Двигатели внутреннего сгорания

Лекция 1 ДВИГАТЕЛИ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ План: 1. Общие сведения, параметры и технические характеристики лесотранспортных машинах Основные параметры гусеничных трелёвочных тракторов Основные параметры лесовозных автомобилей Технические характеристики двигателей лесотранспортных машин Классификация двигателей и основные понятия и определения. 1. Общие сведения о лесотранспортных машинах Лесотранспортные машины применяются в лесной промышленности для транспортировки леса. Транспортировка леса является частью производственного процесса каждого лесозаготовительного предприятия и включает подвозку (трелёвку) и вывозку леса. Для трелёвки леса используют специальные трелёвочные тракторы, а для вывозки леса – автомобили и тракторы. Специальный трелёвочный трактор появился после Второй Мировой воины, и сейчас в России и других наиболее развитых промышленных странах они практически вытеснили на рубках главного пользования применявшие ранее тракторы общего назначения. Такой трактор марки КТ-12 был создан работниками Ленинградского Кировского завода, Ленинградской лесотехнической академий и Гипролесмаша. Серийный выпуск его начался в Ленинграде в 1948 г. Он имел оригинальную компоновку, которую в основном сохранили и современные отечественные гусеничные трелёвочные тракторы производства Онежского и Алтайского тракторных заводов. Конструкторы непрерывно работали над совершенствованием конструкции трактора, повышением его эффективности, надёжности. В 1956 г. Производство этого трактора, уже под маркой ТДТ-40, было передано на Онежский тракторный завод (ОТЗ). На нём устанавливается дизельный двигатель Д-40Т мощностью 31,4 кВт вместо двигателя ЗИС-21А, мощностью 27,5 кВт. В 1961г. Была произведена следующая крупная модернизация трактора, и ему была присвоена марка ТДТ-40М. На этом тракторе был установлен двигатель мощностью 37,6 кВт. С 1966г. ОТЗ начал производство тракторов ТДТ-55А с двигателем СМД-14БН мощностью 75 л.с. (58,8 кВт): Сегодня ОТЗ производит тракторы ТЛТ-100 на котором установлен двигатель СМД-18БН мощностью 73,6 кВт 23 сентября 1957г. С конвейера Алтайского тракторного завода (АТЗ) сошёл первый трелёвочный трактор ТДТ-60. Конструкторы завода продолжали работу над более мощным трелёвочным трактором. На базе серийного ТДТ- 60 они создали в 1962г трелёвочный трактор ТДТ-75 с двигателем Д-75АТ, а в 1971г. трактор ТТ-4 с двигателем А-01Л мощностью 110 л.с. (81,5 кВт). В настоящее время АТЗ выпускает новую модель трактора ТТ-4м, с двигателем А-03МЛ мощностью 96,0 кВт в которой сохранены положительные качества предшественника, обеспечивающие его эффективность и популярность: большая грузоподъемность, хорошая проходимость, наличие открытого участка на раме для размещения практически любого лесозаготовительного, лесохозяйственного и другого оборудования. Для вывозки леса используются автомобили Минского автомобильного завода (МАЗ) и Кременчугского автомобильного завода (КрАЗ). Минский автомобильный завод на базе агрегатов большегрузных автомобилей семейства МАЗ-500 в 1967г начал серийный выпуск лесовозных автомобилей МАЗ509П, а в 1969г – МАЗ-509, а с 1977г- МАЗ-509А. Кременчугский автомобильный завод с 1983г начал производство лесовозных тягачей КрАЗ-6437 нового поколения вместо КрАЗ-255Л.Тягач рассчитан для эксплуатации в составе лесовозного автопоезда с прицепомроспуском модели ГКБ-9362 и имеет более высокие эксплуатационные показатели благодаря увеличению мощности силовой установки, обеспечению оптимального ряда передач, использованию восмиступенчатой коробки передач с синхронизаторами всех передач. Некоторые параметры лесотранспортных машин представлены в таблицах 1.1,1.2,1.3. 1.4 Классификация двигателей. Основные понятия и определения. 1.4.1 Классификация двигателей внутреннего сгорания. Двигатели внутреннего сгорания классифицируются по следующим основным признакам: - по способу преобразования тепловой энергии в механическую – поршневые, роторные, газотурбинные, реактивные и СПДК- ГТ (свободнопоршневой дизель компрессор-газовая турбина). - По способу воспламенения горючей смеси- двигатели с воспламенением от сжатия (дизели) и двигателями с принудительным воспламенением от электрической искры - По способу смесеобразования- двигатели с внешним (карбюраторные и газовые) и с внутренним смесеобразованием (дизели). - По способу осуществления рабочего цикла- четырёхтактные и двухтактные. - По виду применяемого топлива- двигатели жидкого топлива, работающие на бензине и дизельном топливе, и двигатели газообразного топлива (на сжатом и сжиженном газах). - По конструктивной схеме- простые и двойного действия. - По способу передачи движения от поршня к шатуну- тронковые и крейцкопфные. - По числу цилиндров- одноцилиндровые и многоцилиндровые (двух-, трёх-, четырёх, шестицилиндровые и т.д.) - По способу охлаждения- с жидкостным и воздушным охлаждением - По назначению- стационарные и транспортные. 9000 50 72,5 40 СМД-14Б ОТЗ Г.Петрозаводск Конструкционная масса, кг Максимальной тяговое усиление на крюке, кН Максимальное тяговое усиление лебёдки, кН Грузоподъёмность, кН Марка двигателя Завод изготовитель 1 2 3 4 5 6 ТДТ-55 Параметры № п/п АТЗ Г.Рубцовск А-01Л 60 120 106 13000 ТТ-4 Марка трактора Таблица - 1.1. Основные параметры гусеничных трелёвочных тракторов АТЗ Г.Рубцовск А-03МЛ 68,7 122,3 116,1 13960 ТТ-4М 8500 55,0 21000 5500-тягач 15500-роспуск 4*4 60 ЯМЗ-236 МАЗ Г.Минск Масса снаряженного тягача, кг Грузоподъёмность, кН Масса груза, перевозимого автопоездом, кг Колёсная формула Максимальная скорость движения, км/ч Марка двигателя Завод изготовитель 1 2 3 4 5 6 7 МАЗ-509А Параметры № п/п КрАЗ Г. Кременчуг ЯМЗ-2388 70 6*6 30000 8000-тягач 22000-роспуск 80,0 11700 КрАЗ-255Л Марка тягача Таблица - 1.2 Основные параметры лесовозных автомобилей КрАЗ Г.Кременчуг ЯМЗ-238Ф 60 6*6 30000 14000-тягач 16000-роспуск 140,0 12500 КрАЗ-6437 180/133,2 820 2100 6 ЯМЗ Г.Ярослав ль Мощность двигателя, л.с./кВт Масса двигателя, кг Число оборотов, об/мин. Число цилиндров Завод изготовитель 2 3 4 5 Параметры ЯМЗ-236 1 № п/ п 8 2100 1110 318/235 ЯМЗ-238Ф ЯМЗ ЯМЗ Г.Ярославль Г.Ярославл 8 2100 1010 240/177,6 ЯМЗ-238 ХМЗ Г.Харьков 4 1500 720 75/55,5 СМД-14Б Марка двигателя АМЗ Г.Барнаул 6 1800 1250 110/81,5 А-01Л Таблица -1.3 Технические характеристики двигателей лесотранспортных машин АМЗ Г.Барнаул 6 1700 1250 130/96 А-03МЛ 1.4.2. Основные понятия и определения. В процессе работы двигателя внутреннего сгорания (д.в.с.) поршень движется в пределах от крайнего верхнего положения, называемого верхней мертвой точкой (в.м.т.), до крайнего нижнего положения – нижней мертвой точки (н.м.т.). Когда поршень находится в в.м.т. или н.м.т., его шатун и кривошип выравниваются в одну линию (рисунок.1.1. ), поршень на мгновение останавливается, затем изменяет направление движения на противоположное. Расстояние, которое проходит поршень, двигаясь от одной мертвой точки до другой, называется ходом поршня S. При движении поршня объем над ним непрерывно изменяется. Когда поршень находится в в.м.т., объем над ним представляет собой объем камеры сгорания Vc. Рисунок 1.1 Основные параметры поршневого двигателя внутреннего сгорания Перемещаясь от в.м.т. к н.м.т., поршень освобождает объем цилиндра Vh диаметр D и высотой S, называемый рабочим объемом цилиндра. Vh =. πD 2 4 S Объем камеры сгорания Vc и рабочий объем цилиндра Vh составляют полный объем цилиндра: Vc + Vh = Va. Сумма рабочих объемов всех цилиндров двигателя в литрах называется литражом двигателя Vл. Vл = Vh i , где i – число цилиндров двигателя. Число, показывающее во сколько раз уменьшается объем на поршнем при его движении от н.м.т. к в.м.т., называется степенью сжатия двигателя: ε= Vh + Vc Va = Vc Vc , Рабочим циклом двигателя внутреннего сгорания называется совокупность последовательно протекающих в каждом его цилиндре процессов впуска, сжатия, рабочего хода и выпуска. У четырехтактных двигателей рабочий цикл завершается за два оборота коленчатого вала (четыре хода поршня), у двухтактных – за один оборот вала (два хода поршня). Контрольные вопросы 1. Какие операции на лесозаготовках выполняют лесотранспортные машины? 2. По каким признакам классифицируют поршневые двигатели внутреннего сгорания? 3. Как классифицируются двигатели по способу смесеобразования? 4. Как классифицируются двигатели по способу воспламенения горючей смеси? 5. Какие двигатели делятся по способу осуществления рабочего цикла? 6. Дайте определение хода поршня? 7. Дайте определение рабочего объёма цилиндра? 8. Что такое литраж двигателя? 9. Что такое степень сжатия? 10.Дайте определение рабочему циклу двигателя? 11.Что такое такт двигателя? 12.За сколько оборотов коленчатого вала осуществляется рабочий цикл у четерёхтактного двигателя? 13.За сколько оборотов коленчатого вала осуществляется рабочий цикл у двухтактного двигателя? 14. Что такое камера сгорания? Лекция 2 ДЕЙСТВИТЕЛЬНЫЕ ЦИКЛЫ ПОРШНЕВЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ. План: 2.1 Действительные циклы поршневых двигателей внутреннего сгорания. Показатели, анализ и сравнительные оценки циклов. Их особенности, энергетическая и эксергетическая оценки. 2.2 ПРОЦЕССЫ, ПРОТЕКАЮЩИЕ В ПОРШНЕВЫХ ДВИГАТЕЛЯХ. Определение параметров окружающей среды, остаточных газов и конца впуска. Особенности газообмена двухтактных двигателей. Процесс сжатия. Процесс сгорания. Процесс Расширения. Процесс выпуска. 2.1 ДЕЙСТВИТЕЛЬНЫЕ ЦИКЛЫ ПОРШНЕВЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ Действительные циклы двигателей значительно отличаются от теоретических циклов. Это объясняется тем, что в реальном двигателе невозможно создать условия в которых протекает теоретический цикл. Так, например, рассматривая теоретический цикл, считают, что состав и количество идеального газа остаются неизменными, тогда как в действительности происходит не только изменение количества газов, но и изменение их химического состава. После окончания действительного цикла отработавшие газы не возвращаются к своему первоначальному состоянию и не остаются в цилиндре, а выпускаются в атмосферу, освобождая объем для свежего заряда. Поэтому действительный цикл по существу является разомкнутым. В действительном цикле теплоемкости газов не остаются постоянными, так как температура и состав газов значительно изменяются. Кроме того, в действительном цикле имеют место тепловые и гидравлические потери. Рисунок 2.1 - Индикаторные диаграммы действительных циклов четырехтактных двигателей: а — бензинового; б — дизеля На рисунок.2.1 изображены индикаторные диаграммы действительных циклов четырехтактного карбюраторного двигателя (рисунок 2.1, а) и четырехтактного дизеля (рисунок 2.1, б). Эти циклы можно представить в виде следующих основных чередующихся и частично перекрывающих друг друга процессов: впуска (rа), сжатия (ас'), сгорания (c'z), расширения (zb') и выпуска (b'r). Процесс впуска обычно начинается около в. м. т. (перед точкой r) и заканчивается около точки м. Процесс сжатия заканчивается в точке с' (в момент воспламенения). Затем начинается процесс сгорания, который заканчивается на линии расширения zb. Процесс расширения заканчивается в точке b' (в момент открытия выпускного клапана), а процесс выпуска — обычно после в. м. т. (за точкой r). Механическую работу, совершаемую газами в цилиндре двигателя за один цикл, можно определить по разности площадей фигур aczb и bra. Площадь фигуры bczb является положительной, а фигуры brab — отрицательной, так как её величина пропорциональна работе, затрачиваемой на преодоление сопротивлений при выпуске и впуске. 