося с фланцем вала редуктора. Для крепления передней части 1 втулки, в заднюю часть корпуса 2 ввертывается нарезная труба 4 с заплечиком, введенным в кольцевую выточку в состоящем из двух половин конусном кольце 5. Передняя часть трубы снабжена шестигранником,на который одевается контрящая пластинка с 12-угольным отверстием. Пластинка крепится шплинтами в переднем корпусе втулки. Кроме того, обе части втулки стянуты хомутами #, охватывающими стаканы крепления лопастей. Болт 9, стягивающий хомут, имеет головку и гайку со сферическими опорными поверхностями. Половины втулки фиксируются друг относительно друга контрольными штифтами 7. На носок переднего корпуса втулки навертывается и стопорится наглухо диск <3, к которому крепится на болтах храповик 6 для аэродромного самопуска. На фиг. 617 изображена втулка деревянного винта с фланцевым креплением. Сферическая направляющая головка, ввернутая в вал редуктора, облегчает одевание винта и центровку его на фланце вала редуктора. В некоторых случаях (особенно у редукторных моторов) между валом и воздушным винтом часто вводят упругую связь с целью смягчения неравномерности крутящего момента и уменьшения напряжений от крутильных колебаний. В большинстве случаев пружинящие элементы располагаются в венце ведомой шестерни редуктора (см. раздел "Редукторы", ч. вторая настоя- 607 щего курса), в некоторых же случаях пружинная муфта вводится между втулкой винта и его валом. Такое устройство было применено, например, на авиационном двигателе тяжелого топлива "Паккард". На носке коленчатого вала на шлицах была насажена траверса с вилками, на концах которых были расположены подушки из твердой резины. Последние действовали на шип, отфрезерованный на хомуте, охватывавшем стаканы втулки воздушного металлического винта обычного типа. Втулка винта свободно сидела на носке, будучи зафиксированной в осевом направлении сзади и спереди гайками, из к'оторых задняя затягивала траверсу на шлицах. Таким образом крутящий момент мотора передавался винту через резиновые подушки, амортизировавшие неравномерность крутящего момента. Для уменьшения вибраций винта в полете, расстраивающих прочность узла крепления втулки винта, вызывающих опасные напряжения в носке вала и возбуждающих вибрации винтомоторной установки, винт в сборе со втулкой подвергают статической и динамической балансировке. Точность статической балансировки ~ 2 -~ 3 г на плече около 1 м. Вместо динамической балансировки иногда ограничиваются проверкой лопастей на биение в плоскости вращения винта, руководствуясь практическим правилом, чтобы биение на концах лопастей не превышало ~ 2 мм- Шлицы во втулке протягивают, на носке вала - фрезеруют и шлифуют. Для того, чтобы обеспечить раздачу усилий на все шлицы, на практике часто прибегают к подгонке шлицов по ширине вручную с проверкой по краске. Отпечатки краски по принятым на заводах правилам должны занимать не менее 50-60% рабочей поверхности шлицов. Прилегание рабочих поверхностей центрирующих конусов также проверяют по краске. Отпечатки краски должны занимать не менее 60% рабочей поверхности конусов и должны быть распределены по ней равномерно. Допускается шабровка конусов с мелкой разбивкой. Расчет шлицевого соединения носка вала и втулки винта затруднителен, так как неизвестна величина усилий, действующих на шлицы при вибрациях лопастей и при крутильных колебаниях коленчатого вала, а также неизвестно точное число работающих шлицов. На практике ограничиваются проверкой шлицов на усилия от нормального крутящего момента двигателя, предполагая, что в работе участвует 50% всех*шлицов. Определенные из этого условия напряжения среза в исполненных конструкциях составляют 600 ч-2000 кг/см2, напряжения смятия - 1000 ч-2500 кг/еж2. В настоящее время конструкция носка вала и втулок винтов повсеместно стандартизована (в СССР стандарты Ст. 241М - Ст. 244М). VIII. КАРТЕРЫ Картер представляет собой замкнутую коробку, в которой располагается кривошипно-шатунный механизм. Стенки картера изолируют кривошипно-' шатунный механизм и другие механизмы мотора от наружной среды и позволяют организовать упорядоченную их смазку и сбор отработанного масла. Картер связывает в одно целое детали м,отора. К нему крепятся цилиндры, в нем располагаются коренные подшипники коленчатого вала, на нем устанавливается нагнетатель и другие вспомогательные агрегаты. Картер снабжается приспособлениями для крепления мотора к моторной раме самолета. КАРТЕРЫ РЯДНЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ Картеры рядных двигателей жидкостного охлаждения отличаются сложностью формы и по этой причине изготовляются исключительно отливкой из легких сплав.ов - алюминиевых, реже магниевых. Необходимыми частями картера являются стенки ("плоскости") для крепления цилиндров, боковые стенки, образующие наружную оболочку картера и поперечные стенки (перегородки), несущие опоры (гнезда) коренных подшипников. Поперечные стенки делят картер на несколько отсеков, образующих камеры кривошипно-шатунных механизмов. Для увеличения жесткости картера поперечные стенки (а иногда и боковые стенки) снабжают ребрами. Для обеспечения возможности сборки кри-вошипно-шатунного механизма картер делается из двух частей, соединяемых в плоскости, параллельной оси коленчатого вала. Часть картера, на которой крепятся цилиндры, называется главным картером, другая часть - крышкой картера1. На картер действуют следующие силы. Давление газов на днище цилиндров и на днище поршня отрывает цилиндры от картера и растягивает тело картера, заключенное между плоскостью крепления цилиндров и плоскостью, проходящей через ось коленчатого вала. Боковое давление поршней на цилиндры, передаваемое картеру через фланцы и шпильки цилиндров и уравновешиваемое реакцией опор моторной рамы, скручивает картер; плоскость приложения крутящего момента перемещается вдоль оси мотора соответственно порядку работы цилиндров. На носок картера постоянно действует сила тяги винта, растягивающая картер, и периодически - жироскопический момент винта, изгибающий картер. Эти усилия передаются моторной раме. Кроме того, на картер действуют силы инерции вращающихся и поступательно движущихся масс, соединенных с кривошипами коленчатого вала. Ввиду того что у современных рядных двигателей эти силы хорошо уравновешены, на опоры моторной рамы передается лишь весьма незначительная часть этих сил. Если бы коленчатый вал представлял собой абсолютно жесткое тело, то эти силы не передавались бы и на опоры подшипников, взаимно уравновеши- 1 Мы рекомендуем пользоваться этими терминами вместо широко применяемых на практике терминов "верхний картер" и "нижний картер". Последняя терминология приемлема для рядных двигателей обычного типа, у которых цилиндры расположены вверху, а картер - внизу, неспособна вызвать путаницу в применении к перевернутым двигателям, у которых "верхний" (т. е. главный) картер расположен внизу, а "нижний" - вверху. Орлов-1071-39 609 ваясь в вале. На практике вал под нагрузкой деформируется, вследствие чего значительная часть этих сил передается опорам подшипников и изгибает картер в плоскости приложения этих сил, которая непрерывно меняет свое направление. Переменность нагрузок по величине и направлению, затруднительность определения истинной величины многих видов нагрузки, действующей на картер, невозможность определить истинную величину сечений, воспринимающих нагрузки, сложность конфигурации картера,-все это в высшей степени затрудняет расчет картера. У блочных двигателей расчет затруднен еще тем обстоятельством, что блоки рубашек и головок в значительной мере, но в какой - точно неизвестно,- принимают участие в работе картера. Все применяемые способы расчета картера имеют вследствие этого совершенно условный характер и в лучшем случае могут лишь служить базой для. сравнительной оценки напряженности картеров. Следует заметить, что отдельные попытки точного расчета картеров дают величины напряжений значительно меньшие предела пропорциональности и предела усталости употребительных картерных сплавов. Поломки картеров в подавляющем большинстве случаев объясняются не недостаточной величиной сечений картера, а чаще всего местными пороками материала, наличием литейных напряжений, неправильной с литейной точки зрения конструкцией и т. п. дефектами, встречающихся даже при самых усовершенствованных способах формовки и отливки и при самом тщательном контроле над качеством полуфабрикатов и готовых изделий. Вторым источником поломок являются сосредоточенные нагрузки в участках креплений, устранить которые возможно лишь рациональной конструкцией, но вовсе не обязательно увеличением сечений Фиг. 618. Работающие сечения картера при различной длине шпилек. картера. Гораздо чаще, чем поломки, встречаются дефекты, обязанные недостаточной жесткости картера. От недостаточной жесткости картера больше всего страдают коренные подшипники коленчатого вала, подшипники редуктора, валики и шестерни передач. Деформации картера под влиянием действующих нагрузок нарушают соосность подшипников, вследствие чего на отдельных участках несущей поверхности подшипников возникают сосредоточенные силы, толщина масляной пленки уменьшается, в подшипниках возникает полу жидкостное трение, могущее вызвать перегрев подшипников, выкрашивание и расплавление заливки. В основу конструирования картера обычно полагают размеры и соотношения исполненных и проверенных в эксплоатации конструкций. Главное внимание при проектировании картера должно быть обращено на жесткость конструкции, правильную раздачу сосредоточенных сил в точках крепления и на грамотность конструкции с литейной точки зрения. Переходы должны быть плавными, толщина стенок, по возможности, однообразной; в конструкции не должно быть "подрезок", острых углов и местных скоплений материала, могущих вызвать неодновременное застывание и появление утяжин. Очень большое значение имеет способ передачи сил от силовых шпилек, например, шпилек крепления цилиндров, крышек подшипников и т. д. Для увеличения прочности картера выгоднее передавать силы большим числом малых шпилек, чем немногими крупными шпильками. Крупные шпильки требуют массивных бобышек, i оторые являются источником литейных напряжений. 670 Рассосредоточение нагрузок при помощи большого числа шпилек позволяет ввести в работу значительные сечения литых стенок. Шпильки целесообразно погружать на большую глубину в стенки, как изображено на фиг. 618, а; при этом возрастает площадь работающих сечений картера (по сравнению с фиг. 618, б). Увеличение длины шпилек повышает их прочность под действием ударной нагрузки и уменьшает тепловые напряжения в системе. Образцом рационального расположения крепежных шпилек может служить конструкция картера мотора Испано-Сюиза 12Ydrs, изображенная на фиг. 633 (поперечный разрез). Картеры рядных двигателей подразделяются на две основные группы: 1)с несущей крышкой и 2) с разгруженной крышкой. В первом случае, опоры коренных подшипников, противоположные опорам в главном картере, выполняются в крышке (фиг. 619, а), снабженной массивными поперечными стенками; обе части картера соединяются по плоскости, проходящей через ось коленчатого вала, что является непременным условием правильной сборки вкладышей подшипника и сохранения цилиндрической формы подшипника. Газовое силы, а также инерционные силы, направленные от цилиндра Фиг. 619. Схема несущей (а) и ненесущей (б) крышки картера а-схема двигателя АМ-34; б-схема двигателя Кертис "Конкверор". и нагружающие подшипники, воспринимаются крышкой картера, почему эта конструкция и называется конструкцией несущей крышки картера. Крышка картера наряду с главным картером участвует в восприятии всех видов нагрузок, приходящихся на картер. Для улучшения связи между главным картером и его крышкой они стягиваются многочисленными шпильками по поперечным стенкам (силовые шпильки) и по контуру стыка (бортовые ш пи л ь к и). Срезывающие силы, возникающие в плоскости стыка обеих частей картеров при изгибе картера в плоскости, перпендикулярной стыку, воспринимаются контрольными штифтами или точно обработанными поясками на силрвых шпильках. Во второй конструкции нижние опоры подшипников выполняются в индивидуальных подвесках, изготовляемых обычно из кованого алюминиевого или магниевого сплава и прикрепляемых каждая по отдельности к главному картеру (фиг. 619,6). Крышка крепится к главному картеру независимо от подвесок. Плоскость разъема картера в этом случае может не совпадать с плоскостью разъема подшипников, которая обязательно проходит через ось коленчатого вала. Таккак крышка картера в данном случае разгружена от сосредоточенных газовых и инерционных сил и выполняет только роль маслосборника, она может быть сделана легкой. Будучи связана с главным .картером поясом бортовых шпилек, она принимает некоторое участие в деформациях главного картера и несколько увеличивает его жесткость, однако, вследствие тонкости сечений, отсутствия поперечных перегородок и недостаточной связи с главным карте- 611 ром,-в гораздо меньшей степени, чем крышка в первой конструкции, снабженная поперечными стенками, хорошо подребренная и соединенная с главным картером не только по периферии, но и по поперечным стенкам. Первая конструкция обладает преимуществом большей жесткости; вторая конструкция обладает преимуществом меньшего веса, облегчения отливки, легкости обработки гнезд коренных подшипников и удобства сборки шатунно-кривошип-ного механизма. У ранних типов двигателей жидкостного охлаждения с отдельными цилиндрами картеры в интересах увеличения жесткости мотора выполнялись чаще всего по первой схеме. Перейдя на блочную схему, увеличившую общую жесткость мотора, конструкторы смогли применить подвесные подшипники, облегчив производство и выиграв в весе мотора. Фиг. 620. Схемы ненесущей крышки картера с усиленным главным картером. "-схема двигателя Кертис "Сьюпер-Конкве-рор"; б-схема двигателя Роллс-Ройс "Ке-стрель"; в-схема двигателя Даймлер-Бенц DB-600. Последующий рост удельной мощности, потребовавший нового увеличения жесткости мотора, снова вызвал к жизни конструкцию несущей крышки картера (мотор АМ-34, Испано-Сюиза 12Ydrs и др.). Однако схема подвесных подшипников удерживает по сию пору свои позиции (моторы Роллс-Ройс, Даймлер-Бенц DB-600 и др.)