2.2 Процессы действительного цикла двигателя. ПРОЦЕСС ВПУСКА Процесс впуска (зарядки) необходим для наполнения цилиндра горючей смесью или воздухом. Количество горючей смеси или воздуха, поступающее в цилиндр во время впуска, зависит от ряда факторов, основными из которых являются: 1) гидравлические сопротивления систем впуска и выпуска; 2) подогрев свежего заряда от соприкосновения с горячими деталями двигателя и в результате перемешивания с остаточными отработавшими газами от предшествующего цикла; 3) наличие в цилиндре в начале наполнения его свежим зарядом остаточных газов. Давление в процессе впуска Перед впуском свежего заряда в цилиндре находится некоторое количество остаточных газов. Эти газы в четырехтактном двигателе занимают объем Vc камеры сгорания (рисунок.2.2), причем давление их рr больше атмосферного, а температура значительно выше температуры свежего заряда. Рисунок 2.2 - Диаграмма процессов впуска и выпуска, происходящих в цилиндре четырехтактного двигателя. При движении поршня от в. м. т. к п. м. т. давление остаточных газов рr уменьшается до атмосферного давления рo, после чего начинается наполнение цилиндра свежим зарядом. Давление свежего заряда при этом становится ниже атмосферного из-за гидравлических сопротивлений в системе впуска двигателя. В двухтактных двигателях процесс зарядки в отличие от четырехтактных происходит в результате принудительной подачи свежего заряда в цилиндр во время его продувки. Давление в цилиндре в период впуска меньше давления окружающей среды, причем наибольшее разрежение соответствует приблизительно половине хода поршня, т. е. максимальному значению скорости поршня. К концу впуска в точке а давление ра несколько повышается в результате скоростного напора, создаваемого силами инерции поступающего в цилиндр заряда. Уменьшение давления из-за сопротивлений в системе впуска ∆ρ a = ρ 0 − ρ a Где ρ 0 - атмосферное давление в МН / м 2 ρ a -давление в точке а в МН / м 2 Величина ∆ρ a у четырехтактных двигателей без наддува колеблется в пределах (0,10—0,25) ρ a (большие значения относятся к карбюраторным и газовым двигателям, а меньшие — к дизелям). Для четырехтактных двигателей с наддувом, у которых свежий заряд поступает в систему впуска из нагнетателя под давлением рк, величина ∆ρ a находится в пределах (0,05—0,10) ρ a Таким образом, давления в конце впуска выражаются формулами: ρ a = ρ0 − ∆ρ a 18 ρ a = ρ k − ∆ρ a Плотность, а следовательно, и масса заряда тем больше, чем больше значение давления ра. Поэтому давление впуска при конструировании двигателя стремятся повысить путем увеличения проходного сечения впускного клапана, улучшения чистоты обработки внутренней поверхности деталей системы впуска, уменьшения длины и числа изгибов впускного трубопровода, выбора эффективных фаз газораспределения, уменьшения давления на выпуске и другими способами. Температура газов в процессе впуска Температура свежего заряда в процессе наполнения цилиндра изменяется. В результате испарения топлива температура Заряда в карбюраторных двигателях снижается. Вместе с тем свежий заряд, поступивший в цилиндр, нагревается при соприкосновении с горячими деталями двигателя и в результате перемешивания с остаточными газами. В конечном итоге температура заряда в процессе впуска повышается. Степень подогрева заряда ∆T зависит от нагрузки, угловой скорости коленчатого вала и условий охлаждения двигателя. Увеличение нагрузки сопровождается повышением средней температуры цикла, что увеличивает степень подогрева заряда. При увеличении угловой скорости коленчатого вала степень подогрева уменьшается. Очевидно, что подогрев снижает плотность заряда и тем самым уменьшает количество горючей смеси или воздуха, поступающих в цилиндр двигателя. По опытным данным величина ∆T для карбюраторных двигателей находится в пределах 10—40°, а для дизелей — в пределах 10—20°. Свежий заряд с температурой То + ∆Т смешивается в цилиндре двигателя с остаточными газами, которые при давлении ρ r нагреты до температуры Tr , превышающей температуру заряда. Количество остаточных газов в конце выпуска оценивают так называемым коэффициентом остаточных газов γ r , который представляет собой отношение количества остаточных газов M r к количеству свежего заряда M 1 , поступившему в цилиндр двигателя во время впуска: γr = Mr M1 где M r и M 1 выражены в киломолях. Коэффициент γ r возрастает с увеличением объема камеры сгорания, т. е. с уменьшением степени сжатия ε , а также с увеличением давления остаточных газов рr. Если нет продувки цилиндра, и двигатель работает с полной нагрузкой, то коэффициент остаточных газов дится в пределах: γr четырехтактных двигателей нахо- Карбюраторные двигатели ............................................ 0.06 -0 12 Дизели ................................................................................ 0,03-0,06 В двухтактных двигателях степень очистки цилиндров зависит от принятой системы продувки и колеблется в пределах 0,03— 0,40. Для определения температуры Та свежего заряда в конце впуска составим уравнение теплового баланса для точки а диаграммы: M1mc'p (T0 + ∆T ) + M r mc'p' Tr = ( M 1 + M r )mc pTa (2.1) где M r и M 1 — количество свежего заряда, действительно поступившее в цилиндр, в кг или кмоль; '' mc 'p ; mc p ; mc p — средние киломольные теплоемкости свежего заряда, остаточных газов и рабочей смеси при постоянном давлении в кДж/(кмольК); T0 — температура заряда до поступления его в цилиндр в К; T0 + ∆T — температура заряда с учетом подогрева его при соприкоснове- нии с горячими деталями двигателя в К. Так как количество остаточных газов невелико по сравнению с количеством горючей смеси, то разницей в теплоемкостях можно пренебречь. Тогда, разделив все члены уравнения (2.1) на M 1 получим T0 + ∆T + Mr M Tr = (1 + r )Ta M1 M1 Но так как отношение M = γ r , то, решив последнее уравнение отноMr сительно температуры заряда Ta (в К) в конце впуска, получим T0 + ∆T + γ r Tr Ta = 1+ γ r (2.2) Из формулы (2.2) следует, что температура заряда в конце впуска возрастает при увеличении значений ∆T и γ r . По формуле (2.2) можно определять температуру Ta как для четырехтактных, так и для двухтактных двигателей. Ниже приведены значения температур Tr Tr и Ta (в К): Ta Карбюраторные двигатели ...................... 900—1100 340—400 Дизели ......................................................... 700—900 310—360 Коэффициент наполнения В результате подогрева и изменения плотности свежего заряда его количество, действительно поступающее в цилиндр за время впуска, меньше того количества, которое могло бы заполнить рабочий объем цилиндра при давлении и температуре окружающей среды. Степень наполнения цилиндра свежим зарядом оценивают коэффициентом наполнения ηv , который представляет собой отношение количества свежего заряда, действительно поступившего в цилиндр, к теоретически возможному его количеству, которое могло бы заполнить рабочий объем Vh при давлении и температуре перед впускными органами: ηv = G1 M 1 = G0 M 0 где G0 и M 1 — количество свежего заряда, действительно поступившее в цилиндр, в кг или кмоль; G0 и M 0 и — количество свежего заряда, которое могло бы заполнить рабочий объем Vh при давлении и температуре перед впускными органами в кг или кмоль. Согласно определению коэффициента ηv , свежий заряд при температуре T0 и давлении ρ 0 занимает объем ηv Vh . На основании характеристического уравнения pV = 8314МТ можно определить количества киломолей свежего заряда M 1 , остаточных газов M r и смеси M a по формулам: M 1 = ηv ρ 0Vh 8314T0 ; Mr = ρ rVh 8314Tr ; M a = M1 + M r = ρ aVa 8314Ta Подставляя полученные значения M 1 , M a , M r и в уравнение (2.1) и пренебрегая разницей в теплоемкостях, получим ηv ρ 0Vh (T0 + ∆T ) 8314T0 + ρ rVr Tr 8314Tr = ρ aVa Ta 8314Ta ; где давления выражены в H / m 2 , объем V — в m 3 и температуры в К. Учитывая, что Vh = (ε − 1)VC и Vr = Vc , а также разделив почленно последнее уравнение на Vc , после сокращения получим ηv ρ 0 (ε − 1)(T0 + ∆T ) T0 + ρ r = ερ a . Из этого уравнения определим коэффициент наполнения цилиндра четырехтактного двигателя ηv = T0 ρ ερ a − ρ r T0 ρ 1 = (ε a − r ) (ε − 1) ρ 0 T0 + ∆T ε − 1 ρ 0 ρ 0 T0 + ∆T (2.3) При выводе формулы для определения коэффициента наполнения цилиндра двухтактного двигателя необходимо учитывать, что на части хода поршня расположены продувочные и выпускные окна. Из уравнения (2.3) следует, что коэффициент ηv зависит от давлений в конце впуска ρ a и в конце выпуска ρ r подогрева заряда ∆T и степени сжатия ε. Основным параметром, оказывающим влияние на коэффициент ηv , является давление ρ a в конце впуска. Так, изменение давления ρ a на 0,01 МН/м2 приводит при всех прочих равных условиях к изменению коэффициента ηv на 15—18%, а изменение давления ρ r на ту же величину — всего лишь на 1—2%. Величина ρ a зависит от гидравлического сопротивления системы впуска, т. е. от снижения давления ∆ ρ , которое пропорционально квадрату ско- рости горючей смеси. Увеличение температуры подогрева ∆T свежего заряда уменьшает коэффициент ηv . В результате испытаний двигателей установлено, что коэффициент ηv зависит от степени сжатия незначительно. На коэффициент наполнения двигателя оказывают также влияние размеры цилиндра, расположение клапанов, конструкция впускных каналов и фазы газораспределения. В случае увеличения диаметра цилиндра можно увеличить диаметр впускного клапана и тем самым уменьшить скорость заряда в системе впуска, а также и гидравлические потери в ней. Увеличить диаметр цилиндра можно, используя короткоходную конструкцию двигателя, для которой отношение хода поршня (S\D = 0,8…0,9). Скорость поршня у этих двигателей также меньше, чем у обычных. В случае установки верхних клапанов можно уменьшить число колен впускного трубопровода и обеспечить плавный впуск заряда в цилиндр, что снижает гидравлические сопротивления в системе впуска двигателя. Рисунок 2.3 - Зависимость коэффициента наполнения ηv от угловой скорости ωe коленчатого вала двигателей:1 — ЯМЗ-236; 2 — ЗИЛ-130; 3 — ГАЗ-21; 4 — ГАЗ-51. На рисунке 2.3 в качестве примера представлены зависимости коэффициента наполнения от угловой скорости ωe коленчатого вала карбюраторных двигателей ЗИЛ-130, ГАЗ-21 и ГАЗ-51, а также дизеля ЯМЗ-236. Фазы газораспределения, которые обычно выбирают опытным путем, обеспечивают наибольшее наполнение в некотором интервале угловых скоростей коленчатого вала двигателя. Для автомобильных двигателей, работающих в широком интервале угловых скоростей, фазы газораспределения выбирают в зависимости от эксплуатационных требований, предъявляемых к двигателю. Ниже приведены величины коэффициента наполнения ηv при угловой скорости, соответствующей максимальной мощности двигателя: Карбюраторные двигатели: с нижним расположением клапанов ................ 0.70—0,75 с верхним ... ...................................... 0.70—0.85 Дизели ..... ............................................... 0,75—0,90 ПРОЦЕСС СЖАТИЯ Процесс сжатия необходим для создания лучших условий воспламенения и сгорания рабочей смеси, а также для увеличения температурного перепада цикла и степени расширения продуктов сгорания, что создает благоприятные условия для увеличения к. п. д. двигателя. В действительном цикле процесс сжатия происходит в условиях теплообмена между свежим зарядом и деталями двигателя, т. е. не является адиабатическим. Весьма сложный характер этого теплообмена не может быть выражен точно при помощи термодинамических формул. Поэтому считают, что процесс сжатия протекает политропнчески с показателем n1 который является средней величиной на всем протяжении процесса сжатия. На рисунке 2.4 показано условное взаимное расположение кривых сжатия (ас), показателей к адиабаты (bг) и действительной политропы сжатия n1 (ез). В начале сжатия температура свежего заряда значительно ниже температуры окружающих деталей, и поэтому первый период процесса сжатия (участок am) сопровождается притоком теплоты от горячих деталей к заряду. При этом показатель политропы больше показателя адиабаты (n1 > к). Рисунок 2.4 - Взаимное расположение кривых сжатия и показателей к адиабаты и n1 политропы сжатия При дальнейшем сжатии температура заряда повышается и становится больше температуры окружающих деталей, вследствие чего теплота от заряда передается деталям (участок тс). Показатель политропы в этом случае меньше показателя адиабаты (n1 < к). В зависимости от значений местных температур оба явления могут происходить одновременно: передача теплоты заряду от более нагретых деталей и отвод теплоты от заряда к более холодным из них. Опытным путем установлено, что количество теплоты, которое заряд передает окружающим деталям на участке тс, больше притока теплоты от деталей к заряду на участке am. Поэтому средний показатель политропы сжатия n1 меньше показателя адиабаты к (кривая показателя политропы сжатия расположена под кривой показателя адиабаты). Ниже приведены средние значения показателя политропы сжатия n1: Карбюраторные двигатели ……………. 