? реагируя на новые требования усилением жесткости главного картера и сохраняя вместе с тем все свои положительные особенности. Для увеличения жесткости главного картера плоскость разъема относят от плоскости разъема подшипников и укрепляют ее массивными продольными полками (фиг. 620, а). Присущий подобным конструкциям недостаток, заключающийся в малой жесткости картера в направлении, перпендикулярном оси коленчатого вала и проявляющийся при изгибе картера в продольной плоскости расхождением стенок картера (фиг. 621), устраняют, вводя в картер дополнительные 'поперечные связи. У моторов Роллс-Ройс поперечные стенки картера и подвески подшипников стянуты сквозными поперечными болтами-анкерными тягами (фиг. 620,6), заставляющими работать подвески и стенки картера, как одно целое. Анкерных тяг - две на каждый подшипник; они расположены по одному с каждой стороны крепежных шпилек, притягивающих подвески подшипников к картеру; затягиваются они после затяжки коренных шпилек. Аналогично устроены картеры у двигателей Даймлер-Бенц ОВ-600(фиг. 620, в) и Юнкерс 211 (ср. фиг- 33). 612 Другой недостаток этой конструкции, заключающийся в очевидной затруднительности уплотнения носка коленчатого вала, проще всего преодолевается применением отъемной передней части (носка) картера (ср. фиг. 621 а). В свою очередь и схема несущей крышки картера подвергается видоизменениям, имеющим целью уменьшить вес картера, облегчить его отливку и упростить сборку. В днище крышки картера во всю ее длину делается люк, закрываемый отъемным п о д до ном (фиг. 622, а), облегчающий доступ к коленчатому валу и шатунам и позволяющий сократить длину крепежных шпилек. У моторов "Асео" 750 подвески крышки картера усилены поперечными болтами (фиг. 622, б) наподобие того, как это сделано в картере моторов Роллс-Ройс. Крышки картеров крепятся к главным картерам поясом шпилек или болтов по всему внешнему контуру соединения. Для обеспечения герметичности и с целью улуч- Фиг. 621. Схема деформации карте-шения связи между обеими частями карте- Ра П°Д действием изгибающей на-ра бортовые шпильки (болты) располагаются грузки. не реже 50-70 мм друг от друга. Диаметр их обычно 6-8 мм. Силовые шпильки для уменьшения изгиба стенок картера располагают по возможности ближе к отверстиям подшипников. Шпилькам дается предварительная затяжка, рассчитанная таким образом, чтобы нагрузка ни при каких условиях не отделяла поверхности стыка друг от друга. Шпильки нагружены силами К инерции и газов, передающимися от коренных шеек коленчатого Фиг. 621а- Отъемный носок вала. Помимо нагрузки от газовых и инерционных картера у двигателя с разъ- СИЛ5 шпильки нагружены силами упругости, воз- емом картера не по оси НИКающими при нагреве картера до рабочей темпера-коленчатого вала. ., г г г г " г г туры и обязанными разности коэфициентов линейного <- Фиг. 622. Схемы несущей крышки картера с отъемным поддоном, а-схема двигателя Испано-Сюиза 12Ydrs; б-схема двигателя Изотта-Фраскини "Ассо" 750. расширения материала картера и шпилек. Расчет силовых шпилек изложен на стр. 245. 613 Сила предварительной затяжки влияет на величину рабочих напряжений шпильки и определяет силу затяжки стыка. Чрезмерная затяжка шпилек может вызвать коробление стягиваемых деталей. Поэтому силу предварительной затяжки тщательно контролируют, затягивая шпильки динамометрическими или предельными ключами, или задавая определенный угол поворота гайки с того момента, как гайка, вращаемая от руки или ключом с небольшим усилием, плотно садится на опорную поверхность, т. е. с момента фактического начала затяжки. Способ контроля силы затяжки путем измерения вытяжки шпильки, наиболее точный, для шпилек картеров не применяется ввиду сложности измерения. Крышка картера и подвески подшипников фиксируются относительно главного картера контрольными (установочными) штифтами (фиг. 623) или центрирующими поясками на крепежных шпильках. I Фиг. 623. Конструкции контрольных штифтов. Во избежание разработки гнезд контрольных штифтов при переборках мотора и сминания сравнительно мягких картерных сплавов под действием передаваемых контрольными штифтами срезывающих сил, гнезда контрольных-штифтов, как правило, армируют бронзовыми втулочками, наглухо ввертываемыми в тело картера на резьбе. Таким же способом армируют гнезда для шурупов, крепящих некоторые мелкие детали к картеру. Подробнее о конструкции фиксирующих элементов см. раздел "Нормали" (ч. вторая настоящего курса). У двигателей Лорэн <'Петрель" и Даймлер-Бенц DB-600 применен интересный способ фиксации подвесок, в принципе напоминающий способ фиксации крышек шатунов двигателя АМ-34 (ср. фиг. 518). Поперечные стенки картера продолжены над плоскостью разъема коренных подшипников и в них расточены цилиндрические гнезда, ось которых перпендикулярна оси подшипника. В эти гнезда плотно сажаются подвески, боковые поверхности которых также обработаны по цилиндру. Это устройство фиксирует подвески от сдвига по отношению к подшипнику; поворот подвесок вокруг оси цилиндрического гнезда приходится предупреждать обычными способами, т. е. контрольными штифтами и т. д. Для достижения герметичности стыковые поверхности картеров после фрезеровки шлифуют, притирают по плите, а на некоторых заводах пришабривают. Стык уплотняют мазями, типа мази "Герметик" х; иногда по стыку прокладывают шелковую нитку. 1 Типичный состав "Герметика" следующий: 36% шеллака, 54% денатурированного спирта, 6% чешуйчатого графита, 3% касторового масла, 1% краски (охры). 614 Конструкция поперечных стенок картера оказывает большое влияние на прочность и жесткость картера. Поперечные стенки несут бобышки для шпилек крепления цилиндров и подвесок подшипников. Для увеличения жесткости и прочности стенки оребряют. Ребра стараются направить по направлению действующих усилий,--по продолжению бобышек крепежных шпилек (ср. фиг. 619, а и 622, б]. Во избежание деформации подшипников при работе, целесообразно увеличивать жесткость участков, окружающих I коренные подшипники. Конструкция по схеме фиг. 622, а или 619, б в этом отношении лучше, например, конструкции фиг. 620, а. В поперечных стенках делают отверстия для выравнивания давления в соседних отсеках картера. Эти отверстия служат также для крепления внутренних стержней картера при формовке- Во избежание ослабления стенок края отверстия снабжают массивными ребрами. Фиг. 624. Схема крепления подвесок двигателя Паккард. Фиг. 625. Схема крепления нижнего и верхнего картеров Х-об-разного двигателя. Конструкторов авиационных моторов издавна привлекала мысль совершенно разгрузить картеры от растяжения силами вспышки, связав цилиндры с подшипниками сквозными болтами, работающими на растяжение. При этой конструкции картер подвергается сжатию, которое алюминиевое литье вообще выдерживает лучше, чем растяжение. Эта конструкция легко осуществима в однорядных моторах, у которых шпильки, крепящие крышку картера или подвеску подшипников, пропускаются сквозь картер и используются одновременно для крепления фланцев цилиндров. Так, например, устроены однорядные моторы BMW (фиг. 17) и др. У V-образных двигателей с подвесными подшипниками решение этой задачи несколько затруднительнее, и обычно она решается только отчасти. На фиг. 624 изображена оригинальная схема крепления подвесок мотора Паккард 2А 1500 (1927 г.). Каждая подвеска притягивается к главному картеру двумя болтами, расположенными под углом 60° друг к другу. Плоскости стыка подвески с главным картером составляют угол 120°. Концы болтов выведены наружу и при помощи траверс, опирающихся на фланцы соседних цилиндров, притягивают к картеру цилиндры, которые, помимо того, крепятся к картеру обычными короткими шпильками. Сдвигающие силы, возникающие при затяжке подвески, могущие вызвать деформацию подвески и картера и нарушить цилиндричность подшипникового отверстия, воспринимаются сильно развитыми центрирующими поясками на крепежных болтах. Аналогично крепятся подвески на моторах Кертис SGIV 1800 (фиг. 620,а). У моторов с несущими крышками картеров, а также у Х-образных двигателей с противолежащими блоками задача разгрузки материала картера от растяжения силами вспышки решается проще. На фиг. 625 схематически 615 показана конструкция картера Х-образного двигателя, со сквозными болтами. Пары болтов смещены друг относительно друга. Очень часто поперечные стенки картера делают двойными. Между соседними стенками образуются обширные полости, которые, в случае, если крышка картера несущая и выполнена аналогично главному картеру, превращаются в замкнутые кольцевые полости. У двигателей BMW VI через эти полости пропускается поступающий в карбюратор воздух с целью подогрева воздуха и одновременно с целью охлаждения картера. Конструкцию эту отнюдь нельзя признать рациональной. Коэфициент наполнения двигателя при этом устройстве падает вследствие большой величины сопротивлений в каналах сложной конфигурации. Охладительный эффект невелик из-за малого значения коэфи-циента теплоотдачи от гладких алюминиевых стенок к воздуху. В новейшем моторе Испано-Сюиза 12Ydrs через кольцевые полости двойных стенок с целью охлаждения подшипников пропускается воздух, нагнетаемый напором встречной струи при движении самолета. Эта мера дает незначительный эффект вследствие малой скорости охлаждающего воздуха и специфической игры тепловых факторов в подшипнике, приводящей к тому, что трение и тепловыделение в подшипнике увеличиваются тем сильнее, чем интенсивнее он охлаждается снаружи (ср. стр. 553). Гораздо более рациональным, чем внешнее охлаждение, является охлаждение подшипника смазочным маслом, достигаемое простым повышением давления подачи и правильной канализацией масла в подшипнике. У безредукторных моторов передняя часть картера заканчивается коническим или полусферическим носком, в котором располагаются передний подшипник коленчатого вала, упорный подшипник, воспринимающий тягу винта, и уплотнение. У редукторных моторов к передней части картера присоединяется картер редуктора, который у современных рядных моторов всегда состоит из двух цилиндрических шестерен со смещенными друг относительно друга осями. Картеры редукторов разделяются на два основных класса по способу сборки большой шестерни редуктора (фиг. 626-628). У первых плоскость разъема горизонтальна и проходит через вал винта; корпусы подшипников вала винта разъемные (фиг. 626). Этот вид сборки можно назвать накладнбй сборкой. У вторых плоскость разъема перпендикулярна оси винта (осевая сборка); корпусы подшипников при этой конструкции целые (фиг. 627, 628)-В первом случае картер редуктора выполняется за одно целое с главным картером (и крышкой картера) и только верхняя крышка редуктора - отъемная. Во втором случае картер редуктора или делается за одно целое с главным картером (и крышкой картера), за исключением отъемного переднего носка (АМ-34, фиг. 627), или выполняется отдельно из двух частей, соединяемых в вертикальной плоскости и притягивается шпильками к картеру двигателя (Роллс-Ройс "Кестрель", "Мерлин" и др., фиг. 628). О сравнительных достоинствах разных схем картеров редуктора см. раздел "Редукторы". В задней части картера располагаются приводы к распределению и вспомогательным механизмам; к заднему обрезу картера крепится корпус нагнетателя. Нижняя часть картера выполняет важную функцию маслосборника. Все современные авиационные двигатели выполнены по системе "сухого картера": масло, вытекающее из подшипников и со стенок цилиндров в картер, удаляется отсасывающей масляной помпой. В картере устраиваются масло-отстойники, представляющие собой углубления, в которых скапливается стекающее в картер масло. В маслоотстойники подводятся трубки, соединенные с отсасывающими масляными насосами. Обычно в картере устраивается два маслоотстойника - один в задней части, другой впереди, в непосредственной близости от редуктора. Маслоотстойники располагаются с таким расчетом, чтобы при всех положениях относительно горизонта, которые может длительно занимать мотор, установленный на самолете, отверстие по меньшей мере одного из отсасывающих трубопроводов было расположено под масляным уровнем и отсос масла не прекращался бы ни при каких условиях. При проектир'о- 616 Фиг.*б26. Схема конструкции .картера редуктора двигателя Испано-Сюиза 12Ydrs. Фиг. 627. Схема конструкции картера редуктора двигателя^ АМ-34- Фиг. 628. Схема конструкции картера редуктора двигателя Роллс-Ройс "Кестрель". 617 •вании маслоотстойников и отсасывающей масляной системы следует иметь в виду, что угол наклона оси мотора к горизонту при стоянке самолета в ангаре или на аэродроме может достигать 20°. Условия отсоса масла после продолжительной стоянки на холоду особенно тяжелые, так как масло сильно загустевает. Конструкция картера оказывает большое влияние на расход масла и длительность службы масла в эксплоатации. Большое количество масла находится в полости картера во взвешенном состоянии - в виде вытекающих из подшипников масляных шнуров, брызг, паров и масляного тумана, представляющего собой взвесь мелких частиц масла в воздухе. Масло, отбрасываемое на стенки картера центробежной силой вращающихся кривошипов и стекающее в нижний картер, 'непрерывно подхватывается интенсивными воздушными вихрями, возникающими при движении кривошипов, и забрасывается на стенки цилиндров, вследствие чего увеличивается проникание масла через поршневые кольца и возрастает расход масла. Особенно легко подхватывается воздушными потоками толстый слой масла, скапливающийся в нижней части картера из-за замедленного вследствие вязкости отекания масла в маслоотстойники. Если отсос недостаточен, например, вследствие обнажения отверстия одной из отсасывающих трубок при наклоне мотора, то этот слой может достигать высоты в несколько десятков миллиметров. Непрерывное взбалтывание повышает температуру масла и стенок картера и сопровождается потерей мощности, понижающей механический к. п. д. двигателя. Затрата мощности на барботаж масла достигает у мощных моторов несколько десятков лошадиных сил. Барботаж ускоряет окисление масла в результате интенсивного перемешивания масла с горячим воздухом. Пенообразо-вание, сопровождающее барботаж, затрудняет отсос масла из картера. Рациональная конструкция картера должна предупреждать излишний барботаж масла. Картер должен иметь объем, достаточный для того, чтобы масло могло осесть на стенках и стечь в маслоотстойники, не будучи сдуто со стенок воздушными вихрями. Кривошипы^головки шатунов и противовесы коленчатого вала должны при вращении проходить около стенок картера с зазором по меньшей мере 30-40 мм. Во избежание барботажа нижнего слоя масла нижнюю часть картера часто закрывают металлическим перфорированным листом или сеткой. В моторе Испано-Сюиза 12Ydrs поддон отделен от картера перфорированным дуралюминовым листом, под которым расположена латунная сетка с частыми клетками, предупреждающая проникновение в отсасывающие масляные насосы крупных посторонних частиц, вроде кусочков баббитовой заливки и т. д. Очень хорошие результаты дают маслоуловител и-металлические листы, установленные на стенках картера навстречу потокам масла, отбрасываемым центробежной силой вращающихся кривошипов на стенки картера и продолжающим по инерции двигаться по стенкам в направлении движения кривошипов. Маслоуловитель мотора Роллс-Ройс "Кестрель" (фиг. 629) представляет собой дуралюминовый лист, укрепленный в крышке картера на расстоянии'-- 20мм от стенки картера. Масло, захватываемое уловителем, стекает в передний и задний отстойники мотора, откуда отсасывается масляным насосом. Давление в картере непрерывно пульсирует благодаря возвратно-поступательному движению поршней. В картере иногда наблюдается повышенное давление вследствие прорыва газов из цилиндров через поршневые кольца. И то и другое обстоятельства часто вызывают выбрасывание масла из уплотнений и из-под прокладок. Во избежание выброса масла из картера давление в картере уравнивают с окружающим давлением, сообщая внутренность картера с атмосферой при помощи суфлеров, иногда называемых также сопунами. Суфлер по большей части представляет собой цилиндрическую колонку с перегородками, расположенными с таким расчетом, чтобы предупредить проникновение масляных брызг наружу. Суфлеры снабжаются колпаком и сеткой во избежание nqna-дания посторонних частиц в картер. На фиг. 630 изображены типичные конструкции суфлеров. Фиг. 629. Маслоуловитель двигателя Роллс-^ Ройс "Кестрель". Фиг. 630. Конструкция суфлеров. 679 Суфлеры располагаются в верхней части картера в месте, удаленном от плоскости вращения кривошипов, обычно на носке картера. Суфлеры должны быть защищены от обдува встречным воздушным потоком, который может создать разрежение у отверстия суфлера и вызвать отсос воздуха и масляной пыли из картера. Иногда отверстие суфлера во избежание какой бы то ни было потери масла соединяют с воздушным пространством масляного бака. Так сделано, например, у мотора Испано-Сюиза 12Ydrs. Мотор крепится к моторной раме лапами, полками или цапфами. Лапы крепления располагаются по бокам верхнего картера. Обычно делают четыре лапы. Каждая лапа крепится 2-3 болтами к лонжеронам моторной рамы. В ранних типах моторов лапы представляли собой полки, усиленные ребрами (фиг. 631, 1-3). В последующих конструкциях лапы приобретают форму жестких коробок, хорошо связанных с телом картера (фиг. 631, 4-6). Во Фиг. 631. Конструкция лап крепления мотора к моторной раме. многих случаях для усиления связи лап с картером, а также с целью увеличения модуля сопротивления картера на изгиб и кручение, вдоль картера на уровне расположения лап делают массивные ребра (фиг. 631, 7-8). Рядные двигатели воздушного охлаждения (а в последнее время и мощные двигатели жидкостного охлаждения, например, мотор Даймлер-Бенц DB-600) крепятся RMO-торной раме при помощи цапф (фиг. 632), располагаемых в упругих муфтах. Лапы и цапфы крепления рассчитывают на изгиб силами инерции, возникающими при фигурных полетах и при посадке j само лета] и принимаемыми равными 5-6-кратному весу мотора. ^ "| Изготовление В недалеком прошлом картеры отливались-из медно-алюминиевых и цинко-алюминиевых сплавов. Сейчас картеры чаще всего отливают из силуминов,- сплавов с повышенным содержанием Si, типа АЛ2, AJI4 (табл. 18). Несколько лет назад для изготовления картеров начали широко применять электрон. Однако многочисленные поломки картеров, обязанные отчасти незнанию особенностей электрона, как конструкционного материала, отчасти низкому пределу пропорциональности электрона и, наконец, неустойчивости электрона против коррозии, вызвали вслед за периодом увлечения электроном почти полный отказ от него. В настоящее время из электрона изготовляются неответственные части картера (ненесущие крышки, поддоны, маслоотстой-ники и т. д.). 620 В последнее время в связи с усовершенствованием методики отливки деталей из магниевых сплавов и улучшением способов защиты их от коррозии "электрон снова начинают применять для отливки картеров, но и то преимущественно у моторов малой и средней мощности. Из магниевого сплава, например, отлит картер рядного двигателя воздушного охлаждения Де-Хе- ВИЛТолши1(tm)енок картеров определяется, главным образом, условиям отливки. V кятпных деталей, отлитых из легких сплавов, толщина стенок мало влияет на их прочность. Последняя определяется главным образом прочностью поверхностной корки, застывающей при отливке в первую очередь, плотной S обладающей мелкокристаллическим строением. Средняя часть стенок, застывающая позднее, плохо питаемая жидким металлом из отдаленных (у крупных деталей) литников и прибылей, обычно страдает рыхлотами, пористостью, отличается низкими коэфициентами крепости и весьма мало увеличивает прочность стенок Для повышения удельной прочности материала стенок (т. е. прочности отнесенной к единице веса, см. стр. 194) выгодно придавать стенкам наименьшую возможную толщину. Последняя на практике ограничивается лишь возможностью незаливов. JM Наименьшая предельная толщина необрабатываемых стенок зависит от абсолютных размеров детали, от расположения литников, от теплоемкости жидкого металла и т. д. ив случае картеров из алюминиевых сплавов составляет в среднем 4,5-5 мм. Толщина обрабатываемых стенок зависит главным образом от точности взаимного расположения стенок в литье. При застывании отливки картер длиной ^ии~ 1500 мм усаживается на 15-.it" мм. Возможные ошибки в определении усадки, разная степень податливости стержней, смещения стержней при сборке формы, коробление отливки в результате внутренних напряжений в отливке и т. д.,-все это часто вызывает относительное смещение плоскостей, подлежащих механической обработке и связанных друг с другом точными размерами (например, плоскость разъема картера и плоскости крепления цилиндров). Этим стенкам Фиг. 632. Схема крепления мотора к моторной раме на цапфах. линдров). Утим стенкам ир^дсч^ такую толщину, чтобы после удаления припуска на механическую обработку при всех возможных неточностях толщина стенки не была меньше определенного минимума. Обрабатываемые фланцы, стенки картера, к которым крепятся цилиндры, и т. п. делают толщиной 8-12 мм, стенки гнезд подшипников- толщиной 10-15 мм. Необрабатываемые стенки (например поперечные и продольные стенки картера) делают толщиной 5-8 мм. Ненесущие картеры, поддоны, крышки и т. п. делают толщиной 4-б мм. Сопрягающиеся поверхности соединяют галтелями радиусом не менее 5-б мм. Трудности отливки картеров обязаны большому объему отливки и сложности формы картеров. Очень трудно добиться одновременного (или последовательного- от нижних частей отливки •-к литникам и выпорам) застывания отливки. Вследствие этого в отливках картеров часто возникают внутренние напряжения, появляются утяжины, усадочные раковины и усадочная пористость. 621 Фиг. 633. Картер двигателя Испано-Стсиза 12Ydrs (продольный разрез) Картеры обычно отливают стыком вверх. В припусках над массивными фланцами стыка скопляются шлаковые и механические включения, которые при механической обработке удаляются вместе с припусками. Картеры льют по большей части в стержневые формы, иногда в жакетах. В последнее время, часто применяют кристаллизацию отливки в автоклавах под давлением 5-6 ати. Этот способ уменьшает пористость литья и повышает механические качества материала. Мелкие. дефекты литья устраняют ("лечат", как говорят практики) разнообразными приемами: заливкой, заваркой, запайкой и т. д. Каждый завод применяет свои нормы, правила и приемы "лечения", свою рецептуру флюсов, припоев и присадочных материалов. "Лечат" лишь вполне здоровые отливки с незначительным числом точно спесифицированных дефектов (раковины, небольшие незаливы, рыхлоты, утяжины и т. д.), при условии, если они удалены от ответственных частей картера: силовых бобышек, лап крепления^ гнезд коренных подшипников и т. д. Отливку предварительно нагревают до 350-400° и в горячем состоянии заливают или заваривают дефекты, после чего дают отливке медленно остыть во избежание возникновения внутренних напряжений. Небольшие по площади дефекты высверливают; в отверстия ставят на конической резьбе Бриггса глухие пробки ("ввер-тыши"), которые иногда обваривают кругом. Базой при механической обработке картеров служит плоскость разъема. Плоскости разъема и плоскости крепления цилиндров фрезеруют наборными фрезами на вертикально-фрезерных станках. Плоскости разъема кроме того шлифуют, шабрят или притирают по плите. Наиболее ответственной операцией при обработке картеров является расточка гнезд коренных подшипников коленчатого вала. Гнезда подшипников растачивают на собранном картере. Вкладыши, залитые баббитом, Фиг. 633. Картер двигателя Испано-Сюиз; !2Ydrs (поперечный разрез) после установки в гнезда развертывают общей разверткой в собранном картере,. Вкладыши, залитые свинцовой бронзой, и вкладыши из алюминиевых сплавов дополнительной обработке после установки в гнезда не подвергают. Стенки картеров пропитывают под давлением асфальтовыми или бакелитовыми лаками, после чего картер проверяют на герметичность. Исполненные конструкции На фиг. 633 изображен картер V-образного 12-цилиндрового двигателя водяного охлаждения Испано-Сюиза 12Ydrs. Крышка картера, - несущая,, с отъемным поддоном. Главный картер и его крышка отлиты из алюминиевого сплава типа АЛ2, поддон - из электрона. Крышка картера притягивается к главному картеру четырьмя силовыми шпильками на каждый подшипник (за исключением крайнего переднего и заднего подшипников, стягиваемых двумя шпильками каждый) и, кроме того, поясом болтов по контуру уплотняющего фланца. Обе части картера зафиксированы друг относительно друга контрольными штифтами, высверленными для облегчения. 623- Поперечные стенки главного картера на известной высоте выполнены двойными. Стенки крышки также двойные. При собранном картере, вокруг средних подшипников коленчатого вала образуется кольцевая полость, используемая для охлаждения подшипников воздухом. Полость заборного и отводящего каналов охлаждающего воздуха ограничена вертикальными стенками главного картера, горизонтальными полками и крышкой, очерченной по дуге круга. Заслуживает внимания способ крепления этой крышки. Она притягивается горизонтальными шпильками к плоскости стыка, расположенной под углом к горизонту. При затяжке крышек возникает сдвигающая сила, которая воспринимается пазом на верхнем картере. Крепежные шпильки имеют малый диаметр, так как по условиям работы затяжка крышки может не быть герметичной. Плоскости крепления цилиндров расположены под углом 60° друг к другу. Стык этих плоскостей усилен продольным вертикальным ребром, в котором отлиты бобышки с отверстиями для смазки кривошипов и стенок цилиндра в пусковые периоды. Перемычки, образуемые поперечными стенками между цилиндровыми отверстиями, опущены по отношению к плоскости крепления цилиндров для того, чтобы освободить место под усиливающие перемычки блока рубашек (см. стр. 272). К задней поперечной стенке картера прилит корпус наклонных передач и масляных насосов и приводов к бензиновым помпам. За одно целое с главным картером и крышкой картера отлиты части картера редуктора, выполненного по схеме фиг. 626. Отъемная верхняя крышка (капюшон) картера редуктора крепится многочисленными болтами к горизонтальному фланцу на носке главного картера. Нагнетательная масляная магистраль представляет собой дуралюминовую трубку, притягиваемую хомутами к перегородкам крышки картера. Задний конец масляной магистрали введен в нагнетательную полость масляной помпы, передний конец выведен из картера наружу и используется для замера давления масла. В перегородках крышки картера завальцованы дуралюминовые трубки, подводящие масло из нагнетательной магистрали в кольцевую канавку, выточенную в гнездах коренных подшипников. Из канавки масло по радиальным сверлениям во вкладышах подшипников поступает в зазор между валом и подшипником. Вкладыши подшипников зафиксированы в гнездах при помощи контрольных штифтов, которые для облегчения высверлены изнутри. Из кольцевых канавок в постелях двух передних подшипников масло по трубкам подается в передний и задний подшипники вала винта. Стекающее по стенкам картера масло собирается в поддоне с двумя отстойниками в передней и задней части картера. Поддон отделен от картера перфорированным алюминиевым листом и латунной сеткой. Суфлер расположен в верхней крышке картера редуктора и защищен перегородкой от забрасывания маслом с большой шестерни редуктора. Устройство его ясно из чертежа (фиг. 630, 4). Выходное отверстие суфлера соединено с воздушной полостью масляного бака. В передней и задней частях картера расположены четыре лапы, представляющие собой продолжение стенок каналов охлаждающего воздуха. Мотор крепится к моторной раме десятью болтами диаметром 12 мм. На фиг. 634 изображен картер двигателя Роллс-Ройс "Мерлин" выполненный по схеме фиг. 620, б, а на фиг. 635 изображен картер двигателя АМ-34, выполненный по схеме фиг. 619, а. КАРТЕРЫ ЗВЕЗДООБРАЗНЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ Картеры звездообразных двигателей по конструкции сильно отличаются от картеров рядных двигателей. Цилиндры звездообразных двигателей располагаются по всей периферии картера. Это обстоятельство, а также стремление сделать картер равнопрочным в радиальных направлениях, заставляет выполнять поперечные стенки (диафрагмы) картера целыми и переносить разъем, необходимый по условиям сборки, в плоскость, перпендикулярную оси коленчатого вала, т. е. применять принцип осевой сборки. Угол между 624 Фиг. 634. Картер двигателя Роллс-Ройс "Мерлин". Фиг. 635. Картер двигателя АМ-34. (продольный разрез). Фиг. 635. Картер двигателя АМ-34 (поперечный разрез). цилиндрами мощных 9- и 14-цилиндровых звездообразных двигателей меньше, чем угол между цилиндрами V-образных 12-цилиндровых двигателей. 