1.32—1,39 Газовые » .............................……… 1,30—1,38 Дизели.............................................……… 1,36—1,40 Средняя величина показателя политропы сжатия n1 зависит от угловой скорости коленчатого вала двигателя, размеров цилиндра, интенсивности охлаждения, формы камеры сгорания и конструктивных особенностей двигателя. С увеличением угловой скорости коленчатого вала двигателя значение показателя n1 увеличивается, а с повышением средней температуры процесса сжатия и увеличением интенсивности охлаждения двига- теля, наоборот, уменьшается. Влияние нагрузки и степени сжатия двигателя на показатель n1 незначительно. Степень сжатия карбюраторных двигателей должна быть такой, чтобы температура рабочей смеси в конце сжатия не была больше температуры самовоспламенения топлива. У дизелей температура в конце сжатия воздуха должна быть на 200—300º выше температуры самовоспламенения топлива, что обеспечивает надежный пуск и устойчивую работу дизеля в любых эксплуатационных условиях. Ниже приведены значения степени сжатия ε: Бензиновые двигатели ........................................... 6—12 Дизели ............................................................. 16—20 Температура в конце сжатия у карбюраторных двигателей колеблется в пределах 600—750 К, а у дизелей — в пределах 750— 900 К. Давление и температура в конце сжатия зависят от степени сжатия, угловой скорости коленчатого вала двигателя, количества поршневых колец и степени их износа. ПРОЦЕСС СГОРАНИЯ Сгорание свежего заряда и последующее расширение продуктов сгорания являются основными процессами цикла двигателя внутреннего сгорания. В течение этих процессов происходит преобразование химической энергии топлива в теплоту и затем частично теплоты в механическую работу. От характера протекания процесса сгорания в значительной степени зависят мощностные и экономические показатели, а также износ основных деталей двигателя. В свою очередь, протекание процесса сгорания зависит от целого ряда факторов и главным образом от способов смесеобразования и воспламенения топлива. Поэтому процесс сгорания для карбюраторных двигателей и дизелей рассматривают раздельно. Процесс сгорания в двигателях с принудительным воспламенением смеси электрической искрой В двигателях внутреннего сгорания с принудительным воспламенением смеси электрической искрой процесс сгорания совершается не при постоянном объеме, как в теоретическом цикле, а начинается до прихода поршня к в. м. т. и заканчивается после того, как он пройдет в. м. т. Таким образом, процесс сгорания происходит вблизи в. м. т. Поэтому изменение давления в данном процессе удобнее изучать при помощи так называемой развернутой индикаторной диаграммы (рисунок 2.5), на которой изображают изменение давления в цилиндре двигателя по углу поворота коленчатого вала φ или по времени. Штриховой линией (участок 3—6—7) отмечено изменение давления в цилиндре при выключенном зажигании. Некоторая несимметричность кривых сжатия 1—6 и расширения 6—7 вызвана теплообменом между газами и стенками цилиндра, а также частичной утечкой газов через зазоры менаду поршневыми кольцами и стенками цилиндра. Рисунок 2.5 - Развернутая индикаторная диаграмма четырехтактного карбюраторного двигателя Процесс сгорания смеси начинается с момента проскакивания искры между электродами свечи зажигания, отмеченного на диаграмме точкой 2, т. е. с опережением, угол которого равен θ. После проскакивания искры давление в цилиндре в течение некоторого времени продолжает оставаться таким же, как и при выключенном зажигании (участок 2—3). Это происходит вследствие того, что количество сгоревшей смеси на указанном участке не-значительно и имеет место теплоотдача от продуктов сгорания к свежей смеси, в стенки камеры сгорания и днище поршня. Затем давление в камере сгорания резко повышается (участок 3—4). Распространение фронта пламени в камере сгорания не заканчивается в тот момент, когда давление достигает максимального значения, так как на отдельных участках происходит догорание смеси и выделение теплоты. Однако это догорание сопровождается уменьшением давления из-за увеличения объема цилиндра при перемещении поршня вниз. Выделение теплоты, связанное с догоранием смеси в цилиндре, обычно рассматривают как явление, относящееся к процессу расширения. На развернутой индикаторной диаграмме можно отметить три характерные фазы процесса сгорания смеси в цилиндре двигателя. Первую фазу I называют начальной фазой сгорания. В течение этой фазы происходит предпламенное окисление топлива с незначительным увеличением температуры без повышения давления. Скорость сгорания смеси в этой фазе зависит в основном от химических факторов (свойств топлива и состава смеси). Первая фаза, определяемая на развернутой индикаторной диаграмме углом ∆α1 и точками 2 и 3, представляет собой период задержки повышения давления. На продолжительность этой фазы оказывают влияние коэффициенты избытка воздуха и остаточных газов, структура молекул топлива, энергия источника зажигания, степень сжатия и нагрузка двигателя. Во время первой фазы сгорает около 6—8% смеси, находящейся в камере сгорания. Продолжительность первой фазы составляет 4—6° угла поворота коленчатого вала. Вторую фазу II называют периодом видимого или эффективного сгорания. В течение этой фазы сгорает около 90% смеси и происходит резкое возрастание скорости сгорания и давления в цилиндре. Эту фазу характеризует угол ∆α2. Она начинается в момент начала повышения давления (точка 3) и заканчивается в момент, когда давление в цилиндре достигает максимального значения (точка 4). Продолжительность этой фазы составляет 20—30° угла поворота коленчатого вала и зависит от состава смеси, степени сжатия, угла опережения зажигания, формы камеры сгорания, степени завихрения смеси, нагрузки двигателя. Если снята индикаторная диаграмма, то вторую фазу сгорания можно оценить степенью нарастания давления, т. е. увеличением давления, отнесенным к одному градусу утла поворота коленчатого вала. Факторы, влияющие на процесс сгорания Скорость сгорания зависит от состава и степени завихрения рабочей смеси, степени сжатия, формы камеры сгорания, угла опережения зажигания, расположения свечи зажигания, нагрузки двигателя. Состав рабочей смеси, который характеризуют коэффициентами избытка воздуха и остаточных газов, оказывает значительное влияние как на про- текание процесса сгорания, так и на скорость распространения фронта пламени. Существуют определенные соотношения между количеством топлива и воздуха в смеси, в пределах которых горючая смесь может воспламеняться в цилиндрах карбюраторного двигателя. Указанные границы носят название верхнего и нижнего пределов воспламеняемости или пределов горючести. Эти пределы для различных топлив не являются постоянными, а зависят от температуры, давления и степени завихрения смеси. Так, например, для бензина при нормальных условиях верхний предел ограничен коэффициентами избытка воздуха, равными 0,3—0,5, а нижний — равными 1,2—1,3. При повышении температуры горючей смеси пределы воспламеняемости несколько расширяются, а при увеличении давления — сближаются. Остаточные газы в горючей смеси сужают пределы воспламеняемости. На рисунке 2.6, а и б показаны экспериментальные графики изменения скорости сгорания бензино-воздушной смеси в двигателе и бомбе в зависимости от коэффициента избытка воздуха α. Рисунок 2.6 Изменение скорости сгорания бензино-воздушной смеси в зависимости от коэффициента избытка воздуха α: а — в цилиндре двигателя; б — в калориметрической бомбе На приведенных графиках видно, что скорость сгорания имеет наибольшее значение при коэффициентах избытка воздуха, находящихся в пределах 0,8—0,9. Скорость распространения фронта пламени в цилиндре двигателя, в котором имеют место завихрения смеси, в 8—12 раз больше, чем в бомбе, где вихревое движение смеси отсутствует. Если значения коэффициента, а находятся в пределах 0,8— 0,9, то время, прошедшее до начала резкого повышения давления, оказывается наименьшим, а видимое сгорание при правильно выбранном угле опережения зажигания наблюдается вблизи в. м. т. В этом случае обеспечивается наибольшее давление сгорания, вследствие чего двигатель развивает максимальную мощность. Однако топливная экономичность его при этом несколько ухудшается. В случаях отклонения величины коэффициента α от указанных значений как в сторону обогащения, так и в сторону обеднения скорость сгорания смеси уменьшается. Это объясняется главным образом снижением температуры реакции: при работе на богатой смеси — из-за химической неполноты сгорания, а на бедной — вследствие дополнительной затраты теплоты на нагревание избыточного воздуха. Наилучшую топливную экономичность карбюраторного двигателя обеспечивают смеси, коэффициент избытка воздуха которых находится в пределах 1,05—1,15. Увеличение начальной температуры смеси сопровождается повышением скорости сгорания, что связано с возрастанием скорости протекания химических реакций. Повышение начального давления вызывает небольшое увеличение скорости сгорания смеси. Если же смесь значительно обогащена, то наблюдается обратная зависимость, т. е. с повышением начального давления эта скорость заметно уменьшается. Зависимость скорости сгорания смеси от степени сжатия объясняется совместным влиянием начальной температуры, начального давления и наличием остаточных газов: Увеличение степени сжатия приводит к повышению температуры и давления в конце сжатия и уменьшению относительного содержания остаточных газов в рабочей смеси, что увеличивает скорость сгорания. Форма камеры сгорания также оказывает влияние на скорость сгорания, так как от формы камеры зависят теплоотдача в охлаждающую среду и путь, проходимый пламенем. Чем меньше отношение поверхности камеры сгорания к ее объему, тем меньше теплота, которая теряется в результате теплоотдачи в стенки камеры, что приводит к более интенсивному тепловыделению и увеличению скорости сгорания. Угол опережения зажигания рабочей смеси также оказывает значительное влияние на протекание процесса сгорания. Чтобы обеспечить окончание сгорания смеси вблизи в. м. т. и тем самым получить наибольшую степень расширения газов после подвода к ним теплоты, смесь необходимо воспламенять с опережением, т. е. в конце сжатия, до подхода поршня к в. м. т. Если угол опережения зажигания установлен правильно, то видимое сгорание заканчивается на 10—15-м градусе угла поворота коленчатого вала после в. м. т. В этом случае процесс сгорания происходит при наименьшем объеме, а полезная работа цикла и его к. п. д. имеют наибольшие значения. Увеличение угловой скорости коленчатого вала двигателя способствует повышению скорости сгорания смеси вследствие более интенсивного ее завихрения. Вместе с тем увеличение угловой скорости уменьшает время, отводимое на сгорание. Опытным путем установлено, что при увеличении угловой скорости коленчатого вала, несмотря на повышение скорости сгорания, угол опережения зажигания следует увеличивать. Если рабочая смесь перед воспламенением подвергается воздействию высоких температур и давлений, то нормальное «сгорание в цилиндре двигателя при определенных условиях может перейти во взрывное (детонационное) сгорание или детонацию. Детонация сопровождается звонкими металлическими стуками, перегревом двигателя, хлопками черного дыма, выходящего из глушителя, а также неустойчивой работой двигателя. Работа двигателя при детонационном сгорании недопустима, так как вызывает не только ускоренный износ, но и разрушение деталей кривошипно-шатунного механизма. Продолжительная работа при детонационном сгорании приводит к снижению мощности и ухудшению топливной экономичности двигателя, а также к прогоранию поршней и выкашиванию антифрикционного слоя вкладышей подшипников коленчатого вала. Причиной детонации является образование активных перекиceй, которые представляют собой весьма нестойкие соединения, т. е. первичные продукты окисления углеводородных молекул, образующихся в результате взаимодействия активных молекул кислорода и топлива. Скорость сгорания смеси при детонации достигает скорости детонационной волны и находится в пределах 1500-2000 м/с. Процесс сгорания в дизелях Процесс воспламенения и сгорания топлива в