'По условию размещения баз цилиндров по периферии картера (фиг. 636) приходится искусственно развивать размеры картера в радиальном направлении; вследствие этого картеры многоцилиндровых звездообразных двигателей имеют гораздо большие радиальные размеры, чем картеры рядных двигателей. Большой диаметр и значительно меньшая, чем у картеров рядных двигателей, длина обусловливают большую жесткость картеров звездообразных двигателей. Простая форма позволяет изготовлять картеры звездообразных двигателей поковкой или штамповкой из легких сплавов (а в последнее время и из стали) с последующей механической обработкой кругом. Картеры однорядных звездообразных двигателей Картеры однорядных звездообразных двигателей состоят из нескольких главных частей (секций). Средняя силовая часть картера состоит обычно из двух половин--'з а дне г о и переднего полукартеров, несущих цилиндры и коренные подшипники Фиг. 636. Размеры картеров в зависимости от числа цилиндров. -R5 :* jR6' RI ' R9 = = 1 : 1,28: 1,56 : 2,05. коленчатого 627 вала и соединяемых в плоскости осей цилиндров при помощи стальных болтов, пропускаемых через межцилиндровые перемычки. На переднем полукартере крепится носок картера, несущий упорный подшипник и корпусы толкателей и служащий у редукторных двигателей картером редуктора. Между носком и передним полукартером у редукторных двигателей часто устанавливается промежуточная перегородка или отсек, несущие дополнительные подшипники носка коленчатого вала, а иногда используемые для размещения механизмов привода распределения. На заднем полукартере крепится задняя крышка, несущая лапы крепления мотора к моторной раме, карбюратор, распределитель смеси (у двигателей без наддува) и приводы к вспомогательным агрегатам. У двигателей с наддувом к задней половине картера крепится корпус нагнетателя с лапами крепления, к которому в свою очередь крепится задняя крышка. За недостатком места на периферии картера маслоотстойник обычно выносится за пределы картера; маслоотстойник представляет собой узкую коробку, отлитую из легкого сплава, подвешиваемую обычно между двумя нижними цилиндрами и соединенную двумя горловинами с носком и задней полостью картера. Из условия расположения маслоотстойника однорядные звездообразные двигатели воздушного охлаждения, имеющие, как правило, нечетное число цилиндров, располагаются так, что ось верхнего цилиндра вертикальна. К конструкции картера, разнимающегося по плоскости осей цилиндров, авиамоторостроение пришло не сразу. До сравнительно недавнего времени наружные стенки картера, несущие цилиндры, делались целыми, а отъемной делалась стенка картера (диафрагма), несущая передний коренной подшипник коленчатого вала. При этом способе разъема коленчатый вал вводился в картер с собранным на нем главным шатуном и частью прицепных шатунов; остальные прицепные -шатуны приходилось собирать внутри картера. При разъеме по оси цилиндров вал с главным и прицепными шатунами собирается отдельно, после чего без всяких затруднений вводится между обоими полукартерами. Штампование картера при этой конструкции облегчается. Жесткость межцилиндровых перемычек возрастает благодаря наличию стальных болтов. Центровка полукартеров друг относительно друга обеспечивается ступенчатой заточкой на стыковой поверхности межцилиндровых перемычек или центрирующими поясками на стяжных болтах или тем и другим способами одновременно. Коренные подшипники качения устанавливаются в поперечных стенках (диафрагмах) картера при помощи промежуточных бронзовых или стальных колец (подкладные кольца) (фиг. 637), которые имеют назначением с одной стороны предупреждать наклеп и наволакивание сравнительно мягкого материала стенки на наружное кольцо подшипника, а с другой стороны допускать исправление брака при расточке посадочных отверстий в картере. Не будь таких колец, случайная неточность обработки отверстия выводила бы всю дорогую поковку (или отливку) картера в брак. Подкладные кольца запрессовываются с натягом ф = 0,001-0,0015 в картер, предварительно подогретый до температуры 130-160°, и стопорятся от проворачивания шпильками или штифтами (фиг. 637). Для правильного взаимного расположения подшипников коленчатого вала важно, чтобы внешняя и внутренняя поверхности каждого кольца были строго кон-центричны. Конструкция колец должна допускать обработку наружной и внутренней поверхности колец с одного установа. Применяется и такой порядок изготовления: начисто обрабатывается внутренняя поверхность кольца, после чего кольцо насаживается на точную оправку, на которой производится окончательная отделка наружной поверхности. Конструкция подкладных колец по фиг. 637, 5-7 лучше конструкции по фиг. 637, 1-4, так как позволяет добиться при механической обработке полной концентричности наружной и внутренней поверхностей. Независимо от способа изготовления подкладных колец они после запрессовки шлифуются по внутреннему диаметру одновременно в обоих полукартерах, собранных вместе. Выступающие 628 Фиг. 638. Стопо- рение подкладных колец коренных подшипников звездообразных двигателей. Фиг. 637. Конструкции подкладных колец подшипников качения. концы контрящих штифтов срезаются заподлицо с внутренней поверхностью (фиг. 638). Крепление звездообразных моторов к моторной раме выполняется по одной из следующих двух схем. При первой схеме в задней части картера- обычно на корпусе распределителя смеси (у моторов без наддува) или на корпусе нагнетателя (у моторов с наддувом) отливаются массивные лапы, которые конструктивно очень часто объединяются с патрубками, подводящими .топ-ливовоздушную смесь в цилиндры мотора, вследствие чего число лап обычно равно числу цилиндров. Лапы притягиваются болтами к переднему кольцу моторамы. При второй схеме между задним полукартером и задней крышкой (у двигателей без наддува) или корпусом нагнетателя (у двигателей с наддувом) защемляется фланец конуса (т о л и) из листовой стали толщиной 2,5-3 мм (фиг. 639). Противоположный фланец конуса крепится к кольцу моторамы. В конусе имеются отверстия, через которые пропускаются сме-сепроводы. Этой системой крепления пользуются преимущественно английские моторостроительные заводы (Бристоль, Уолслей и др.). У некоторых моторов (Побджой "Ниагара") толь отливается из алюминиевого сплава. Исполненные конструкции. На фиг. 640 изображен картер 9-цилиндрового звездообразного двигателя воздушного охлаждения Райт "Циклон" F. Средняя часть картера состоит из переднего 1 и заднего 2 полукартеров, откованных из алюминиевого сплава. Полукартеры стягиваются по межцилиндровым промежуткам восемью болтами а и шпилькой б. Болты точно обработаны, плотно входят в отверстия и фиксируют полукартеры друг относительно друга. Стенка переднего полукартера несет передний коренной подшипник коленчатого вала и ось промежуточного перебора к распределению. К передней стенке на шпильках крепится выполненный из алюминиевого сплава носок картера 3, несущий упорный подшипник коленчатого вала, распределитель подачи масла к винту изменяемого шага и масляное уплотнение. На периферии носка имеются отверстия под корпусы толкателей. В нижней точке сделан канал для стока масла в переднее отверстие маслоотстойника #, соединенный отверстием с нижней точкой полости среднего картера. Носок картера фиксируется относительно переднего полукартера ступенчатой заточкой. К заднему полукартеру на шпильках крепится корпус нагнетателя 4 с выходными патрубками ж лапами крепления мотора к мотораме. В нижней точке корпуса имеется канал ко второму отверстию маслоотстойника. К корпусу нагнетателя крепится картер 5 передачи к нагнетателю с диффузором 7-К картеру передачи крепится задняя крышка 6 с приводами для вспомогательных агрегатов. Все эти детали выполнены из алюминиевого сплава, кроме задней крышки и диффузора нагнетателя, отлитых из электрона. В среднем картере установлены маслоуловители, представляющие собой перегородки с острыми кромками, направленными навстречу движению масла (фиг. 641). Масло, отбрасываемое в маслоуловители, передается по трубкам, расположенным по краям маслоуловителей, в носок и заднюю часть картера, откуда стекает в маслоотстойник. У двигателей Райт "Циклон" последних серий для сбора масла в картере устроены две кольцевые полости по обеим сторонам цилиндров. Фиг. 639. Схема крепления двигателя к моторной раме толью. 630 Фиг. 640. Картер двигателя Райт "Циклон" F. Суфлер у мотора Райт "Циклон" устроен своеобразно. Внутренность картера сообщается с атмосферой трубой, запрессованной в носке коленчатого вала (см. фиг. 21). Носок вала снабжен предохранительной сеткой. Задняя часть картера соединена с воздушным пространством масляного бака. Картеры двухрядных звездообразных двигателей В настоящее время применяют две основные разновидности картеров двухрядных звездообразных двигателей. В первой схеме картер разнимается по осям цилиндров (фиг. 642, а). Во второй схеме делаются отъемными диафрагмы (поперечные стенки) картера (фиг. 642, б). Первая конструкция применяется преимущественно в тех случаях, когда вал имеет среднюю опору. Картер при этом выполняется из трех сек-Фиг. 641. Маслоуловитель двигателя ций: передней, средней и задней. Эти секции Райт "Циклон". соединяются в плоскостях осей цилиндров болтами, проходящими через межцилиндровые перемычки. При сборке коленчатый вал устанавливается своей средней опорой в средней перегородке, после чего на оба колена монтируются шатуны; в остальном сборка происходит как у однорядных звездообразных двигателей. Картеры подобной конструкции изображены на фиг. 453, 454. е-е л-д Фиг- 642- Схема картеров двухрядних звездообразных двигателей: а-с разъемом по оси цилиндров, б-с отъемными диафрагмами. На фиг. 643 изображен картер двигателя Гном-Рон К-14, выполненный по второй схеме. Картер состоит из средней части 7, откованной из алюминиевого сплава и обработанной кругом. На наружной поверхности отфрезерованы площадки для крепления цилиндров (фиг. 643, 'А) и массивные ребра, служащие для увеличения прочности и жесткости конструкции. К переднему торцу среднего картера крепится на шпильках промежуточный отсек 2, несущий переднюю коренную опору коленчатого вала и корпусы толкателей. К переднему торцу промежуточного отсека крепится диск 3, на котором монтируются шестерни передачи к распределительной шайбе и картер редуктора. К заднему торцу картера крепится корпус нагнетателя 4 с перегородкой для заднего коренного подшипника коленчатого вала и с четырнадцатью выходными патрубками нагнетателя, к которым прилиты бобышки для болтов крепления мотора к мотораме. К картеру нагнетателя крепится входная улитка* 632 Фиг. 643. Картер двигателя Гном-Рон К-14. нагнетателя 5 с диффузором и перегородкой коробки передач. К корпусу улитки крепится задняя крышка 6 с приводами вспомогательных агрегатов. К задней половине среднего картера между двумя нижними цилиндрами крепится маслоотстойник 7 с фильтром для очистки масла, поступающего в отсасывающую масляную помпу. Стальные картеры В последнее время многие ведущие авиамоторостроительные фирмы (Ис-пано-Сюиза, Райт и др.) изготовляют силовую часть картера звездообразных двигателей воздушного охлаждения из стали. Сталь, как материал для картеров, применяется не впервые. Картеры ротативных двигателей воздушного охлаждения, подверженные помимо сил вспышки действию центробеж-лых сил цилиндров, изготовлялись из стали. С переходом к стационарным Фиг. 644. Картер двигателя Испано-Сюиза 14-АА со стальными силовыми секциями (схематический чертеж). двигателям воздушного охлаждения стальные картеры были заменены литыми картерами из алюминиевых сплавов, которые впоследствии в свою очередь были вытеснены более прочными коваными картерами из легких сплавов. Рост давлений вспышки в связи с применением наддува и увеличение числа оборотов, сопровождающееся возрастанием инерционных сил, действующих на картер, выдвинули задачу нового упрочнения картера. Равнопрочные кованые картеры из стали и алюминиевого сплава по удельному весу (т. е. по весу, отнесенному к эффективной мощности двигателя) незначительно отличаются друг от друга. Однако условие равнопрочности у стальных картеров приводит к такой незначительной толщине стенок 634 (2-2,5 мм), что жесткость картера страдает, несмотря даже на то, что модуль упругости стали примерно в три раза больше модуля упругости алюминиевых сплавов, и что, следовательно, при прочих равных условиях стальной картер деформируется в три раза меньше картера из алюминиевого сплава. На практике стенки стального картера выполняют толщиной не менее 3,5-4 мм, вследствие чего прочность картера сильно выигрывает по с равнению с прочностью картера из алюминиевого сплава, но одновременно несколько повышается и его удельный вес. С последним обстоятельством мирятся, считаясь со все более возрастающими требованиями к прочности картера. Конструкция стальных картеров в общем следует практике кованых картеров из алюминиевых сплавов. Секции картера изготовляются из стальных поковок и обрабатываются кругом на токарных, расточных и фрезерных станках. Разборные части соединяются на болтах, неразборные - на заклепках. Так как обработка стали гораздо труднее, чем алюминиевых сплавов, то изготовление стальных картеров обходится значительно дороже, чем картеров из алюминиевых сплавов. Сварку, которая несомненно удешевила бы производство стальных картеров и позволила бы уменьшить их вес, пока не применяют из-за недостаточной усталостной прочности швов, составляющей 30-50% усталостной прочности целого материала. Одной из положительных особенностей стальных картеров является возможность применения шурупов (вместо шпилек) для крепления цилиндров, задней крышки, носка и т. д. Это дает возможность при переборках периодически осматривать шурупы и проверять их (например способом Магнафлукс) на часто возникающие у напряженных крепежных деталей трещины усталостного происхождения. Другой положительной особенностью является уменьшение "роста" зазоров в распределительном механизме при нагреве мотора (см. стр. 475). На фиг. 644 схематически изображен картер 14-цилиндрового звездообразного мотора Испано 14-АА. Средний картер состоит из четырех стальных частей. Две средние части соединяются друг с другом заклепками, две внешние частно перегородками для коренных подшипников коленчатого вала соединяются со средней частью обычным способом-при помощи болтов, проходящих сквозь межцилиндровые перемычки. Толщина стенок картера 3,5-4 мм. Все остальные части картера - носок, корпус нагнетателя и т. д. выполнены, как обычно, из легких сплавов. Центрирующие буртики на стыках стальных стенок и стенок из легких сплавов сделаны с таким расчетом, чтобы предупредить возникновение натяга при нагреве в результате различия коэфициен-тов линейного расширения материалов: наружные буртики выполнены в стенках из легких сплавов, а внутренние - в стальных стенках. Литература 1. Скубачевский Г. С. Картеры авиационных двигателей, МАИ, 1938. 2. Machining Aero-Engines Crankcases, "Mach-y" (L), 1937, v. 50, No. 1303. ПРИЛОЖЕНИЯ Фиг. 645. V-образный 12-цилиндровый двигатель водяного охлаждения Испано-Сюиза 12ydrs 920 л. с. (продольный разрез). Фиг. 646. V-образный 12-цилиндровый двигатель водяного охлаждения Испано-Сюиза 12Ydrs 920 л. с. (поперечный разрез). 640 Фиг. 647. 9-Цилиндровый звездообразный двигатель воздушного охлаждения Райт "Циклон" GR 1000 л- с. (продольный разрез). Орлов-1071-41 641 Фиг. 648. 14-цилиндровый двухзарядный звездообразный двигатель воздушного охлаждения Гном-Рон К-14 900 л. с. (продольный разрез' р Условия работы подшипников с колебательным движением, нагруженных силами, периодически меняющими направление (подшипники поршневого пальца, пальца прицепного шатуна, подшипник кривошипной головки вспомогательного шатуна центрального сочленения и т. д.), существенно отличаются от условий работы подшипников с непрерывным вращательным движением. У последних поддерживающая сила масляного слоя обязана непрерывному нагнетанию масла в суживающуюся часть зазора действием сил вязкости. У подшипников с колебательным движением вращательное движение практически не оказывает влияния на работу подшипника (особенно при плавающих пальцах и втулках) и поддерживающая сила масляного слоя обязана главным образом вытеснению масляного слоя из зазора в результате сближения поверхностей цапфы и подшипника под действием нагрузки. Непременным условием жидкостной смазки здесь является ^периодическое изменение направления нагрузки, заставляющее цапфу совершать поступательно-возвратное движение в подшипнике. Если нагрузка не меняет направления (как например в подшипниках поршневого пальца двухтактных двигателей), то рано или поздно совершенно неибежно нарушение сплошности масляного слоя и возникновение полужидкостного трения. Условия работы подшипников поршневого пальца четырехтактных двигателей значительно благоприятнее. Здесь нагрузка периодически меняет направление и при известных условиях вполне возможно поддержание чисто жидкостного трения. Представим себе неподвижную цапфу радиуса г (фиг. 1), занимающую произвольное положение в подшипнике длиной I и радиуса R. Радиальный зазор в подшипнике равен R-г =5. Приложим к цапфе силу Р. Под действием этой силы цапфа начинает двигаться со скоростью v по направлению к поверхности подшипника, вытесняя масло из зазора на f дуге в пределах от---- до + Фиг. 1. К анализу действия переменной нагрузки на цапфу. Секундный объем масла q", протекающий в произвольном сечении высотой Н на угле tp от направления силы Р, равен секундному уменьшению объема q' масляного пространства на дуге г"р. На элементарной дуге п?<р вытесняется секундный объем. dq' = Ird(r) v cos "p, где 1) - скорость сближения цапфы и подшипника. На дуге гср вытесняется объем <Р <Р qf = | dg' = Irv I cos cp do = Zrw sin cp. (1) о о Секундный объем g", протекающий через сечение высотой Я, можно выразить известным из гидродинамики соотношением где т) - вязкость масла, dp 12г)г d"p - угловой градиент давления. Величину Н определим из следующих соображений. Назовем е - величину смещения центра цапфы с центра подшипника в направлении действия силы Р. При е - 0, т. е. при центральном положении цапфы: 643 При смещении цапфы на величину е высота Я уменьшается на величину е cos с? (фиг. 2). Следосательно в общем случае И = о - есоз о = 8 (1 -/соз <р), ^ где у = -4---относительный эксцентриситет, т. е. отношение смещения е к максимально возможному радиальному смещению 5. Подставляя в выражение (2) значение Я из уравнения (3) и приравнивая по условию неразрывности выражения (1) и (2), получаем где ^ = -- -- относительный зазор. Фиг. 2. К определению высоты зазора между цапфой и подшипником. Давление в масляном слое в точке о Фиг- 3- Фактор т' = -^- в функции /. равно ' При о = --г-, р = 0. Следовательно^ == - - В каждый данный момент сила Р равна сумме проекций всех сил давления на направление силы Р .ьз-v Ро3 Величина т' =-'-, представляющая собой однозначную функцию /, изображена на фиг. 3 в пределах от ^ = 1 до / = -1, т. е. для всего движения цапфы в подшипнике. 644 Как видно, величина т' незначительна в первой половине хода, увеличивается во второй половине хода и неограниченно возрастает при сближении цапфы с подшипником в направлении действия силы Р. При \ = 1, т' -со. Это свидетельствует о громадном буферном действии масляного слоя при ударной нагрузке. Конечная сила, действующая, в течение конечного промежутка времени, не в состоянии вытеснить масляный слой из зазора между идеально гладкими цилиндрическими поверхностями. На практике при некоторой толщине масляного слоя поверхности начинают касаться друг друга своими неровностями, вследствие чего в подшипнике возникает полужидкостное трение. При заданной точности обработки поверхностей и их жесткости дело сводится, следовательно, к тому, чтобы не допустить уменьшения толщины масляного слоя за это предельное значение и добиться того, чтобы в конце действия силы Р масляный слой сохранял максимальную возможную толщину. Функцию т' можно с удовлетворительной степенью точности выразить следующим уравнением 14 т' =------ . (ь) (1-х)1'5 Назовем относительной наименьшей толщиной масляного слоя величину где h - толщина масляного слоя между цапфой и подшипником по линии действия силы Р. Так как h == 5 - е, то ?-=1-~ = 1-Х. (8) Подставляя это выражение в уравнение (6), а последнее в уравнение (5), получаем ^_14_ фз '1,5- <' Скорость перемещения цапфы в подшипнике равна -d № - ft)__?!L - _"At ~" dt ~~ dt ~~ dt ' откуда Шт-Z d? _ I4njl dg Put-----_____._. (10) Интегрируя уравнение (10) в пределах значений t = t2 и t = ?-, которым соответствуют значения ? = ?2 и ? = ?1; получаем (11) 2 -f- 3) изменение ^ в широких пределах (?2 = 0 ~ 1,5) практически не сказывается на величине ?2 (нижняя часть номограммы фиг. 5). Это позволяет упростить уравнение (19). Полагая в среднем ^ = -> получаем: 1 Упрощая уравнение (20) допущением ?2 - 0, легко определить и значение ?2 '• 1 *а ~ (<7 + 0,71)2 * Пример. Втулка поршневой головки шатуна имеет следующие размеры: I - 60 мм, d = 35 ло", ф = 0,0015. (21) (22) 646 Фиг. б. Номограмма для определения ?2 и ?'2 по С и С'• Импульсы сил 7 и /', полученные планиметрированием диаграммы газовых сил и сил инерции поршня с поршневым пальцем, равны соответственно 50 кг сек и 4 кг сек. Найти толщину масляного слоя в точках наибольшего сближения пальца и втулок. Вязкость " "" кг сек масла т] = 0,002 ---2-. Jrt Вычисляем факторы С и С': 14Yj dlz __ 14 • 0,002 • 35 • 602 _ <{/"(.+ d)~~ 0,00152 • 95 • 10е ~ ' откуда По упрощенным формулам (21) и (22) 1 I2 4,022 ,'_____3____ 1 ==11 ?2 ~ (Cr -j- 0,71)2 (0,241 Н- 0,71)2 ' ' Графическое решение дает почти те же самые величины: ?2 -= 0,061 €а-=1,11. Итак ^2 = ГФ$2 = 17>5 ' 0,0015 • 0,061 = 0,0016 = 1,6 (А, из =- гф?2 = 1?>5 • 0,0015 • 1,11 = 0,029 = 29 ц. Минимальная толщина масляного слоя в этом примере, который можно считать типичным для авиационных двигателей, получается равной примерно 1,6 р.. Совершенно очевидно, что при таких условиях почти неизбежно возникновение полужидкостного трения; нагрузка в конце периода действия максимального импульса будет восприниматься отчасти масляным слоем, отчасти прямой реакцией поверхности подшипника. Для повышения работоспособности подшипника необходимо уменьшить фактор С. При заданном импульсе этого можно добиться увеличением d и I подшипника, увеличением вязкости смазочного и уменьшением зазора [см. выражение (17)]. Размеры подшипника в большинстве случаев ограничены габаритами, вследствие чего в руках конструктора остаются два способа: увеличение вязкости смазочного и маневрирование величиной зазора. Остановимся на втором способе, имеющем практически очень большое значение. Уменьшение величины fy, входящей в уравнения (17 - 18) во второй степени, резко увеличивает ?,. Однако с уменьшением ф одновременно уменьшается абсолютная толщина масляной пленки. Таким образом уменьшение ф влияет на толщину остающегося между цапфой и подшипником масляного слоя h2 = rb!-2 в двояком и противоположном смысле. Очевидно должно существовать оптимальное значение ?, при котором /г2 - max. К отысканию этого оптимума и сводится наша задача. В случае, когда значение С достаточно велико и можно воспользоваться упрощенной формулой (21), задача решается весьма просто. Так как то уравнение (21) можно представить в следующем виде: где В-где В - Диференцируя выражение (23) по Ь и приравнивая производную -у-р нулю, получаем 352^4 + 2В<12 - 1 = 0. Решая это уравнение относительно ^ и отбрасывая отрицательные решения, получаем оптимальное значение d>opt, при котором 7г = тах: 648 Эта формула дает удовлетворительные результаты при значениях С=#ф2>Я В общем случае приходится итти более кропотливым путем, задаваясь рядом значений 6 вычисляя соответствующие величины С и С', определяя по номограмме фиг. 5 величины ?"' а по ним - величины h2 и локализируя максимум 7&2. На фиг. 6 построены определенные таким образом значения h2 в функции ф для нашего" примера (сплошная линия). Кривая имеет резко выраженный максимум hz = 2,4{* при ф =0,0009. Б. Я. Гинцбург \ проверивший формулу (5) экспериментом, предлагает следующий остроумный способ увеличения надежности подшипника, нагруженного асимметричными импульсами сил. Выгодно ослабить несущую способность подшипника со стороны действия наименьшего импульса с таким расчетом, чтобы минимальные толщины масляного слоя 0.0005 0,001 0.0015 0.002 0,002: 0.003 Фиг. 6. Минимальная толщина масляного слоя h2 в функции относительного зазора ф. с обеих сторон подшипника стали одинаковыми. Это увеличивает амплитуду поступательно возвратного движения цапфы в подшипнике и позволяет лучше использовать демпфирующую способность масляного слоя. В результате этой простой меры минимальная толщина масляного слоя с обеих сторон подшипника возрастает. Для ослабления несущей способности половины подшипника проще всего проделать в подшипнике полукольцевую канавку (фиг. 7). В данном случае ослабленная половина подшипника превращается в два отдельных подшипника длиной L^L^ каждый, где Ь-ширина канавки. Величина b определяется из условия С=С" или '1-Ь . dl* 2d Л-fr I 2 ; (25) Значение ?, = ?2 в данном случае можно найти, решая уравнения: с==^_____1___ С = \0,5 где С - наибольшая из двух величин С и С'. 1 Б. Я. Гинцбург, Теоретические основы повышения износоустойчивости поршневого пальца четырехтактного двигателя. Доклады Всесоюзной конференции по трению и нанесу в машинах, А- Н. СССР, 1939, стр. 587-610 По номограмме фиг. 5 значение ?2 = ?% определяется как точка пересечения кривых *с одинаковым значением фактора С. Геометрическое место этих точек изображается на фиг. 5 сплошной линией, направленной по диагонали. Кривая значений 7i2 = h'z в случае применения способа Гинцбурга в нашем примере изображена на фиг. 6 для разных значений ф (пунктир). Как видно, выигрыш получается очень значительным, особенно в области оптимальных значений ф. Применяя вместо случайно выбранной первоначальной величины ф = 0,0015 оптимальное значение (ф = 0,009), мы увеличиваем мини- ----- ----- мальную толщину масляного слоя fe2 с 1,6}* до 2,4;*. | , Применяя способ Гинцбурга, мы увеличиваем величину ~~*""' " '""""" 1г2 до 6,1|А т. е. почти в четыре раза по сравнению с первоначальным значении h2. При этой толщине масляного слоя вполне возможно поддержание чисто жидкостного трения. Во всех предшествующих рассуждениях мы предполагали, что цапфа не вращается. В действительности шатун совершает колебательное движение относительно поршневого пальца, вследствие чего в картину смазки вмешивается благоприятный для поддержания устойчивой масляной пленки фактор: нагнетание масла в суживающуюся часть зазора насосным действием вращающейся поверхности подшипника. Расчет, однако, показывает, что при обычных скоростях вращения коленчатого вала влиянием качания шатуна можно пренебречь (с выгодой для надежности расчета), в особенности в случае плавающих поршневых пальцев, которые уменьшают скорость относительного движения в подшипнике примерно в два раза. В отдельные периоды работы скорость вращения плавающего поршневого пальца относительно подшипника может стать равной нулю. Этот наиболее тяжелый .для условий смазки поршневого пальца режим и является расчетным; для него изложен->ная схема расчета является вполне строгой. I Фиг. 1. Схема подшипника с •симметричной амплитудой движения цапфы. ДОПОЛНЕНИЯ К стр. 120. .У) Ш) ffO 70 30 90 100 Фиг. I. Продолжительность работы между переборками в функции отношения эксплоатацион-ной мощности к максимальной. Двигатель Райт "Циклон" (по А. Нэтту). К стр. 222. J)-- Фиг. II. К определению объема шатровой камеры сгорания с цилиндрическим основанием. Определение высоты и объема шатровой камеры сгорания в виде цилиндра, усеченного двумя наклонными плоскостями (фиг. II), представляет известные трудности. Приводим выведенные В. Дубасовым расчетные формулы для этого случая. Высота камеры сгорания равна 2h /2 ~~W + \1 где h D ----- ------------ X -I \ ТА 9 * (е - 1) тс Б2 tg а, ? - степень сжатия, Vh - рабочий объем цилиндра. Объем камеры сгорания равен D 657 К стр. 275. 4 резина Фиг. III. Шайба с упругой подкладкой (узел крепления цилиндров двигателя Юнкерс 211). Резиновое ЬолЬцо Фиг. IV. Шайба, пре-. дупреждающая скручивание шпильки при затяжке (двигатель Юнкерс 211). Усики а зафиксированы в теле блока, усики б входят в канавку на шпильке. Фиг. V. Конструкция "мокрой" направляющей клапана (двигатель Юнкерс 211). К стр. 339. Величина зазора между поршнем и стенками цилиндра определяется в числе других факторов также тем условием, чтобы при самых неблагоприятных температурных условиях, могущих встретиться в эксплоатации, между поршнем и цилиндром не возникал бы натяг. Это условие имеет особенно большое значение для двигателей воздушного охлаждения, у которых температурный режим может колебаться в довольно широких пределах.Наиболее неблагоприятным с этой точки зрения является режим, при котором стенки цилиндра имеют низкую, а поршень - высокую температуру. Такой случай может встретиться например при пикировании с работающим мотором при неполностью закрытой щели капота, когда цилиндры двигателя переохлаждаются, а поршень работает при нормальной, или несколько пониженной против нормы температуры. Спрашивается, до какой величины может упасть температура цилиндра без того, чтобы между поршнем и стенками цилиндра возник натяг? Для решения этого вопроса воспользуемся уравнением (70). Возьмем самые неблагоприятные условия: положим, что юбка поршня имеет температуру 250°. Положим относительный холодный зазор равным 0,00485 (стр. 339); относительный зазоров горячем состоянии по условию положим равным нулю. Из уравнения (70) получаем 1 22 Q - 0,00485 - + "о = --- (250° - 15°) - ач ll 0,00485 _ 1Q_6 + 15° = 24 Таким образом температура цилиндра может упасть до 24°, прежде чем между поршнем и^стенками возникнет натяг (при температуре поршня 250°). На практике при пикировании иногда наблюдаются температуры цилиндра порядка 30-40°. К стр. 397. 