дизелях значительно отличается от сгорания в двигателях с внешним смесеобразованием и происходит в более сложных условиях, так как в цилиндре находится воздух, а не заранее подготовленная рабочая смесь. Процесс сгорания можно разделить на четыре фазы (рисунок 2.7), в течение которых происходит подготовка топлива к сгоранию, сгорание основной части смеси и догорание оставшихся горючих ее составляющих. Первую фазу Ι называют периодом задержки воспламенения. Эта фаза занимает промежуток времени от момента начала впрыска топлива в цилиндр (от точки 1) до начала резкого повышения давления (до точки 2). В течение первой фазы происходят физико-химические процессы подготовки топлива к сгоранию практически без повышения давления по сравнению с линией сжатия (1-2). На продолжительность первой фазы оказывают влияние физикохимические свойства топлива, температура и давление сжатого воздуха и степень завихрения его в цилиндре. Во второй фазе ΙΙ происходит интенсивное тепловыделение и резкое повышение давления (участок 2—3). Интенсивное тепловыделение является результатом сгорания подготовленного топлива, поступившего в цилиндр в период задержки воспламенения, а также частичного сгорания поступающего топлива. Впрыск топлива в цилиндр может продолжаться в течение всей второй фазы или закончиться до ее окончания. Степень нарастания давления во второй фазе зависит не только от периода задержки воспламенения, но и от скорости подачи, качества распыливания и количества впрыскиваемого топлива. Рисунок 2.7 - Развернутая индикаторная диаграмма четырехтактного дизеля Среднее значение степени нарастания давления на линии сгорания 2—3, как и в двигателе с принудительным воспламенением, равно отношению αρ∆∆. Опытным путем установлено, что средняя величина отношения αρ∆∆ во второй фазе, при которой происходит нормальная (нежесткая) работа дизеля, не должна превышать 0,3—0,5 МН/м2 на 1° поворота коленчатого вала. Жесткая работа дизеля сопровождается высокими давлениями сгорания и стуками, вследствие чего она совершенно недопустима, так как приводит к усиленному износу и поломке деталей кривошипношатунного механизма. Наилучшую топливную экономичность дизеля можно обеспечить в том случае, если давление цикла достигает наибольшего значения при повороте коленчатого вала на 6—10° после в. м. т. На протекание второй фазы сгорания оказывают влияние период задержки воспламенения, распределение топлива по объему камеры сгорания, количество топлива, поступающего в течение первой фазы, а также скорость подачи и количество впрыскиваемого топлива во второй фазе. Третья фаза III соответствует периоду незначительного плавного изменения давления (участок 3—4). Она заканчивается при повороте коленчатого вала на угол, при котором температура газа достигает наибольшего значения. Впрыск топлива к началу третьей фазы обычно заканчивается. Процесс сгорания в третьей фазе происходит при пониженной скорости тепловыделения по сравнению со второй фазой, так как уменьшается концентрация кислорода, и, кроме того, горючая смесь перемешивается с продуктами сгорания. Температура же газа в этой фазе непрерывно увеличивается. Продолжительность третьей фазы зависит от характеристики топлива, степени завихрения заряда и величины коэффициента избытка воздуха. Если обеспечены оптимальные условия подачи топлива и протекания процесса сгорания, то температура в конце сгорания достигает наибольшего значения при повороте коленчатого вала на 20—35° после в. м. т. Четвертая фаза IV представляет собой период догорания топлива и начинается, когда температура цикла достигает максимального значения. Догорание топлива происходит у всех дизелей. Однако у быстроходных дизелей период догорания больше, чем у тихоходных. Окончание четвертой фазы совпадает с началом процесса расширения. Значительное догорание топлива при расширении вызывает повышение температуры отработавших газов и увеличение теплоты, отводимой в охлаждающую среду, что ухудшает топливную экономичность дизеля. Для уменьшения тепловых потерь в четвертой фазе необходимо активизировать процесс сгорания путем усиления интенсивности завихрения свежего заряда. Более интенсивное завихрение воздуха улучшает смесеобразование во всем объеме камеры сгорания, что обеспечивает эффективное протекание процесса сгорания. Однако одним вихревым движением нельзя полностью обеспечить качественное смесеобразование, вследствие чего приходится увеличивать коэффициент избытка воздуха а. Для автомобильных четырехтактных дизелей коэффициент а находится в пределах 1,3—1,7. Продолжительность впрыска топлива оказывает большое влияние на процесс сгорания и показатели цикла. При постоянной цикловой подаче топ- лива и равных углах поворота коленчатого вала короткий впрыск обеспечивает выделение большего количества теплоты при сгорании и более высокую степень нарастания давления, чем длительный впрыск. В случае большого угла опережения впрыска подача топлива происходит при сравнительно низкой температуре и малом давлении, что увеличивает период задержки воспламенения. К началу второй фазы в цилиндре скапливается большое количество топлива, вследствие чего процесс сгорания происходит при повышенных значениях максимального давления цикла, т. е. чрезмерно жестко. При малом угле опережения впрыска большая часть топлива сгорает во время расширения, что вызывает перегрев двигателя, повышение температуры отработавших газов, снижение степени нарастания давления при сгорании, а также ухудшает мощностные и экономические показатели работы двигателя. Увеличение нагрузки дизеля вызывает уменьшение коэффициента избытка воздуха, так как цикловая подача топлива при этом увеличивается, а количество воздуха, поступающего в цилиндр, практически остается постоянным или даже несколько уменьшается из-за его расширения при нагреве. Уменьшение нагрузки приводит к увеличению коэффициента избытка воздуха и, в отличие от работы карбюраторного двигателя при частично открытой дроссельной заслонке, улучшает топливную экономичность дизеля. Однако такое улучшение происходит при уменьшении нагрузки дизеля до определенного предела. Для улучшения экономических показателей дизеля необходимо при повышении угловой скорости коленчатого вала увеличивать угол опережения впрыска топлива. Температура и давление в конце сгорания Согласно первому закону термодинамики выделяющаяся в процессе сгорания теплота расходуется на увеличение внутренней энергии газа и совершение механической работы, а также частично отводится в охлаждающую среду. Общее количество теплоты, которое выделяется в цилиндре двигателя, меньше теплоты сгорания сгоревшего топлива, так как сгорание сопровождается неизбежными потерями вследствие химической неполноты сгорания и диссоциации (расщепления) продуктов сгорания. Для упрощения расчетов принимают, что изменение давления во время сгорания происходит так же, как в теоретическом цикле, т. е. для смешанного цикла при V = const и ρ = const, а для цикла быстрого сгорания — при V = const. Температуру конца сгорания определяют по так называемому уравнению сгорания, составленному для 1 кг введенного в двигатель топлива и представляющему собой тепловой баланс на участке сгорания cz. Принцип составления уравнения сгорания как для смешанного цикла, так и для цикла при V = const один и тот же, но уравнения сгорания получаются различными. Рисунок 2.8 - Участок сгорания неокругленной индикаторной диаграммы смешанного цикла ПРОЦЕСС ВЫПУСКА Процесс выпуска должен происходить таким образом, чтобы давление остаточных газов в конце выпуска и затрата работы ρ r на осуществление этого процесса были минимальными. В современных двигателях выпускной клапан открывается с опережением, что уменьшает работу, затрачиваемую при выпуске, и улучшает очистку цилиндра от отработавших газов. Однако при этом несколько уменьшается мощность двигателя из-за сокращения продолжительности процесса расширения. Давление отработавших газов в цилиндре во время выпуска не остается постоянным, так как из-за периодичности этого процесса в системе выпуска возникают упругие колебания газов. Так как колебания газов при выпуске не могут быть теоретически рассчитаны, то величину давления в процессе выпуска обычно принимают постоянной, равной некоторому среднему значению за весь этот процесс. Давление ρ r выпуска зависит от угловой скорости коленчатого вала двигателя, конструкции и размеров системы выпуска и находится в пределах 0,105—0,12 МН/м2. Температура отработавших газов зависит в основном от тех же факторов, что и температура в конце процесса расширения. Наибольшая температура отработавших газов получается при несколько обедненной смеси, т. е. приблизительно при коэффициенте α = 1,05 ч- 1,15. Дальнейшее обеднение смеси приводит к снижению температуры отработавших газов, так как, несмотря на увеличение продолжительности сгорания, максимальная температура цикла уменьшается. Ниже приведены значения температуры в конце выпуска Tr (в К): Карбюраторные двигатели ......... 900—1100 Дизели ......................................... 700—900 Отработавшие газы имеют значительную энергию, при использовании которой улучшается топливная экономичность поршневого двигателя. Энергию отработавших газов можно использовать в газовой турбине, служащей для привода центробежного нагнетателя, который осуществляет наддув поршневого двигателя. При использовании в газовой турбине энергии отработавших газов увеличивается сопротивление в системе выпуска, что повышает ρ r давление . Однако такое увеличение сопротивления полностью компенсируют повышением давления на впуске. Состав отработавших газов зависит от качества рабочей смеси, способов образования и воспламенения смеси, режима работы, технического состояния двигателя и т. д. В случае хорошо отработанной конструкции и исправного состояния двигателя состав отработавших газов в основном зависит от количества кислорода, находящегося в камерах сгорания двигателя. В отработавших газах, кроме углекислого газа, водяного пара и кислорода, содержатся токсические вещества. Основными составляющими, определяющими токсичность отработавших газов, являются окись углерода, окислы азота и альдегиды. Установлено, что наибольшее содержание окиси углерода в отработавших газах карбюраторных двигателей имеет место на режиме холостого хода, а также на малых и максимальных нагрузках двигателя. Это соответствует работе двигателя на богатых смесях (α < 1), т. е. при значительной неполноте сгорания топлива. Увеличению содержания окиси углерода в отработавших газах карбюраторных двигателей способствует неправильная регулировка карбюратора и системы зажигания, использование бензина с малым октановым числом и износ трущихся деталей двигателя (поршневых колец, поршней и стенок цилиндров). Отработавшие газы карбюраторных двигателей в условиях эксплуатации содержат 0,02—1% окиси углерода по объему. Необходимо учитывать, что при движении автомобиля отработавшие газы быстро перемешиваются с окружающим воздухом, что исключает образование местных загазованных зон. Отработавшие газы быстроходных дизелей содержат в 2—3 раза меньше окиси углерода по сравнению с карбюраторными двигателями. Это объясняется большим значением коэффициента избытка воздуха и более низкой температурой сгорания топлива. Окислы азота в отработавших газах составляют 0,001—0,2% по объему. Образованию окислов азота способствуют повышение температуры при сгорании и увеличение степени сжатия карбюраторных двигателей. Основными методами борьбы с токсичностью отработавших газов автомобильных двигателей являются следующие. Эксплуатируемые двигатели, а также их отдельные узлы и системы (особенно системы питания и зажигания) должны работать стабильно. Опытным путем установлено, что при впрыске легких топлив в цилиндры дизеля окислов углерода и азота в отработавших газах образуется меньше, чем у карбюраторных двигателей, что объясняется сравнительно медленно протекающим процессом сгорания и пониженными температурами процесса. Дизели, работающие как на тяжелых, так и на легких фракциях нефтяных топлив (бензинах и др.), получили название многотопливных. Следовательно, использование легких топлив в дизелях приводит к уменьшению токсичности отработавших газов. Токсичность отработавших газов двигателей с факельным зажиганием значительно меньше (см. ниже) вследствие того, что в этих двигателях Смесь сгорает при больших значениях коэффициента избытка воздуха. Использование для двигателей сжиженных газов (пропанобутановых смесей) также позволяет значительно снизить токсичность отработавших газов. Эффективным способом борьбы с токсичностью отработавших газов является дожигание. Дожигатели можно подразделить на каталитические и пламенные. Каталический дожигатель устанавливают около выпускного трубопровода двигателя. Он представляет собой корпус с расположенным внутри него катализатором. Катализатор, изготовленный из платиноалюминиевого сплава, ванадия или окиси кобальта, наносят тонким слоем на керамические стержни, шарики или решетки. Отработавшие газы проходят вместе с засасываемым воздухом через катализатор, который обеспечивает догорание горючих токсических веществ, находящихся в газах. Пламенные дожигатели применяют для уменьшения токсичности отработавших газов дизелей. В этом случае отработавшие газы, температура которых значительно ниже, подогревают специальной горелкой, работаю- щей на жидком топливе и находящейся в отдельной камере. Повышение температуры отработавших газов обеспечивает сгорание токсических примесей. Контрольные вопросы. 