590' Фиг. VI. Распределение температур в теле выхлопного клапана с натриевым охлаждением. Двигатель Райт "Циклон" G-200. Фиг. VII. Распределение температур в теле всасывающего клапана. Двигатель Райт "Циклон" G-200. К стр. 404. Фиг. VIII. Замок клапана двигателя Райт "Циклон" G-200. G53 Замки клапанов, изображенные на фиг. 366, изготовляют из стали типа Х2Н, а в последнее время - почти исключительно из бронзы типа БрО-10. Пластичность бронзы обеспечивает плотное прилегание замка к поверхностям тарелки и штока клапана; сочетание разнородных материалов в этом узле, подверженном переменным нагрузкам, предупреждает наклеп на конической поверхности замка. На фиг. VIII изображена новейшая конструкция клапанного замка (двигатель Райт "Циклон" G-200), отличающаяся от изображенных на фиг. 366 конструкций сильно развитой поверхностью соприкосновения замка со штоком клапана. К стр. 407. Наличие длинного нарезного стержня тарелки в конструкции клапанов с непосредственным приводом затрудняет применение натриевого охлаждения. Полость для натрия приходится заканчивать ниже расположения нарезки, примерно на середине штока клапана (ср. фиг. 421]. В последних конструкциях клапанов с непосредственным приводом затягивают резьбу стержня тарелки контргайкой. Это позволяет сократить длину нарезки без опасения ее разбивания и удлинить натриевую полость клапана. а . б б Фиг. IX. Схема обработки рабочей поверхности тарелки клапана двигателя Испано-Сюиза 12 Ydrs. Тарелка клапана двигателя Испано-Сюиза 12 Ydrs с непосредственным приводом выполнена по сфере большого радиуса во избежание концентрации нагрузки на краях кулачка при случайном перекосе клапана или кулачкового валика. Хорда сферического сегмента составляет -^-0,1 мм. Интересен способ образования сферической поверхности тарелки. Заготовка завертывается в приспособление, как показано на фиг. IX, причем слегка прогибается, принимая форму, в преувеличенном виде изображенную на фиг. IX, а. В этом состоянии заготовку прошлифовывают на плоскошлифовальном станке (фиг. IX, б]. После отвертывания заготовка выпрямляется и принимает форму, близкую к сферической (фиг. IX,в]. К стр. 408. В некоторых случаях седла, сажаемые на конусе, запрессовывают не до упора: между торцом седла и днищем гнезда оставляют зазор (фиг. X), в несколько десятых мм, обеспечивающий возможность некоторой осадки седла в гнезде с целью поддержания натяга на случай, например, возникновения остаточных деформаций в седле. Фиг. X. Седло клапана двигателя Испано-Сюиза 12 Ydrs. Фиг. XI. Седло всасывающего клапана двигателя Юнкерс 211. Иногда седло сажают в открытом гнезде (фиг. XI}. В этом случае глубину запрессовки, определяющую натяг между седлом и стенками гнезда, устанавливают при помощи особого приспособления. Так как седло в эксплоатации нагревается больше головки (в среднем на 50-120°), то первоначальный натяг между седлом и стенками гнезда поддерживается (и иногда даже увеличивается) при нагреве цилиндра до рабочих температур, несмотря на то, что коэфи-циент линейного расширения материала седла меньше, чем материала головки. По уравнению (69) натяг в горячем состоянии равен 654 где о,, аг - коэфициенты линейного расширения материала седла и головки, t и ?, - температуры седла и головки, <1> - первоначальный (конструктивный) натяг. Полагая ф =0,0035, <-с = 18 . ю~G (алюминиевая бронза), а = 22 • 10~6, 1г =285° и 'с ~ 'г + 75 = 350° (двигатель воздушного охлаждения) получаем $' = 0,0035 + 18 • 10~6 \ 345 - 22 • КГ6 270 = 0,0037. Таким образом, в этом примере, который можно считать типичным для двигателей воздушного охлаждения, натяг при нагреве цилиндра до рабочих температур практически не изменяется. У двигателя Гном-Рон К-14 наружная поверхность клапанных седел выполняется слабо конической; расположение конуса - обратное изображенному на фиг. 381. Максимальная разность большого и малого диаметров конуса определяется величиной расширения гнезда в головке при нагревании последней перед введением седла. Величина Фиг. XII. К определению угла конусности внешней поверхности седла при посадке седла в гнездо на обратном конусе. Фиг. XIII. Седло выхлопного клапана двигателя Аллисон V-1710. Фиг. XIV. Седло всасывающего клапана двигателя Аллисон V-1710. Фиг. XV. Седло выхлопного клапана двигателя Даймлер Бенц DB-600. tQ) полного увеличения диаметра гнезда должна быть равна (фиг. XII) сумме диаметрального натяга седла Д и величины 2h tg ">, где h - высота седла, <р - угол конусности, t - температура головки и 10 - начальная температура: или где ф - относительный натяг. Принимая средние значения h/d = 0,17; ф = 0,0035; а = 24 получаем 24 • 10- 6 • 335 -0,0035 . .__ tg "р = - -- - - = 0,0118, 10 ~6 = 350°; t0= 15°,. откуда со = 40'. После остывания материал головки плотно схватывает седло, запирая его в гнезде. Натяг между стенками гнезда и седлом поддерживается при нагревании головки и седла в работе. В последнее время для улучшения теплоотвода развивают поверхность соприкосновения седла с гнездом, увеличивая высоту седла. Эта тенденция особенно отчетливо представлена в клапанных седлах двигателей Аллисон V-1710 (фиг. XIII и XIV) и Даймлер Бенц DB-600 (фиг. XV). 655 К стр. 431. Фиг. XVI. Схема привода распределения двигателя Юнкерс 211. К стр. 466. У двигателя Райт "Циклон" G--200 последнего выпуска введена циркуляционная смазка клапанного механизма верхних цилиндров. Наконечник толкателя, со сферическим гнездом, посажен в корпус толкателя скользящей посадкой; пружина, введенная в корпус толкателя, постоянно выдвигает наконечник из корпуса, прижимая в то же время ролик толкателя Фиг. XVII. Толкатель двигателя Райт "Циклон" G-200 с циркуляционной смазкой клапанного механизма. к кулачковой шайбе (фиг. XVII). Это устройство, уплотняя звенья механизма от утечки масла, вместе с тем уменьшает удар и предупреждает возникновение трения скольжения при набегании кулачка на ролик. 656 К стр. 584. Противовесы С целью облегчения и удешевления производства коленчатого вала противовесы делают почти всегда отъемными. Материалом для противовесов обычно служит сталь 45. Противовесы крепят к продолжениям щек коленчатого вала чаще всего заклепками из мягкой малоуглеродистой стали типа 15-25 или из отожженной стали Х2Н. Заклепки нагружены центробежными силами противовеса, тангенциальными силами инерции, возникающими при пуске, перемене режима и т. д., а также моментом, стремя- (Li~) щимся повернуть противовесы в плоскости вращения и равным / - -,где 7 - момент инерции с^.__--•.-_ (л v противовеса относительно оси, проходящей через центр его тяжести и нормальной к плос- //Jij кости вращения, - - угловое ускорение. Так как центробежные нагрузки значительно превосходят остальные, то заклепки обычно рассчитывают только на срез центробежными силами противовесов на режиме максимальных оборотов; для увеличения сопротивления срезывающему моменту заклепйи расставляют на достаточном расстоянии друг от друга. Допускаемые напряжения на срез составляют 600-800 кг]см*. С целью увеличения числа плоскостей заклепок, работающих на срез, противовесы иногда делают из двух половин, которые приклепывают с обеих сторон к продолжению щеки коленчатого вала (фиг. 598). С этой же целью противовесы иногда крепят в развилине продолжения щеки коленчатого вала (фиг. 21). Иногда заклепки разгружают от среза зубом (фиг. 567) или Контрольными штифтами. Большое значение имеет вопрос о наивыгоднейшей форме противовесов. Вес противовесов у мощных звездообразных двигателей достигает 6-10J/0 веса двигателя; рациональной конструкцией противовесов можно добиться заметной экономии веса. Форма внешней (наиболее удаленной от оси коленчатого вала) поверхности наивыгоднейшего противовеса задана условием проходимости противовеса в картере; это-дуга круга. Спрашивается, какова должна быть форма ближайшей к оси коленчатого вала поверхности противовеса? Наиболее выгодный противовес это тот, который обладает максимальным статическим моментом относительно оси коленчатого вала. Выделим на оси симметрии ОА противовеса (фиг. XVIII) весьма малый отрезок Д/t. Совершенно очевидно, что наиболее выгодной формой противовеса на этом участке будет прямоугольник высотой Д/v, ограниченный с обеих сторон габаритным радиусом противовеса R. Повторяя это рассуждение для произвольной точки на оси ОА, легко прийти к заключению, что наиболее выгодный противовес представляет собой сегмент круга. Фиг. XVIII. К определению наивыгоднейшей формы противовеса. 6 6 Фиг. XIX. К определению наивыгоднейшей формы противовеса.\ Фиг. XIX схематически иллюстрирует выигрыш, получаемый при переходе от некоторых, применяемых на практике форм противовесов на сегментарные противовесы. Отделим на противовесе, изображенном на фиг. XIX, а (противовес двигателя Прат Уитни "Хорнет"), треугольник аЪс и заменим его сосредоточенной в центре тяжести треугольника эквивалентной массой М с плечом р относительно оси вращения коленчатого вала О. Как очевидно из предыдущего, для увеличения статического момента этой массы относительно оси О выгодно разделить ее на большое число малых масс т, равнемерно распределенных на линии^ас на одинаковом расстоянии р' от оси О. Разность р' - р представляет выигрыш в величине статического момента. Аналогичными рассуждениями легко доказать преимущества сегментарного противовеса над противовесом в форме усеченного сегмента (фиг. XIX, б], части кругового кольца прямоугольного сечения (фиг. XIX, в) и т. д. Толщина противовесов (по оси перпендикулярной плоскости их вращения) определяется условием проходимости противовесов относительно стержня шатуна и перегородок картера, несущих коренные подшипники коленчатого вала. Нетрудно доказать, что наи- Орлов-1071-42 657 выгоднейший противовес должен обладать максимальной, допускаемой габаритами, и притом одинаковой толщиной по всему своему контуру. Часто по условиям проходимости приходится отступать от условия равномерной толщины и придавать боковым граням противовеса сложный профиль, делая в них кольцевые вырезы и т. д. В самом общем случае форму наивыгоднейшего противовеса можно определить как форму, очерченную с внешней стороны (со стороны противоположной коленчатому валу) максимально возможным габаритным радиусом, имеющую максимально возможные по габаритным условиям торцевые размеры и ограниченную с внутренней стороны (т. е. со стороны коленчатого вала) плоскостью, перпендикулярной радиусу, соединяющему центр тяжести противовеса с осью коленчатого вала. Несмотря на очевидность этого правила, оно часто нарушается. Примером могут служить конструкции, изображенные на фиг. 599, 602, в которых не использован объем по обеим сторонам щек коленчатого вала (в плоскости вращения щек). Проиграв в плече противовесов, конструкторы в данном случае оказались вынужденными сделать противовесы излишне массивными. сегментарного противовеса (фиг. XX) с равномерной толщиной Ь равен 7? 2 (а) Объем наивыгоднейшего, R2 2 где R - радиус внешней поверхности противовеса, с? - центральный угол сегмента в радианах. Для определения веса противовеса достаточно помножить это выражение на удельный вес материала противовеса f • Расстояние от центра тяжести сегментарного противовеса до оси вращения равно Фиг. XX. К определению объема и положения координаты ЦТ сегментарного противовеса R sin3 - sin ?, см. Регулятор давления. Азотирование 193, 202, 237, 576, 583. Алюминиевые сплавы 167 и ел. - - железо-алюминиевые 179. - - кремне-алюминиевые (силумины) 169. - - магние-алюминиевые 170. - - медно-алюминиевые 168. - - никеле-алюминиевые 179. - - церие-алюминиевые 169 и ел. - - цинко-алюминиевые 169. Альфаметры 100. Анкерные тяги 612. Анодизация 213. Антидетонаторы 41. Антифриз 81. Антифрикционные сплавы 177fn ел., 570. Асболит 181. Асботекстолит (райбестос) 181. Астерпрок, см. Феродо. Аэротермометры 100. Баббиты 176. - кадмиевые 179. - оловянные 176. Бакелит, см. Пластики. Безопасное топливо, см. Топливо. Бесклапанное распределение, см. Распределение. Беспоплавковые карбюраторы, см. Карбюраторы. Блоки цилиндров 239 и ел. Блочные двигатели, см. Двигатели. Болты бортовые 611 и ел. - крепежные 159, 505. - призонные 573, 605. - силовые 230, 611. - стяжные 245 и ел., 579. Бондеризация 213. Бортовые болты (шпильки), см. Болты и Шпильки. Брайтрей 389, 403. Бронзы алюминиевые 176. - алюминиево-железные 176. - бериллиевые 175. - каро 175. - оловянные 175. ч - оловянно-свинцовые 175. Быстродействующие затворы 467. Вакуумные помпы, см. Помпы. Вафельные ребра 340, 382. Верньеры 437. Вертикальные валики 430 и ел. Верхний картер, см. Главный картер. Вес конструкционный 134 и ел. - литровый 114. - полетный 112. 660 Вес сухой 112. - удельный 24, 43, 63, 112. Взлетная мощность, см. Мощность. Винты воздушные 79 и ел. - изменяемого шага (ВИШ) 79. - - - автоматические 80. - - - реверсивные 80. Вкладыши 510, 567 и ел. - тонкостенные 568. Воздушные винты, см. Винты. Волокна металла 534. Впрыск топлива, см. Непосредственный впрыск. Впрыскивающие'помпы, см. Помпы. Впускные клапаны, см. Клапаны всасывающие. Всасывающие клапаны, см. Клапаны. Втулки винтов 597 и ел. -t - деревянных 599 и ел. -*- двухлопастных 602. - - металлических 602 и ел. - - трехлопастных 602 и ел. - - фиксированного шага-597 и ел. - кривошипной головки шатуна 505, 520 и ел. - плавающие 520 и ел. - поршневой головки шатуна 503 и ел., 520. - свечевые 244. Выдвижные радиаторы, см. Радиаторы. Выключающиеся нагнетатели, см. Нагнетатели. Выпускные клапаны, см. Клапаны выхлопные. Высота расчетная 31. Высотность 31, 99. Высотные двигатели, см. Двигатели. Выхлопные клапаны, см. Клапаны. Габаритные размеры двигателя 116. Габаритный диаметр двигателя 117, 136. Генераторы электрического тока (примо-торные) 100. Герметик 614- * Гетинаксы, см. Пластики. Гидумин, см. Алюминиевые сплавы. Гильзовое распределение, см. Распределение. Гильзы цилиндров 235 и ел. Гипоциклическая передача к распределительной шайбе 457. Главный картер 609 и ел. Гликолевое охлаждение, см. Охлаждение. Гликоль, см. Этилен-гликоль. Глушители колебаний клапанов 414. - крутильных колебаний, см. Противо- весы маятниковые. Головка цилиндра 215, 299 и ел. Гоночные двигатели, см. Двигатели. Двигатели блочные 27, 226, 229, 269 и ел. - водяного охлаждения 41, 48,269исл. - воздушного охлаждения 85, 287 и ел. Двигатели гильзового распределения 70 и ел. - высотные 30, 99. - - с пересжатием 31. - - переразмеренные 30. - V-образные 107. - W-образные 107. - Н-образные 107. - Y-образные 107. - Х-образные 107. - гоночные 46 и ел. - двухзальные 73 и ел. - двухтактные 63, 90. - длинноходные 94. - жидкостного охлаждения 41, 85, 269 и ел. - звездообразные (радиальные) 110. - - многорядные 75, 112. - квадратные 90. - короткоходные 90. - легкого топлива 90. - маломощные 44, 52, 63. - перевернутые 36, 110. - полублочные 226, 282. - реактивные 84 и ел. - ротативные 16 и ел. - рядные 44, 107. - с висячими цилиндрами 36, 44, 110. - с воспламенением от сжатия, см. Дви- гатели тяжелого топлива. - со всасыванием из атмосферы 99. - с наддувом 98. - с оппозитными цилиндрами 107. - с отдельными цилиндрами 226 и ел. - тяжелого топлива 31, 42, 90. - четырехтактные 90. Двухскоростные нагнетатели, см. Нагнетатели. Двухскоростные редукторы, см. Редукторы. Двухступенчатые нагнетатели, см. Нагнетатели. Демпферы, см. Противовесы маятниковые. Детонация 215, 225, 336. Дефлекторы 48, 112, 320. Диаграмма износа 563, 566. Диафрагмы картера 624, 628, 632. Дизели, см. Двигатели тяжелого топлива. Дистанционные термометры, см. Аэротермометры. Диференциальные муфты, см. Верньеры. Дуралюмин, см. Алюминиевые сплавы. Жаровое кольцо 346. Заглушки коленчатого вала 564. - поршневых пальцев 376. Задняя крышка картера 628 и ел. Задок двигателя 98. Закалка поверхностная 204. Замки клапанов 403, 653. - крышек шатунов 505. - поршневых колец 356 и ел. - поршневых пальцев 375. Звездообразные двигатели, см. Двигатели. - - двухрядные 112. - - многорядные 75, 112. Зеркало цилиндра 95, 237. Золотниковое распределение, см. Распределение. Инвар 163, 257. Инконель 166. Испарительное охлаждение, см.