1. Из каких процессов состоит рабочий цикл четырехтактного двигателя? 2. Из каких процессов состоит рабочий цикл двухтактного двигателя? 3. Дайте характеристику процессу впуска? 4. Дайте характеристику процессу сжатия? 5. Дайте характеристику процессу сгорания? 6. Дайте характеристику процессу расширения? 7. Дайте характеристику процессу выпуска? 8. Сформулируйте особенности цикла двухтактного двигателя? 9. Изобразите индикаторную диаграмму четырехтактного двигателя и объясните принцип его работы? 10. Изобразите индикаторную диаграмму двухтактного двигателя и объясните принцип его работы? 11.Запишите формулу для определения среднего индикаторного давления цикла поршневого двигателя. 12.Какие эффективные показатели д.в.с. вы знаете? 13.Как определяется механическая КПД двигателя? Лекция 3 ОСНОВЫ ДИНАМИКИ ДВИГАТЕЛЯ План: 3.1 Кинематика кривошипно-шатунного механизма 3.2. Массы движущихся частей кривошипно-шатунного механизма 3.3 Динамика кривошипно-шатунного механизма 3.4 Общая динамика двигателя 3.5 Уравновешивание двигателей 3.1 Кинематика кривошипно-шатунного механизма При работе двигателя в кривошипно-шатунном механизме возникают усилия, в значительной мере определяющие условия работы 'главных, наиболее нагруженных деталей. Величина этих усилий может быть установлена на основании исследования динамики кривошипно-шатунного механизма. Такое исследование позволяет воспроизвести картину всех сил и обосновать конструктивные размеры главных деталей двигателя. Кинематика и динамика кривошипно-шатунного механизма обычно рассматриваются при постоянном числе оборотов коленчатого вала в минуту, т. е. при установившемся режиме работы двигателя. Характерными параметрами кривошипно-шатунного механизма (рисунок 3.1) являются: I — длина, шатуна; г — радиус кривошипа; λ =r/l отношение радиуса кривошипа к длине шатуна ; S — ход поршня; а — угол между осью кривошипа и осью цилиндра; β — угол между осью шатуна и осью цилиндра. Угловая скорость коленчатого вала составляет ω= 2πn πn 1 = 60 30 cek где п — число оборотов коленчатого вала в минуту. При этом окружная скорость ω = ωr = πrn 30 а ускорение Путь поршня x = r (1 − cos α + λ / 2 sin 2 α ) ,м (3.1) Применяя уравнение (3.1) для различных углов поворота коленчатого вала, получим Рисунок. 3.1 Схема сил, действующих в кривошипно-шатунном механизме Скорость поршня определяется как первая производная пути поршня по времени: ω= где dx dx da  2λ  da = ≈ r  sin α cos α + sin α  dt da dt  2  dt dx = ω - угловая скорость вращения вала в данный момент, dt 1/ сек. Если предположить, что угловая скорость постоянна, то после преобразований получим ω ≅ ωr (sin α + λ 2 sin 2α ) ,м/сек. (3.2) Из уравнения 3.2 следует, что при α = 0 и α =180° ω = 0, а при α = 90° ω = r α , т. е. скорость поршня равна окружной скорости коленчатого вала. Нужно отличать истинную скорость поршня в данный момент от средней скорости поршня: cm = 2 Sn Sn = ,м/сек 60 30 Ускорение поршня определяется как первая производная скорости движения поршня по времени: Рисунок. 3.2. Характер изменения пути, скорости и ускорения поршня в зависимости от угла йово -рота коленчатого вала Ускорение достигает наибольшей величины в тот момент, когда пор- При положении поршня в н. м. т. (а= 180°) шень находится в в. м. т. (а=0), тогда Характер изменения пути, скорости и ускорения поршня в зависимости от угла поворота коленчатого вала показан на рисунке 3.2 3.2. Массы движущихся частей кривошипно-шатунного механизма Массы движущихся частей кривошипно-шатунного механизма разделяют на массы, движущиеся возвратно-поступательно, и массы, совершающие вращательное движение. Распределение масс производят следующим образом. Массу поршневого комплекта тп (поршень, палец, кольца) полностью относят к массам, совершающим возвратно-поступательное движение. Точкой приложения этой массы считают ось поршневого пальца. Для расчетов массу шатуна принято заменять двумя массами: где тш — масса шатуна; m1 — масса, сосредоточенная в верхней головке шатуна, и относимая к массе, совершающей возвратно-поступательное движение; т2 — масса, сосредоточенная в нижней головке шатуна и относимая к массе вращающихся частей. По данным В. Н. Болтинского, обобщающим показатели распределения масс у шатунов современных двигателей, следует принимать m1 = (0,2÷0,3) тш m2 = (0,7 ÷ 0,8) тш. Тогда масса частей, движущихся возвратно-поступательно и отнесенная к оси поршневого пальца, будет m = mп + m1 = mп + (0,2+ 0,3)/ тш Рисунок. 3.3. Схема колена вала а масса вращающихся частей, отнесенная к оси шатунной шейки, т2 = тк+т2 = тк + (0,7 + 0,8) тш, где тк — неуравновешенная и редуцированная на радиус масса одного колена. • На рисунке 3.3 показано одно колено вала, неуравновешенной частью которого является м-асса, соответствующая заштрихованному контуру aghb. Эта масса может быть разделена на две массы: ттк — соответствующая контуру eghf с радиусом вращения г и md, соответствующая контуру aefb с радиусом вращения р. Для редуцирования массы tnd с радиуса р на радиус г необходимо сохранить равенство между центробежными силами новой массы та.г и массы та при том же значении и, т. е. и окончательно тк = тшк + mdr. При проведении расчетов величину масс тп, тш, тк, тr подсчитывают по чертежам или принимают по прототипу. 3.3 Динамика кривошипно-шатунного механизма. При работе двигателя детали кривошипно-шатунного механизма находятся под воздействием следующих основных сил: давления газов на поршень; сил инерции масс, движущихся возвратно-поступательно и вращающихся, и веса. По мере вращения вала эти силы, за исключением веса, меняют свою величину и направление. Наибольших значений достигают силы давления газов и силы инерции. Поэтому, определяя исходные данные для расчета на прочность, обычно учитывают только эти силы. Силы давления газов. Абсолютные значения и характер изменения сил давления газов в зависимости от угла поворота вала могут быть определены на основании индикаторной диаграммы: P = Fp=F(pi(x)-p0) кг, (3.3) где: Р — усилие от давления газов, нагружающих поршень и головку цилиндра, кг; р — рабочее давление, кг/см2; Pi (x) — давление газов, замеренное, по индикаторной диаграмме в данный момент, кг/см2; ро — атмосферное давление, кг/см2; F — площадь поршня, см2. Силы инерции. Как известно, сила инерции равна произведению массы на ускорение, взятое с обратным знаком. Знак ускорения возвратно-поступательно движущихся масс двигателя (в принятой системе координат) определяется обычно в зависимости от а — угла поворота кривошипа коленчатого вала. Поэтому авторы сочли возможным в выражениях для сил инерции (Х1 Х2 и S) сохранять всюду знак плюс, определяя их направление в зависимости от значений тригонометрических функций для заданных углов а. Таким образом, силы инерции частей, движущихся возвратнопоступательно, отнесенные к оси поршневого пальца, определяются по выражению: X = (mп + m1) j = (mп + m1)ω²r (cos а + λcos 2а), или X = mω²r (cos а + λcos 2а), кг Силы инерции X можно рассматривать как сумму двух слагаемых: сил инерции первого порядка X1 и сил инерции второго порядка Х2, тогда: X = Х1 + Х2 = mω²r cos а+ mω²rλ cos 2а кг. Периодом изменения сил инерции первого порядка является один оборот коленчатого вала, а периодом изменения сил инерции второго порядка — полоборота коленчатого вала. Силы инерции неуравновешенных вращающихся масс (центробежные силы инерции), сосредоточенные в нижней головке шатуна, составляют S = (mK + m2) ω²r кг, или S = m2 ω²r кг. Эти выражения служат при определении сил, действующих на коренную шейку вала. При определении сил, действующих на шатунную шейку вала, принимают S = m2 ω²r. 3.4 Общая динамика двигателя Чтобы получить представление о действующих нагрузках следует рассматривать изменение суммарных сил за один цикл работы двигателя. Схема центрального кривошипно-шатунного механизма показана на рисунке. 3.1 • Суммарные силы, действующие по оси цилиндра. Давление газов в цилиндре двигателя передается на головку цилиндра и днище поршня. Давление направлено по оси цилиндра и определяется по уравнению 3.3. Наибольшего значения это давление достигает при максимальном давлении сгорания Pz(max) . - Суммарное давление на поршень Ps от действия газов и сил инерции частей, движущихся возвратно-поступательно, направлено по оси цилиндра и передается на поршневой палец и связанный с ним подшипник верхней головки шатуна (точка А): РE = Р + Х кг. Силы, действующие по оси шатуна и на стенку цилиндра. В общем случае, сила РE раскладывается на две составляющие: по направлению шатуна Рt и нормально к оси цилиндра N. Эти составляющие равны: Сила Pt Передается по шатуну на шатунную шейку коленчатого вала. Сила N прижимает поршень к стенкам цилиндра, вызывая трение поршня о стенку цилиндра и тем самым определяя их износ. Тангенциальные и нормальные силы, действующие на шатунную шейку. На шатунную шейку вала передается сила Pt, приложенная к центру нижней головки шатуна. Эту силу можно разложить на две составляющие: тангенциальную Т, направленную касательно к окружности, описываемой радиусом колена, и нормальную Z, направленную по радиусу колена. Тогда в соответствии со схемой Суммарная радиальная сила Zs, приложенная к шатунной шейке коленчатого вала, равна алгебраической сумме сил Zs = Z + S = m2 ω²r+Z кг Тогда равнодействующая сила, приложенная к шатунной шейке, будет равна Крутящий момент двигателя. Прикладывая в центре вращения вала две равные противоположно направленные параллельные силы Pt, получаем Mm = Pth и свободную силу Pt, воспринимаемую коренными подшипниками вала. Но так как то Таким образом, тангенциальная сила является силой, предопределяющей крутящий момент на валу двигателя. Крутящий момент непрерывно изменяется и в мертвых точках он равен нулю (так как h = 0). Радиус колена г=const, поэтому закон изменения Мт и T в зависимости от угла поворота вала является одинаковым. На рисунке. 3.4 показана кривая Mm = f (а) одного цилиндра четырехтактного двигателя. Для определения крутящего момента двигателя в целом необходимо графически суммировать крутящие моменты отдельных цилиндров. При этом следует учесть смещение процессов, происходящих в отдельных цилиндрах в соответствии с угловым интервалом между рабочими ходами. Эффективный крутящий момент на валу двигателя меньше среднего суммарного крутящего момента, так как при построении диаграммы не учитывались потери на трение в сопряженных узлах двигателя и на привод вспомогательных механизмов. Следовательно, i M c = (∑ M m ) cpη m , кгм, 1 где η m — механический к. п. д. двигателя. Рисунок. 