Охлаждение Индивидуальная отливка поршневых колец, 370. ' Кадмироврние 212. Камеры сгорания глобоидальные 223. - - коноидальные 223. - - плоскосферические 221. - - полусферические 37, 217. - - призматические 217. - - псевдосферические 217. - - цилиндрические 220. - - шатровые 222, 651. Канализация масла в коленчатом валу 563 и ел. - - - в подшипниках 559 и ел. Капоты кольцевые 48 и ел. - - регулируемой выходной щелью 48 и ел. - - NAGA 48 и ел. Карбюраторы беспоплавковые 73, 119. Картеры 609 и ел. - главные 609 и ел. - звездообразных двигателей 624. - редукторов 616. - рядных двигателей 609 и ел. - стальные 634. Клапаны 20, 233, 385 и ел., 653 - всасывающие 94, 97, 392. - выпуклые 392. - выхлопные 97, 385 и ел. % - подвесные 20, 216. - полутю.льпанные 392. - пустотелые 401 и ел. - с натриевым охлаждением 402. - с непосредственным приводом 406,654. - тюльпанные 391. Ключи динамометрические 251, 614. - предельные 251, 614. Кожухи тяг 460. Коленчатые валы 533 и ел. - - разборные 577. - - рядных двигателей 533. - - звездообразных двигателей 576 и ел. Кольца подкладные 628. Компенсаторы 289, 293, 465, 475 и ел. Компенсация зазоров 475. - - гидравлическая 484. Компрессоры, см. Нагнетатели. Конструкционный вес, см. Вес. Контрольные штифты 507, 614. Коррегированные кулачки 473. Коррозия - магниевых сплавов 173. - фрикционная 211, 518, 597. - химическая 211. - электрохимическая 211. Компенсаторные кулачки, см. Коррегированные кулачки. Концентрация напряжений 153. Коренные шейки, см. Коленчатые валы. Коренные подшипники, см. Коленчатые валы. Коромысла 419 и ел. Коэфициент амплитуды напряжения 189. - жесткости 196. - использования охлаждающего ребра 321. - концентрации напряжения 153. - надежности подшипника 552. - поверхностной чувствительности 191. '661 Коэффициент полезного действия винта 99. - - - механический 128. - теплоотдачи 312 и ел. - - от ,газов к стенке 318. - - от стенки к воздуху 315. - - эффективный 322. - - - приведенный 324. - теплопередачи 313 и ел. - трения жидкостного 520, 545, 554, - - поршневых колец 345. - формы камеры сгорания 216. Крейсерская мощность, см. Мощность. Крепежные болты (шпильки), см. Болты и Шпильки. Кривошипные головки шатунов, см. Шатуны. Кривошипы, см. Коленчатые валы. Крип, крипостойкость 182. Кристаллизация отливки под давлением 243, 623. Крутящий момент двигателя 80, 101, 533. Крыльевые радиаторы, см. Радиаторы. Крышки картера 609, 611. - - несущие 611. - - ненесущие (разгруженные) 611. Кулачковые валики 428 и ел. - шайбы 448 и ел. Лакокрасочные покрытия 213. Лапы крепления мотора 620, 628. Лечение отливки 613. Литраж, см. Рабочий объем. Литровая мощность, см. Мощность. Литровый вес, см. Вес. Лоб (лобовая площадь) двигателя 117. Лобовая мощность, см. Мощность. Лэпинг 208. Магнафлукс 535. Магниевые сплавы 172 и ел. Максимальная мощность, см. Мощность. Маслоотстойники 616, 628. Маслосборники, см. Маслоотстойники. Маслосборочные кольца, см. Поршневые кольца. Маслосбрасывающие кольца, см. Поршневые кольца. Маслотная отливка поршневых колец 371. Маслоуловители 618, 630. Масляные помпы, см. Помпы. Масляные уплотнения, см. Уплотнения. Маятниковые демпферы крутильных колебаний, см. Противовесы. Медные сплавы 174 и ел. Международная стандартная атмосфера 331. Меловая проба 535. Механические |свойства материалов 181 и ел. Многорядные звездообразные двигатели см. Двигатели. Многоскоростные нагнетатели, см. Нагнетатели. Многоступенчатые нагнетатели, см. Нагнетатели. Моторные рамы 100, 609. Моторные установки 100. - стандартизованные 57, 112. Мотор-пушка 63, 100, 274. Мотыль, см. Кривошип. Мотылевая шейка, см. Шатунная шейка. Мощность взлетная 101. - высотная номинальная (высотный но- минал) 102. - крейсерская 102. - литровая 32, 66 и ел., 50, 104, 125, 129. - максимальная 101. - лобовая 118, 125. - номинальная 108. - удельная 128 и ел. - эквивалентная 31. - экономическая 102. - эксплоатационная 102. - эффективная 101. Нагартовка 205. Нагнетатели 41, 76 и ел., 98 и ел. - выключающиеся 11. - двухскоростные 77. - двухступенчатые 78. - многоскоростные 77. - многоступенчатые 78. - с бесступенчатой регулировкой ско- рости вращения 77. - объемные 76. - приводные центробежные (ПЦН) 75 и ел., 98 и ел. - Рута 76. Наддув 31, 67 и ел., 75 и ел., 98. - скоростной 85. - централизованный 31, 77. Наклеп 598. Наклонные валики 430 и ел. Наконечники клапанов 405 и ел. Направляющие клапанов 411 и ел. Насосное действие поршневых колец 342. Насосы, см. Помпы-Непосредственный впрыск 72 и ел. Несущие крышки картеров, см. Картеры. Никелирование 212. Нижний картер, см. Крышка картера. Нитрирование, см. Азотирование. Номинальная мощность (номинал), см. Мощность. Нониусные муфты, см. Верньеры. Носок картера 609, 628. - коленчатого вала 155, 533, 597. Обледенение карбюратора 72, 78. Объемные нагнетатели, см. Нагнетатели. Овализация поршня 348 и ел. Оксидирование 213. Октановое число 41. Осевая сборка 616, 624. Охлаждающие ребра, см. Ребра. Охлаждение водяное 90. - - под давлением 81. - воздушное 91, 287 и ел. - высокотемпературное 81 и ел. - гликолевое 81. - головки диференциальное 272. - жидкостное 91. - испарительное 14, 82. - картеров воздухом 616 и ел. - клапанов воздушное 400. - - масляное 399 и ел. 417. - - натриевое 401. - - ртутное 288. - - селитряное 289, 401. - подшипников воздухом 616. - смешанное 91. 662 Пальцы поршневые, см. Поршневые пальцы. Пальцы прицепных шатунов 507, 512, 522. Паркеризация 213. Передок двигателя 97. Переразмеренные двигатели, см. Двигатели высотные. Пересжатие, см. Двигатели высотные. Плавающие втулки 520 и ел. - пальцы 373. Пластики 179 и ел. Подвески 611, 614. Подвесные клапаны, см. Клапаны. Подвод масла к подшипникам 559 и ел. Подкладные кольца 628. Подобие авиационных двигателей 123 и ел. Подушки траверс 416 и ел. Подшипники качения 571. - коленчатого вала 544 и ел. - скользящие 544 и ел. - - с колебательным движением. 643. - - с торцевым уплотнением 523 и ел. Поверхностная закалка 204. Поверхностные радиаторы, см.Радиаторы. Полетный вес, см. Вес. Полки шатунов, см. Шатуны. Полублочные двигатели, см. Двигатели. Полукартеры 627. Помпы. - вакуумные 100. - впрыскивающие 73. - жидкостные 100. - масляные 100. - топливные 100. Поршневые бобышки 333, 375. - головки шатунов, см. Шатуны. - канавки 333 и ел. Поршневые кольца 94, 352 и ел. - - газовые 95, 352 и ел. - - конические 369. - - масляные (маслосбрасывающие) 95, 342 и ел. Поршневые пальцы 373 и ел. - сплавы 170. Поршни 333 и ел. - овализированные 349. - Рикардо 349. Приемистость двигателя 121. Прицепное сочленение шатунов 507, 512 и ел. Прогар клапанов 386. - поршней 337. Промежуточные валики 430 и ел. Протекторы 213. Противовесы 576, 580, 585, 657 и ел. - маятниковые 580. Пружины клапанов 413 и ел. Рабочий объем (литраж) 91, 105. Рабочий цикл 90. Радиальные двигатели, см. Двигатели звездообразные. Радиаторы 52, 82 и ел. - воздушные 79. - выдвижные 83. - крыльевые (поверхностные) 82. - свечей 301. - туннельные 83. Развал клапанов 22, 37, 219, 234. Размерность двигателя 91, 135. Райбестос (асботекстолит) 181. Распределение 94, 416 и ел- Распределение бесклапанное 20, 70. Распределение гильзовое 70 и ел. - золотниковое 71. Распределитель смеси 41, 628. Распределительные валики, см. Кулачковые валики. Распределительные шайбы 448 и ел. Распределительный механизм 416 и ел. Расчетная высота 35. Реактивные двигатели, см. Двигатели. Реактивный выхлоп 85. Ребра охлаждающие 287 и ел., 294, 300, 309 и ел., 320 и ел. - вафельные 340, 382. - жесткости 236, 269, 272, 340. Реглаж 437. Регулировка зазоров 420. Регулятор постоянного давления во всасывающем трубопроводе (РПД) 99. Редукторы 36, 99. - двухскоростные 81. - соосные (центральные) 100. - со смещенными осями 99. - Фармана 36. - эпициклические 36. Рокеры 420. Ротативные двигатели, см. Двигатели. Рубашки цилиндров 20, 227. Рычаги привода клапанов 233, 416. Рядные двигатели, см. Двигатели. Сварные цилиндры, см. Цилиндры. Свинцовая бронза 178, 570. Седла клапанов 393, 407, 654 и ел. Секции картера 627. Семейство двигателей 56. Силовая схема двигателя 230. Силовые болты (шпильки), см. Болты и Шпильки. Силумин, см. Алюминиевые сплавы. Синхронизаторы пулеметов 100. Скоростной наддув 85. Скорость газов в клапанах 69, 94, 123. Смешанное охлаждение, см. Охлаждение. Среднее эффективное давление 50, 104. Средняя скорость поршня 69, 91, 123. Сопуны, см. Суфлеры. Стали 158 и ел. - азотируемые 163, - клапанные 163. - магнитные 166. - никелевые 159 и ел. - углеродистые 158 и ел. - хромистые 159 и ел. "-.-а - хромоникелевые 161 и ел. - цементуемые 162 и ел. Стаканы цилиндров 294 и ел. Стандартизованная моторная установка, см. Моторная установка. Стандартная атмосфера, см. Международная стандартная атмосфера. Стеллитирование 204, 403. Стеллиты 166, 389. Степень редукции 100. - сжатия 91. Стержни шатунов, см. Шатуны. Стопоры поршневых колец 358. Стяжные болты (шпильки), см. Болты и Шпильки. Суперфиниш 209. Суфлеры 618, 624, 632. Сухой вес, см. Вес. 663 Тарелки клапанов 403. Текстолиты, см. Пластики. Тепловая нагрузка двигателя 126. Тепловые напряжения 258 и ел. Термический зазор 357. Толкатели 448, 458, 666. - гидравлические 484-Толь 630. Топливные помпы, см. Помпы. Топливо безопасное 44. - высокооктановое 42, 44, 63, 68. - этиловое 41, 214. Траверсы 233, 416. - поперечные 234, 416. - продольные 234, 416. Туннельные радиаторы, см. Радиаторы. Турбокомпрессоры (ТК) 31, 78, 99. Тяга осевая 101. Тяги распределения 448, 460. > ,'- анкерные 612. - компенсаторов 465. Тяжелый сплав 166- Ударники 423. - стержневые 423. - шариковые 425. - роликовые 425, 462. Удельная выносливость 194. - жесткость 195. - мощность, см. Мощность. - прочность 194, 621. - ударная прочность 198. Удельный вес, см. Вес. - - авиационных масел 557. - - винто-моторной установки 113. Удельный расход горючего 114. - - масла 116. Указатель верхней мертвой точки, см. Ре- глаж. Уплотнения - газовые 226, 271 и ел. - жидкостные 226, 272 и ел. - лабиринтные 352. - масляные 542. Упорные подшипники коленчатого вала 541 и ел. Упругие муфты распределения 435 и ел. Установительные штифты, см. Контрольные штифты- Установка распределения 436, 453. Фазы распределения 94 и ел. Фактор радиального давления поршневых колец 372. Фаски клапанов 388 и ел. Феродо 181 и 605. Фланцевое крепление втулки винта 605, Флокены 535. Фрикционная коррозия, см. Коррозия. Характеристика режима подшипника 551. - - - критическая 551. Хвостовик коленчатого вала 432, 534. Ход поршня 89. Хонингование 206. Хромирование 205, 212, 237, 518. Цапфы крепления картера 620. Цементация 202. Центральное сочленение шатунов 507 и ел. Центральные редукторы, см. Редукторы. Центрифуга примоторная 564. Центрифугированная смазка 564, 572. Цералюмин, см. Алюминиевые сплавы. Цианирование 204. Цилиндры 235 и ел., 287 и ел. - двигателей жидкостного охлаждения 235 и ел. - двигателей воздушного охлаждения 287 и ел. - сварные 227 и ел., 282 и ел. Цинкование 212. Циркуляционная смазка клапанного механизма 466. Чугун 176, 354. Шабровка 210. Шатуны 502 и ел. - главные 507. - вильчатые 509. - вспомогательные 507. - внутренние 509. - неразъемные 519. - прицепные 607, 512, 517 и ел. - разъемные 526. Шатунные шейки, см. Коленчатые валы. Шлицевое крепление втулки винта 598 и ел. Шлицевые соединения 600. Шоопирование 213. Шпильки бортовые 611 и ел. - крепежные 159, 505. - силовые 230. - стяжные 245 и ел., 579. Штаны картера 276. Штифты контрольные 507, 614. Штоки клапанов 385, 399. Щеки коленчатого вала, см. Коленчатые валы. - шатунов, см. Шатуны. Эквивалент мощности, см. Мощность. Экономическая мощность, см. Мощность. Эксплоатационная мощность, см. Мощность. Электрон, см. Магниевые сплавы. Этилен-гликоль 81. Эффективная мощность, см. Мощность. Эффективное давление среднее, см. Среднее эффективное давление. Юбка поршня 333 и ел., 341. - цилиндра 237, 261, 503. СОДЕРЖАНИЕ Стр. От а втора......................................... 3 Обозначение.................................. 5 I. Исторический обзор ............,....................... 7 Авиамоторостроение в СССР................................ 52 Литература............................ 55 II. Современное состояние и тенденции развития авиационного моторостроения . . 50 Авиационное моторостроение в Европе и США.................... 50 Тенденции развития авиационного моторостроения.................. 66 Бесклапанное распределение............................ 70 Непосредственный впрыск ............................. 72 Двухзальные двигатели............................... 73 Нагнетатели..................................... 76 Винты......................................... 79 Высокотемпературное охлаждение. Туннельные радиаторы . ........... 81 Использование тепла охлаждения и выхлопа................... 84 Скоростной наддув . ................................ 85 Охлаждение при высоких скоростях полета................... 85 Воздушное и жидкостное охлаждение....................... 86 Литература....................... 87 III. Авиационные двигатели. Основные понятия. Терминология............. 89 Двигатели легкого и тяжелого топлива........................ 90 Классификация двигателей по способу охлаждения ................. 91 Рабочий объем. Степень сжатия. Средняя скорость поршня ............ 91 Органы распределения. Фазы распределения..................... 94 Устройство четырехтактного двигателя легкого топлива .............. 95 Нагнетатель ..................................... 98 Редуктор ...................................... 99 Агрегаты ..................................... 100 Винтомоторная установка .............................. 100 Мощность двигателя................................... 101 Литровая мощность................................. 103 Типы авиационных двигателей............................. 105 Рядные двигатели .................................. 107 Звездообразные двигатели.............................. 110 Основные показатели авиационных двигателей.................... 112 Вес........................................... 112 Расход горючего................................... 114 Расход масла .................................116 Габариты и воздушное сопротивление....................... 116 Надежность...................................... 119 Долговечность ........................... ......... 119 Уравновешенность и равномерность хода ...................... 120 Стоимость производства............................... 121 Удобство эксплоатации ............................... 121 Приемистость..................................... 121 Литература...................................... 122 IV. Выбор размерности и проектирование авиационных двигателей.......... 123 1. Теория подобия и ее значение для проектирования авиационных двигателей ....123 Механический коэфициент полезного действия................... 128 Удельная мощность................................128 Вес........................................... 130 Конструкционный вес................................ 134 2. Проектирование авиационных двигателей....................... 135 Выбор размерности................................. 135 Пример расчета .............. 140 Литература...................................... 144 Проектирование ................................... 144 О расчете деталей авиационных двигателей на прочность............ 151 V. Материалы................................... 159 Стали.......................................... 159 Углеродистые стали ................................. 159 Хромистые и никелевые стали........................... 159 Хромоникелевые стали .............................. 161 Азотируемые стали ................................. 163 Клапанные стали ................................... 163 Сплавы специального назначения ........................... 163 Инвар......................................... 163 Тяжелый сплав.................................... 166 Магнитные стали................................... 166 Инконель ...................................... 166 Стеллиты........................................166 Алюминиевые сплавы................................. 167 Литейные сплавы .................................. 167 Поршневые сплавы................................. 170 Алюминиевые сплавы для ковки, штамповки и прессовки........... 170 Магниевые сплавы................................... 172 Медные сплавы..................................... 174 Чугун.......................................... 176 Антифрикционные сплавы ............................... 176 Баббиты........................................ 176 Свинцовая бронза .................................. 178 Новые антифрикционные металлы......................... 178 Пластики........................................ 179 Конструкционная характеристика материалов.................... 181 Литература...................................... 187 Усталостная прочность........................... . . . 187 Литература...................................... 193 Сравнительная весовая оценка авиационных материалов . ........... 193 VI. Обработка поверхностей................................ 201 Способы придания поверхностной твердости.................... 202 1. Цементация.................................. 202 2. Азотирование . . .............................. 202 3. Цианирование................................. 204 4. Поверхностная закалка . . ......................... 204 5. Стеллитирование............................... 204 6. Хромирование................................ 205 7. Нагартовка.................................. 205 Способы чистовой отделки............................. 206 Литература..................................... 210 Антикоррозийные покрытия ............................ 210 Литература...................................... 214 ДЕТАЛИ ДВИГАТЕЛЯ . .................. ........... 215 I. Цилиндровая группа............................... 215 Головка цилиндров ................................... 215 Цилиндровая группа двигателей жидкостного охлаждения............. 225 Сварные цилиндры.................................. 227 Блочная конструкция................................ 229 Расположение и привод клапанов......•.................. 233 Гильзы цилиндров ................................. 235 Литература...................................... 237 Расчет цилиндров на прочность.......................... 237 Блок головок и рубашек.............................. 239 Свечевые втулки................................... 244 Стяжные шпильки.................................. 245 Тепловые напряжения................................ 258 Литература...................................... 269 Исполненные конструкции............................. 269 1. Двигатель Кертисс "Конкверор"....................... 269 2. Двигатель Испано-Сюиза 12 Ydrs...................... 269 3. Двигатель Юнкерс 211............................. 274 4. Двигатель Лоррэн "Петрель"......................... 276 5. Двигатель Даймлер-Бенц........................... 277 6. Двигатель Роллс-Ройс "Мерлин"....................... 277 7. Двигатель АМ-34............................... 279 8. Полублочные конструкции........................... 282 Цилиндры двигателей воздушного охлаждения................... 287 Конструктивная эволюция.............................. 287 Конструкции стакана и головки.......................... 294 Расчет на прочность................................. 308 Расчет охлаждающих ребер............................. 309 Некоторые сведения из теории теплопередачи................. 309 Коэфициент теплоотдачи от стенки к воздуху .............. 315 Коэфициент теплоотдачи от газов к стенке................ 318 Теплопередача и сопротивление....................... 319 Охлаждающие ребра................................. 320 Приведенный эффективный коэфициент теплоотдачи............. 323 Методика расчета .................................. 324 Литература...................................... 332 II. Поршневая группа................................... 333 Поршень....................................... 333 Конструкция................................... 333 Расчет на прочность и удельное давление................... 351 Литература.................................... 352 Поршневые кольца.................................. 352 Общие сведения ................................. 352 Замки поршневых колец............................. 356 Число колец................................... 359 Форма кольца................................... - Кольцо равномерного давления......................... 362 Расчет на прочность............................... 365 Конструкция................................... 369 Изготовление................................... 370 Литература...................................... 373 Поршневой палец.................................. 373 Исполненные конструкции............................. 379 III. Клапаны......................................... 385 Общие сведения ................................ 385 Теплоотвод от клапанов............................... 396 Охлаждение клапанов................................ 399 Замки, тарелки и наконечники клапанов ..................... 403 Особенности клапанов с непосредственным приводом .............. 406 Седла клапанов................................... 407 Направляющие клапанов........-..................... 411 Пружины....................................... 413 Литература...................................... 415 IV. Механизм распределения.......................... 416 Механизм распределения рядных двигателей жидкостного охлаждения..... 416 Привод клапанов.................................. 416 Траверсы, рычаги, коромысла.......................... 416 Регулировка зазоров............................... 421 Ударники..................................... 423 Исполненные конструкции ........................... 425 Кулачковый валик.................................. 428 Привод распределения................................ 430 Установка распределения.............................. 436 Исполненные конструкции............................ 439 Привод распределения мотора АМ-34....................... 444 Механизм распределения звездообразных двигателей............... 448 Установка распределения.............................. 453 Толкатели....................................... 458 Тяги.......................................... 460 Кожухи тяг..................................... 460 Коромысла..................................... 461 Крышки клапанных коробок........................... 467 Пружинные затворы................................ 467 Изменение зазоров в клапанном механизме двигателя воздушного охлаждения 468 Компенсация зазоров............................... 475 Расчет клапанного механизма на прочность ................. 485 Клапанный механизм с приводом клапана посредством траверс...... 486 Клапанный механизм с непосредственным приводом клапана......... 490 Клапанный механизм с приводом клапана посредством коромысла с роликом 491 Кулачковый валик................................. 495 Промежуточная передача.............................. 497 Клапанный механизм звездообразного двигателя................. 497 V. Шатуны.......................................... 502 Шатуны V-образных двигателей.......................... 502 Шатуны W-образных двигателей ......................... 516 Шатуны звездообразных двигателей..................... . . 516 Неразъемные шатуны .............................. 518 Разъемные шатуны................................ 526 Изготовление.............-....................... 528 Расчет шатуна на прочность............................ 529 Литература...................................... 532 VI. Коленчатые валы.................................... 533 Коленчатые валы рядных двигателей........................ 533 Подшипники коленчатого вала ........................ 544 Механизм жидкостной смазки ........................ 544 Расчет подшипника............................... 553 Приближенные способы оценки нагруженности подшипников....... . 558 Подвод масла в подшипники.......................... 559 Условия работы, подшипников коленчатого вала............... 564 Диаграмма износа................................ 566 Конструкция вкладышей............................ 567 Антифрикционные материалы........................... 570 Подшипники качения............................... 571 Исполненные конструкции............................ 572 Коленчатые валы звездообразных двигателей..................... 576 Коленчатые валы однорядных звездообразных двигателей.......... 577 Коленчатые валы двухрядных звездообразных двигателей.......... 584 Изготовление..................................... 587 Расчет коленчатого вала на прочность...................... 588 Шатунные шейки................................. 590 Щеки....................................... 591 Коренные шейки............................. 593 Расчет носка вала на жироскопический момент................ 594 Литература..................................... 596 VII. Втулки винтов фиксированного шага ...................... 597 VIII. Картеры...................................... 609 Картеры рядных двигателей.............................. 609 Изготовление ....................... ............... 620 Исполненные конструкции ............................ 625 Картеры звездообразных двигателей........................ 624 Картеры однорядных звездообразных двигателей................ 627 Исполненные конструкции ............................ 630 Картеры двухрядных звездообразных двигателей............... 632 Стальные картеры ................................. 634 Литература.................................. 635 Приложения .. 637 Общие виды двигателей........................... 639 Расчет подшипников поршневого пальца................... 643 Дополнения................................. 651 Предметный указатель.................................... 660 Редактор С. С. Родзезич Техн. редактор А. А. Базанова Подписала к печ. А. Н. Савари Сдано в набор 5/Х 1939 г. Подлизано к печ. 23/VI 1940 г. Автор, дог. № 18. Инд. А-5-2. Тираж 6000. Кол. печ. листов 41,75 + 5 вклеек. Учетно-авт. лист. 64,47. Формат бумаги 72хЮ8/16. Уполн. Главл. А-29061. Заказ № Ю71. Типография Оборонгиза. Киев, Крещатик, 42. "тр. Строка Напечатано Должно быть По чьей вине 66 1 сверху 1200 л. с. 1800 л. с. тип. 107 1 снизу чередования чередовались тип. 173 25 снизу поверх|ость вала имеет пЪвышенную поверхности вала придана повышенная авт. 391 3 снизу тюльпанами тюльпанными тип. Орлов П. И. Конструкция авиационных двигателей. Зак. № 1071- Фиг. 87. Микроструктура^вы-сокооловянистого баббита.Видны кубические кристаллиты Sn(Sb) и иглы GuSn. Фиг. 89. Микроструктура свинцовой бронзы; белые зерна - включения свинца. Орлов-1071 Фиг. 95. Излом круглого образца, подвергнутого знакопеременной ^из-гибающей нагрузке. Фиг. 96. Усталостный излом щеки коленчатого вала; на краях трещины видны следы наклепа. Орлов-1071 5 6 Фиг. 112. Микрофото поверхностей обработанных различными способами, X35. .--грубая обточка; 2- развертывание; 3-алмазная расточка; 4-хонинг; 5-тонкий хонинг; 6-суперфиниш. Орлов-1071 Фиг 266. Разрушение поверхностного слоя днища поршня детонацией. Орлов-1071 а б Фиг. 339. Усталостные изломы шейки нлапапа. Орлов=1071 Фиг. 547. Расположение волокон у коленчатых валов, изготовленных различными способами. а - вал, изготовленный гибкой заготовки в штампах, ' • вал, вырезанный из прямоугольного бруска.