3.4. Изменение крутящего момента одного цилиндра четырехтактного двигателя в зависимости от угла поворота вала Силы, приложенные в центре коленчатого вала. При разложении силы Pt, приложенной в центре коленчатого вала, на силы, действующие по оси цилиндра и нормально к его оси, получим Сила PΣ , приложенная к центру коленчатого вала двигателя, передается через коренные подшипники на остов двигателя. Противоположно ей, по вертикальной оси двигателя действует сила давления газов Р, передаваемая на головку цилиндра. Рисунок 3.5 Характер изменения сил, действующих в кривошипно-шатунном механизме, в зависимости от угла поворота вала за весь рабочий цикл двигателя Силы Р и Ps при алгебраическом суммировании дадут свободную силу X: Р — РE = X = m2 ω²r (cos a + λcos2a). Эта сила передается через коренные подшипники остову двигателя. Суммарная радиальная сила, приложенная к коренной шейке вала, равна алгебраической сумме сил ZE=--Z + S = Z + mr ω²r Силы N, приложенные в центре коленчатого вала и в центре поршневого пальца, противоположно направленные, но равные по величине, дают так называемый обратный крутящий момент. Принимая направление момента Мт положительным, получим: Мо = — NA. Обратный крутящий момент Мо по величине равен крутящему моменту двигателя Мт= — Мо. При работе двигателя обратный крутящий момент передается раме, на которой установлен двигатель. На рисунке. 3.5 показан характер изменения сил, действующих в кривошипно-шатунном механизме одноцилиндрового четырехтактного двигателя в зависимости от угла поворота вала за весь рабочий цикл. Все силы отнесены к единице площади поршня. 3.5 Уравновешивание двигателей Двигатель называется уравновешенным, если при установившемся режиме работы силы, передаваемые его раме, постоянны по величине и направлению. При рассмотрении динамики одноцилиндрового двигателя было установлено, что неуравновешенными в таком механизме остаются следующие силы и моменты: силы инерции возвратно-поступательно движущихся частей Х1 = mrω2 cosa; Х 2 = mr2 λ cos 2a; центробежные силы инерции неуравновешенных вращающихся масс S = mгrω2 и oбратный крутящий момент М0 = -Мm. Неуравновешенные силы и их моменты передаются остову двигателя и раме машины. Они воздействуют на опоры и крепления двигателя, на раму и ходовую часть машины и вызывают ускоренное разрушение их. Кроме того, периодически действующие силы и моменты вызывают вибрацию системы, которая может быть опасной при возникновении явлений резонанса, т. е. при совпадении периода свободных колебаний всей системы с периодами действующих сил. Для устранения подобных явлений используют способ уравновешивания. К уравновешиванию транспортных двигателей предъявляются повышенные требования, так как рама машины по своим габаритам ограничена весовыми параметрами машины. Методы уравновешивания двигателей различны и зависят от числа и расположения цилиндров и колен вала. Уравновешивание двигателей достигается двумя, способами: выбором расположения цилиндров и колен: вала, при котором силы, инерции различных цилиндров взаимно уравновешиваются; применением противовесов, неуравновешенные силы которых служат для уравновешивания сил инерции двигателя. У автотракторных двигателей обратный крутящий момент Мо не уравновешивается и при работе двигателя передается раме машины. Поэтому рассмотрение вопросов уравновешивания производится лишь в отношении сил инерции масс, движущихся возвратнопоступательно Х1 и Х2 и центробежных сил инерции вращающихся масс S. Контрольные вопросы 1. Какие силы действуют на поршень? 2. Что такое коэффициент λ и его влияние на конструкцию двигателя? 3. Из каких сил складывается суммарная сила инерции возвратнопоступательных масс? 4. Какой силой создается крутящий момент, как он появляется и чему равен? 5. Что понимается под уравновешиванием двигателя? 6. Какие силы, действующие в КШМ, относят к неуравновешанным? 7. Назовите способы уравновешивания сил инерции и центробежных сил 8. Какая схема коленчатого вала даёт наиболее благоприятные условия для уравновешивания двигателя? Лекция 4 СИСТЕМЫ ПИТАНИЯ ДИЗЕЛЬНЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ План: 4.1 Работа и приборы системы питания дизельного двигателя 4.2 Процесс смесеобразования в дизелях 4.3 Камеры сгорания 4.4 Многоплунжерный топливный насос 4.1 Работа и приборы системы питания дизельного двигателя В дизельных двигателях горючая смесь готовится внутри цилиндров двигателя. Впрыск топлива в область сжатого воздуха начинается за 15... 30° до подхода поршня к верхней мертвой точке. При работе двигателя воздух, пройдя через воздухоочиститель, поступает по впускному коллектору в цилиндр двигателя. При пуске холодного двигателя воздух во впускном коллекторе подогревается электрофакельным подогревателем. Топливо из бака проходит через расходный кран и по топлипопроводу поступает в фильтр грубой очистки и, пройдя грубую очистку, топливо подкачивающим насосом под давлением 0,07 ... 0,1 МПа (0,7 ... 1,0 кгс/см2) подается в фильтр тонкой очистки. Пройдя тонкую очистку, топливо поступает в топливный насос высокого давления, которым по топливопроводам высокого давления нагнетается в форсунки. Форсунки под давлением 12 ... 17 МПа (120 ... 170 кгс/см2) впрыскивают необходимыми порциями топливо в камеры сгорания цилиндров двигателя, где оно смешивается и распыляется с находящимся и нагретым за счет такта сжатия воздухом. Приготовленная таким образом горючая смесь самово-спламеняется, после чего начинается такт расширения. Излишки топлива по сливной трубке, из топливного насоса возвращаются обратно в топливо-подкачивающий насос, а топливо, просочившееся через зазоры между деталями форсунок, отводится от них по сливной трубке в топливный бак. Отработавшие газы из цилиндров по выпускному коллектору и через глушитель поступают в окружающую среду. Количество подаваемого топлива на различных эксплуатационных режимах обеспечивается регулятором. Топливный бак служит для создания необходимого запаса топлива, обеспечивающего бесперебойную работу двигателя с полной нагрузкой в 52 течение не менее 10 часов. Сверху бак имеет заливную горловину с линейкой для замера уровня топлива и сетчатым фильтром. Горловина закрывается крышкой с отверстием и проволочной набивкой для очистки воздуха, поступающего внутрь бака. В нижней части бака имеются сливной и расходный краны. Топливопроводы служат для соединения и подачи топлива из бака к отдельным приборам топливной системы. Они бывают низкого и высокого давлений. Топливопроводы низкого давления предназначены для подвода топлива от топливного бака к насосу высокого давления. Их изготавливают из латунных или медных трубок и присоединяют к агрегатам и приборам системы питания с помощью накидных гаек с цилиндрическим, коническим или ступенчатым зажимом. Топливопроводы высокого давления предназначены для подвода топлива от топливного насоса высокого давления к форсункам. Их изготавливают из толстостенных цельнотянутых стальных трубок. Для плотного присоединения к форсункам и секциям топливного насоса концы трубок путем высадки ее стенок выполнены в виде конуса и на трубку надевают уплотнительную шайбу. Топливные фильтры предназначены для очистки топлива от механических примесей и воды. Различают фильтры грубой и тонкой очистки. Сетчатый фильтр грубой очистки имеет сетчатый фильтрующий элемент, состоящий из отражателей латунной сетки с ячейками размером 0,09 мм. Он смонтирован на резьбовой втулке, которая ввертывается в корпус и прижимает к нему распределитель, имеющий восемь отверстий, равномерно расположенных по окружности. Фильтрующий элемент находится внутри стакана, который закреплен на корпусе при помощи нажимного кольца и болтов. Стык между стаканом и корпусом уплотнен паронитовой прокладкой. В нижней части стакана установлен успокоитель. В резьбовую втулку стакана ввернута сливная пробка. Во время работы двигателя топливо подводится в фильтр через топливоподводящую трубку и отверстия распределителя. Затем оно стекает вниз через кольцевую щель между отражателем и стенкой стакана. Часть топлива по инерции попадает под успокоитель, где оседают механические примеси и вода, находящиеся в топливе. Через центральное отверстие успокоителя топливо поднимается вверх к сетке фильтрующего элемента. Пройдя через сетчатый элемент, топливо очищается от мелких механических примесей и через центральное отверстие корпуса поступает к топливоотводящей трубке. Кроме сетчатого фильтра, применяются ленточно-щелевые, пластинчато-щелевые, фильтры-отстойники. Фильтр тонкой очистки очищает топливо от мельчайших механических примесей и воды. Он имеет несколько топливно-фильтрующих элементов, установленных в корпусе. В нижней части корпуса преду- смотрено отверстие, закрытое сливной пробкой, для слива отстоенного топлива из фильтра. Фильтрующие элементы состоят из цилиндрических картонных элементов, заключенных в жестяные крышки каркасов с отверстиями для прохода топлива, и фильтрующих штор, изготовленных из специальной бумаги в виде многогранной гармошки. В верхней и нижней частях фильтрующие элементы уплотнены резиновыми кольцами. Каждый из них надет на опорный штырь. Сверху на корпус фильтра устанавливается крышка, над которой смонтирован продувочный вентиль. Все фильтрующие элементы работают параллельно. Поток топлива под давлением топливоподкачивающего насоса входит через отверстие по каналу в корпус фильтра, а затем проходит через отверстия каркаса и через фильтрующие шторы внутрь фильтрующего элемента. Очищенное от мельчайших примесей топливо по каналам через отверстие направляется топливопроводом низкого давления в топливный насос. Продувочный вентиль служит для выпуска воздуха, попавшего в топливную систему двигателя. Если во время работы топливо подкачивающего насоса отвернуть рукоятку вентиля, то запорный шарик под давлением топлива отходит от гнезда и через открывшееся отверстие из корпуса фильтра по трубке для удаления воздуха наружу выходит топливо. Топливоподкачивающий насос (подкачивающая помпа) служит для подачи топлива к насосу высокого давления, прокачивая его через фильтры и обеспечивая его нормальную работу на всех режимах работы двигателя. Наибольшее распространение на дизельных двигателях получили топливоподкачивающие насосы поршневого типа. Их устанавливают на корпусе топливного насоса. В действие он приводится от кулачкового вала топливного насоса. Основой подкачивающей помпы служит корпус, внутри цилиндрической части которого помещен поршень. С наружной стороны в поршень упирается пружина, а с внутренней шток толкателя. Впускным каналом, закрываемым впускным клапаном, цилиндр связан с впускным отверстием, через которое в насос поступает топливо, и вторым каналом - с нагнетательным, закрытым нагнетательным клапаном, по которому топливо выходит из цилиндра. Работает помпа следующим образом. При вращении вала топливного насоса кулачок перемещает толкатель вперед. Это движение через шток передается поршню. Давление топлива над поршнем при этом возрастает, а под поршнем снижается, поэтому впускной клапан закрывается, а нагнетательный открывается, и топливо из полости над поршнем перетекает в полость под поршнем. Когда кулачок при дальнейшем вращении вала начнет отходить от ролика толкателя, пружина, воздействуя на поршень, перемещает его вниз. При этом открывается впускной клапан и топливо, поступая из фильтра грубой очистки, заполняет полость над поршнем. В этом случае нагнетательный клапан остается закрытым, а топливо из-за давления при этом под поршнем, начинает выходить из насоса по нагнетательному каналу. После прихода поршня вниз и при дальнейшем вращении вала про- цесс повторяется. Для подачи топлива в фильтры при неработающем двигателе служит насос ручной подкачки. Топливный насос высокого давления предназначен для подачи в камеры сгорания цилиндров дизельного двигателя точно отмеренных порций топлива под высоким давлением и в заданный момент времени. На тракторных дизельных двигателях устанавливают топливные насосы двух типов - многоплунжерные и одноплунжерные распределительного типа. Основное применение на тракторах нашли многоплунжерные насосы. Многоплунжерный топливный насос состоит из корпуса, служащего основой насоса. Внутри корпуса расположены насосные секции, количество которых соответствует количеству цилиндров. Каждая секция устроена и работает одинаково. В нижней части корпуса на шарикоподшипниках установлен кулачковый вал. Над каждым кулачком вала располагается толкатель с роликом. Ролик при вращении кулачкового вала катится по профилю кулачка и заставляет толкатель совершать возвратнопоступательное движение. На верхней части корпуса укреплена головка насоса с П-образным каналом. В головке установлены гильзы с плунжерами, соединенными в нижней части с пружинами. Над каждой гильзой находится нагнетательный клапан. Насос крепится в передней части двигателя болтами, пропущенными через отверстия в плите. Топливный насос работает следующим образом. Топливо, пройдя через фильтр тонкой очистки, по топливопроводу поступает в П-образный канал, в конце которого установлен перепускной клапан, отрегулированный на давление 0,07 ... 0,09 МПа (0,7 ... 0,9 кгс/см2). При возрастании давления в канале больше допустимого клапан пропускает топливо через полый болт и трубку в топливоподкачивающий насос. При вращении кулачкового вала и при набегании ролика на кулачок толкатель перемещается вверх и передвигает плунжер вверх, одновременно сжимая пружину. Когда кулачок начнет уходить вниз, пружина заставит плунжер также перемещаться вниз. Таким образом, во время работы насоса плунжер все время совершает возвратно-поступательные движения. Плунжеры всех насосных секций поворачиваются одновременно с помощью рейки. На ней укреплены хомутики, в пазы которых входят поводки плунжеров. Кулачковый вал насоса получает вращение от коленчатого вала двигателя. Для изменения угла опережения впрыска топлива, кулачковый вал с шестерней соединяют при помощи соединительной шайбы. 4.2 Процесс смесеобразования в дизелях. Смесеобразование в дизелях протекает внутри цилиндров двигателя за очень короткие промежутки времени, исчисляемые тысячными долями секунды. Для получения однородной смеси тонкораспыленного топлива (частички диаметром 0,002...0,003 мм) с достаточным количеством воздуха в дизелях применяют ряд специальных конструктивных и эксплуата- ционных мер. Улучшение разделения топлива на мельчайшие частички достигается увеличением скорости его истечения из сопла форсунки за счет повышения давления впрыска, правильным выбором факела (угла конуса) распыливания, сочетанием механического распыливания топлива с испарением со стенок камеры сгорания. В связи с кратковременностью процесса смесеобразования в дизеле и необходимостью получения весьма однородной смеси в цилиндры дизеля поступает значительно больше воздуха, чем это теоретически необходимо (а — 1,2... 1,7). Только при таких условиях каждая частичка топлива имеет вокруг себя необходимое для полного сгорания количество кислорода. Наилучшее наполнение цилиндров очищенным воздухом достигается снижением сопротивления воздухоочистителя и впускных каналов, применением специальных турбокомпрессоров (турбонаддув), оптимальным выбором продолжительности фазы впуска. Достаточное количество воздуха в цилиндре и тонкое распыливание топлива являются необходимыми, но недостаточными условиями для получения однородной смеси, полностью сгорающей в цилиндре. Важный фактор, способствующий приготовлению однородной смеси, — образование интенсивных воздушных потоков в камере сгорания. Показатели работы дизеля зависят не только от качества смесеобразования, но и от полноты и своевременности сгорания впрыскиваемого топлива. Подача топлива в цилиндры дизеля должна происходить с некоторым опережением (до прихода поршня в в. м. т.). В этом случае топливо успевает до воспламенения частично испариться и тщательно перемешаться с воздухом, а образовавшаяся при этом смесь сгорает достаточно полно и дает максимальное давление газов сразу же после перехода поршнем в. м. т. Рисунок 4.1 Камеры сгорания дизельных двигателей: а, б и в — неразделенные камеры сгорания в днище поршня; г — разделенная вихревая камера; д — разделенная камера (предкамера); / — форсунка; 2 — камера сгорания; 3 — соединительный канал; 4 — полость цилиндра; 5 — вихревая камера; 6 — предкамера. 4.3 Камеры сгорания Камеры сгорания дизельных двигателей бывают неразделенного и разделенного типа. Неразделенная камера сгорания дизельного двигателя (рисунок. 4.1, а, б, в) представляет собой компактную полость, ограниченную фасонным днищем поршня, а также поверхностями головки и стенок цилиндра. Форму неразделенной камеры сгорания выбирают в зависимости от расположения форсунки, количества, направления и формы струй топлива, вводимого через форсунку. Камера должна обеспечивать интенсивное завихрение в процессе смесеобразования. Компактная неразделенная камера сгорания имеет на единицу объема наименьшую поверхность, что ограничивает потери теплоты через ее стенки. Это обстоятельство объясняет основные преимущества дизелей с неразделенными камерами сгорания: сравнительно легкий пуск (теплота сжимаемого воздуха меньше теряется через стенки камеры сгорания) и высокая топливная экономичность. Дизельные двигатели с неразделенными камерами сгорания могут иметь объемное или пленочное смесеобразование. Объемное смесеобразование характеризуется равномерным распределением тонкораспыленного топлива по объему камеры сгорания. Дизели с неразделенными камерами сгорания и объемным смесеобразованием требуют более высокого давления впрыска (от 15...30 и до 150 МПа) для лучшего распыления топлива в условиях ограниченного завихрения воздуха в камере сгорания и применения топлива повышенного качества. Кроме того, эти дизели отличаются жесткой работой: нарастание давления в процессе сгорания у них составляет 0,6...! МПа на 1° поворота коленчатого вала. При пленочном смесеобразовании основная часть топлива подается форсункой на горячие стенки камеры сгорания, где и распределяется в виде тонкой (0,015 мм) пленки. И только около 5 % разовой подачи топлива, распыляясь в сжатом воздухе, определяет начало воспламенения рабочей смеси. Вследствие большой поверхности пленки и высокой температуры стенок камеры сгорания топливо быстро испаряется и вихревым движением воздушного заряда постепенно подается в зону горения. Такие дизели имеют повышенную полноту сгорания топлива, работают экономично, отличаются мягкой работой, неприхотливы к качеству топлива (могут работать на различном топливе — дизельном, керосине, бензине). Вместе с этим дизели с пленочным смесеобразованием имеют несколько усложненную топливную аппаратуру, что связано с двухфазным впрыском топлива. Применяют два основных типа разделенных камер сгорания: с вихревыми камерами и с предкамерами. Камера сгорания с вихревой камерой (рисунок 4.1,г) состоит из сферической полости 5 (вихревая камера) и полости 4, ограничиваемой поверхностями днища поршня с выемкой и головки цилиндров. В полость вихревой камеры входит распылитель форсунки 1. Соединительным каналом 3 полости 5 и 4 связаны между собой, Объем вихревой камеры составляет примерно 60...70 % от всего объема камеры сгорания. При такте сжатия воздух из цилиндра через соединительный канал 3 поступает в полость 5. Благодаря сферической форме камеры 5 и расположению канала 3 по касательной к сфере образуются интенсивные вихревые потоки. Впрыскиваемое в вихревую камеру топливо подхватывается воздушными потоками, тщательно перемешивается с воздухом и само воспламеняется. В процессе горения давление в вихревой камере повышается. Не успевшая сгореть рабочая смесь и продукты начавшегося горения перетекают черёз соединительный канал 3 в цилиндр и там догорают. В дизелях с предкамерами (рисунок 4.1, д.) смесеобразование протекает так. При сжатии воздух из цилиндра через соединительный канал 3 сильной струей поступает в предкамеру 6, объем которой составляет 0,25...0,40 объема камеры сгорания. Во встречный воздушный поток через форсунки впрыскивается топливо. Образовавшаяся смесь воспламеняется и вследствие повышенного в предкамере давления начинает поступать в цилиндр со скоростью 200... 300 м/с, интенсивно перемешиваясь и увеличивая давление газов на поршень. Основные преимущества дизелей с разделенными камерами сгорания: качественное смесеобразование при умеренном давлении впрыска топлива (11...13 МПа) за счет интенсивного завихрения воздуха и смеси; сравнительно плавное нарастание давления на поршень (0,2...0,3 МПа на 1° поворота коленчатого вала) вследствие дросселирования газов через соединительный канал 3. Однако эти дизели имеют ряд существенных недостатков, ограничивающих их применение. К ним относятся в первую очередь пониженная топливная экономичность и затрудненный пуск. Эти недостатки связаны с повышенными тепловыми потерями через стенки камеры сгорания вследствие ее не компактности и со значительными энергетическими потерями на дросселирование газов через соединительный канал 3 из цилиндра в вихревую камеру 5 или предкамеру 6 и обратно. Как уже отмечалось, для улучшения наполнения цилиндров дизеля свежим зарядом воздуха применяют турбонаддув. Турбокомпрессор, схема которого показана на рисунке 4.2, связан с выпускным / и впускным 5 каналами двигателя. Рисунок. 4.2. Схема работы турбо-компрессора: 1 — выпускной канал; 2 — колесо турбины; 3 — вал; 4 — колесо компрессора; 5 — воздушный канал. Отработавшие газы (ОГ), выходя из цилиндра в атмосферу, имеют значительную энергию, которая обычно остается неиспользованной. Здесь же выходящие газы сначала попадают на лопатки турбинного колеса 2 и вращают его с частотой 30-103...50-103 мин-1. Вращение от турбинного колеса через вал 3 передается на колесо 4 компрессора. Засасываемый компрессором воздух (В) нагнетается затем под давлением 0,13...0,15 МПа в цилиндры дизеля. Повышение наполнения цилиндров воздухом позволяет подавать и сжигать в них большее количество топлива. За счет этого мощность двигателя повышается на 25...30 %. Вместе с этим применение турбонаддува увеличивает тепловую и механическую напряженность деталей кривошипно-шатунного механизма. 4.4 Многоплунжерный топливный насос Топливный насос высокого давления обеспечивает подачу под давлением точно отмеренных порций топлива к форсункам цилиндров в соответствии с нагрузочным и скоростным режимами работы дизеля в заданный момент. Такой насос должен развивать давление 12...13 МПа, а иногда и до 150 МПа. С наименьшими затруднениями такое высокое давление можно получить насосом плунжерного (золотникового) типа. Схема плунжерного насоса показана на рисунке 4.3. Плунжер / совершает в гильзе 2 возвратно-поступательное движение: вниз — за счет силы пружины 6, вверх — под воздействием вращающегося кулачка 8 и толкателя 7. Топливо к насосной паре гильза — плунжер (плунжерная пара) подводится через впускной канал 5, отводится через обратный (нагнетательный) клапан 3 и топливопровод 4. Рисунок 4.3. Схема плунжерного насоса: / — плунжер; 2 — гильза; 3 — клапан; 4 — топливопровод; 5 — впускной канал; 6 — пружина; 7 — толкатель; 8 — кулачок. Плунжерная пара работает так. При движении плунжера вниз (рисунок 4.4, а) в рабочей полости 5 гильзы 2 создается разрежение. Нагнетательный клапан 3 закрывается, и полость 5 изолируется от топливопровода 4. Как только плунжер открывает впускной канал 6, топливо заполняет полость 5. При ходе плунжера / вверх вначале перекрывается впускной канал (рисунок 4.4,6). Затем топливо, сжимаемое в изолированной полости 5, открывает нагнетательный клапан 3 и проходит в топливопровод 4. Подача топлива в топливопровод продолжается до тех пор, пока винтовая кромка 9 на плунжере не откроет перепускной канал 7 (рисунок 4.4, в ). Теперь надплунжерная полость с давлением 30...50 МПа через канал 8 в плунжере соединяется с перепускным каналом 7, где давление не превышает 0,1 МПа. Давление в полости 5 резко падает, нагнетательный клапан 3 закрывается, и подача топлива в топливопровод быстро прекращается. Количество т о п л и в а, подаваемого плунжерной парой, регулируется изменением хода нагнетания плунжера Н от момента перекрытия впускного Канала до момента открытия винтовой кромкой перепускного канала. Осуществляется это поворотом плунжера посредством поводка 7 (рисунок 4.5), в результате чего изменяется по высоте положение винтовой кромки 6 плунжера относительно перепускного канала 2. Так, при повороте плунжера по часовой стрелке на угол а точка /С винтовой кромки перемещается в точку /С' напротив перепускного канала. Рабочий ход плунжера при этом уменьшается на величину Н, так как перепуск топлива теперь начинается в тот момент, когда точка /(' сравняется с уровнем перепускного канала. Поворот плунжера, изображенного на рисунке 4.5, против часовой стрелки приводит к запаздыванию открытия перепускного канала, а следовательно, к увеличению хода нагнетания плунжера и подачи топлива. Рисунок 4.4. Схема работы плунжерно пары: Рисунок 4.5. Схема изменения подачи топлива с помощью винтовой кромки плунжера а — заполнение топливом надплунжерного пространства; б — начало подачи топлива к форсунке; б — окончание впрыска топлива; / — плунжер; 2 — гильза; 3 — нагнетательный клапан; 4 — топливный канал; 5 — рабочая полость; 6 — впускной канал; 7 — перепускной канал; 8 — канал в плунжере; 9 — винтовая кромка. Количество топлива, подаваемого каждой плунжерной парой, определяется положением регулирующей винтовой кромки плунжера относительно перепускного канала гильзы, то есть зависит от угла поворота плунжера. Поскольку во все цилиндры в данный момент должно подаваться одинаковое количество топлива (допускается погрешность 3 %), поворот всех плунжеров производится одновременно. Для этого поводки (в некоторых топливных насосах зубчатые секторы) всех плунжеров связываются с общей рейкой топливного насоса. При перемещении рейки все поводки или зубчатые секторы поворачиваются вместе с плунжерами и подача топлива изменяется одновременно всеми насосными секциями. Таким образом, для изменения подачи топлива одновременно во все цилиндры требуется увеличить или уменьшить ход рейки, а следовательно, угол поворота всех плунжеров. Если же требуется .подрегулировать количество топлива, подаваемого отдельной секцией, то в этом случае прибегают к изменению положения плунжера регулируемой секции относительно рейки. Это достигается поворотом плунжера в зубчатом секторе или перемещением хомутика, связанного с поводком .плунжера, по рейке топливного насоса. Момент начала подачи топлива определяется положением торца плунжера относительно верхней кромки впускного канала. При неизменном положении деталей привода плунжера момент подачи топлива может быть изменен за счет удлинения или укорочения общей длины толкателя. При удлинении толкателя плунжер поднимается, раньше перекрывает впускной канал и начинает подачу топлива. Если толкатель укоротить, то плунжер опускается вниз, позже перекрывает впускной канал и начинает подачу. Для изменения общей длины толкателя, а следовательно, и момента подачи топлива в его корпус сверху ввертывают регулировочный болт 1 с контргайкой 2 (рисунок 4.6). Давление впрыска топлива зависит от плотности плунжерной пары, то есть от ее способности удерживать топливо, сжимаемое в надплунжерной полости, от просачивания через зазор между плунжером и гильзой. Чем лучше плотность плунжерной пары, тем более высокое давление впрыска она может обеспечить. Для получения необходимой плотности плунжернон пары качество обработки рабочих поверхностей плунжера и гильзы должно отвечать требованиям 11-го и 12-го класса чистоты, а зазор между плунжером и гильзой не должен превышать 0,001... 0,002 мм. Качество впрыска топлива зависит не только от давления, но и от работы нагнетательного клапана. При впрыске топлива в топливопроводе высокого давления может наблюдаться распространение отраженных волн давления. Так отраженные от форсунки волны давления вторично отражаются от нагнетательного клапана и, переместившись к форсунке, вызывают повторный подъем иглы и появление дополнительных впрысков топлива. Это приводит к попаданию в цилиндры двигателя в конечной фазе процесса впрыска крупных капель топлива, которые полностью не сгорают и дают интенсивное нагарообразование. Рисунок 4.7. Нагнетательный клапан плунжерного топливного насоса: / — седло; 2 — клапан; 3 — запорная часть; 4 — разгрузочный поясок; 5 — направляющая я часть: 6 — пазы. Рисунок 4.6. Толкатель плунжерного топливного насоса: 1 — регулировочный болт; 2 —контргайка; 3 — корпус толкателя; 4 — ролик; 5 — втулка ролика;6 — ось ролика. Для исключения дополнительных впрысков топлива осуществляют разгрузку топливопровода высокого давления и гашение отраженной волны давления. Эти функции выполняют нагнетательные (обратные) клапаны насосных секций. Нагнетательный клапан (рисунок 4.7) состоит из седла /, которое устанавливается непосредственно на верхний торец гильзы, и собственно клапана 2. Клапан имеет коническую запорную часть 3, разгрузочный поясок 4 и направляющую часть 5 с четырьмя фрезерованными пазами 6 для прохода топлива. Сверху клапан прижимается к седлу пружиной. При увеличении давления в надплунжерной полости нагнетательный клапан 2, преодолевая сопротивление пружины, приподнимается вверх настолько, что разгрузочный поясок 4 полностью выходит из седла /. Топливо по пазам 6 направляющей части четырьмя потоками устремляется вверх в топливопровод. В момент начала перепуска топлива, когда давление в подплунжерной полости резко падает, нагнетательный клапан под действием пружины и давления в топливопроводе закрывается. При этом вначале в седло входит цилиндрический разгрузочный поясок 4, отсасывая топливо из топливопровода, затем коническая запорная часть 3 клапана садится на седло. Отсасывающее действие разгрузочного пояска приводит к быстрому падению давления в топливолроводе и тем самым предотвращает распространение волн давления и повторные впрыски топлива при пониженном давлении. Рисунок 4.8. Схема обратного и нагнетательного клапанов: / — подводящий топливный канал; 2 — седло; 3 — нагнетательный клапан: 4 — ограничитель подъема нагнетательного клапана; 5 — топливопровод высокого давления; 6 — пружина нагнетательного клапана; 7 — жиклер; 8 — обратный клапан; 9 — пружина обратного клапана. Разгрузка топливопровода высокого давления в момент окончания впрыска топлива может осуществляться также обратным и нагнетательным клапанами, схема которых представлена на рисунке 4.8. Если давление топлива со стороны подводящего топливного канала / отсутствует или недостаточно для преодоления силы пружины 6, то нагнетательный клапан 3 плотно прижимается к седлу 2 пружиной 6, а обратный клапан 8 — к нагнетательному клапану 3 пружиной 9. При этом топливо из подводящего канала / в топливопровод высокого давления не проходит. Во время подачи топлива плунжером клапаны 8 и 3 поднимаются, и топливо поступает в топливопровод 5. В момент окончания подачи топлива оба клапана опускаются и перекрывают проход топлива в топливопровод высокого давления. Более того, вследствие разности давлений в топливных каналах 5 и / часть топлива из топливопровода высокого давления через жиклер 7 и обратный клапан 8 устремляется в полость гильзы и на перепуск. Давление в топливопроводе 5 резко падает, и повторных впрысков через форсунку не происходит. Чтобы исключить повторные подскоки нагнетательного клапана и его нестабильную работу, давление открытия нагнетательных клапанов многоплунжерных топливных насосов должно быть не менее 1,2 МПа. Топливный насос типа ТН-8,5 X 10 представляет собой рядный многоплунжерный топливный насос. Диаметр плунжера 8,5 мм, ход плунжера 10 мм. Отдельные модификации этого топливного насоса имеют две (2ТН), четыре (4ТН) или шесть (6ТН) насосных секций и увеличенный диаметр плунжера (9 мм). Подача топлива регулируется поворотом плунжера при помощи специального поводкового механизма, момент впрыска топлива каждой насосной секцией — изменением длины толкателя при помощи регулировочного болта. Номинальная подача насосного элемента такого топливного насоса находится в пределах 32...55 г/мин (37... 65 см3/мин) при частоте вращения кулачкового валика 700...850 мин"1. Топливные насосы типа ТН выпускают Харьковский и Алтайский моторные заводы. Топливный насос УТН-5 — унифицированный четырехсекционный топливный насос с диаметром плунжера 8,5 мм и ходом плунжера 8 мм. Модификации этого топливного насоса имеют две или шесть насосных секций. Количество впрыскиваемого каждой секцией топлива регулируют поворотом плунжера относительно зубчатого венца, связанного с рейкой. Момент впрыска топлива регулируется, как и в топливных насосах типа ТН, путем изменения длины толкателя регулировочным болтом. Подача насосных секций при номинальной частоте вращения кулачкового валика от 700 до 1250 мин"1 колеблется в пределах от 37 до 83 г/мин (39...97 см3/мин). Топливный насос УТН-5 выпускает Ногинский завод топливной аппаратуры. Контрольные вопросы 1. Какова сущность процесса внутреннего смесеобразования? 2. Каково значения распыливания топлива? 3. Виды смесеобразования в дизельных двигателях? 4. Типы камер сгорания в двигателях? 5. Сущность объёмного смесеобразования? 6. Сущность плёночного смесеобразования? 7. Назначение и устройство ТНВД? 8. Принцип действия секции ТНВД? 9. Назначение разгрузочного пояска на нагнетательном клапане? 10.Виды форсунок, способы распыливания топлива? Лекция 5 Система охлаждения двигателей План: 5.1 Общие сведения 5.2 Устройство и работа системы охлаждения 5.3 Основа расчёта системы жидкостного охлаждения 5.1 Общие сведения Для обеспечения нормального теплового режима работы двигателя служит система охлаждения, которая отводит от нагретых деталей тепло, передаваемое им газами, и отдает его окружающему воздуху. По виду среды, которая непосредственно воспринимает тепло от деталей двигателя, охлаждение может быть воздушным или жидкостным. Двигатели большинства тракторов и автомобилей имеют жидкостную систему охлаждения, В качестве охлаждающей жидкости применяется вода или специальная охлаждающая жидкость (тосол или антифриз), не замерзающая при низких температурах (-50°С). При жидкостном охлаждении блок и головку цилиндров двигателя изготавливают с двойными стенками, пространство между ними образует рубашку охлаждения, которая заполняется охлаждающей жидкостью. Жидкость, циркулируя в рубашке, отнимает тепло от нагретых стенок цилиндра и головки, а затем, поступая в специальный охладитель - радиатор, отдает это тепло окружающему воздуху. В зависимости от циркуляции жидкости различают термосифонную и принудительную системы охлаждения. В термосифонной системе охлаждения циркуляция происходит за счет разности плотностей холодной и горячей жидкости. Жидкость, находящаяся в рубашке охлаждения при нагревании поднимается вверх и по верхнему патрубку перемещается в радиатор. В сердцевине радиатора жидкость охлаждается, плотность ее повышается и по патрубку она поступает в рубашку охлаждения, вытесняя жидкость меньшей плотности. Для большей интенсивности охлаждения жидкости за радиатором установлен вентилятор, увеличивающий скорость движения воздуха, охлаждающего жидкость. К положительным качествам термосифонной системы охлаждения следует отнести простоту устройства: быстрый прогрев двигателя при пуске (так как жидкость еще не циркулирует), саморегулирование интенсивности охлаждения в зависимости от нагрузки двигателя (чем больше нагреты детали двигателя, тем интенсивнее циркуляция жидкости и больше отводится тепла). Недостатки системы: сравнительно медленная циркуляция охлаждающей жидкости, что ведет к необходимости делать широкие проходы в рубашке охлаждения и патрубках и увеличивать вместимость системы, недостаточная надежность работы из-за возможного прекращения циркуляции охлаждающей жидкости при снижении ее уровня до места ввода в радиатор верхнего патрубка. Эти недостатки ограничивают применение термосифонной системы. В настоящее время она используется только на пусковых двигателях ПД-10У, ПД-10УД и П-650. В принудительной системе охлаждения циркуляция охлаждающей жидкости создается центробежным насосом, соединенным патрубками или с нижним баком радиатора. Охлажденная в радиаторе жидкость нагнетается насосом в рубашку охлаждения блока, при этом нагретая жидкость по отводящему патрубку вытесняется в верхний бак радиатора и, проходя через сердцевину, отдает тепло потоку воздуха, создаваемому вентилятором. Такую схему имеет двигатель ЯМЗ-238НБ. Кроме того, в этом двигателе предусмотрен расширительный бак, соединенный патрубками с верхним бачком радиатора и головкой цилиндров. Остальные изучаемые двигатели работают по такой же схеме, но в них нет расширительного бака, а центробежный насос выполнен в общем узле с вентилятором. Интенсивность циркуляции охлаждающей жидкости и потока воздуха, создаваемого вентилятором, в принудительной системе охлаждения зависит главным образом от частоты вращения коленчатого вала двигателя. Поэтому, чтобы при понижении температуры окружающего воздуха и уменьшении нагрузки двигатель не переохлаждался, а также для более быстрого прогрева после пуска, в месте выхода жидкости из рубашки охлаждения головки двигателя в верхнем баке радиатора некоторых двигателей (Д-240, ЯМЗ-238НБ, СМД-14БН, ЗМЗ-53, ЗИЛ-130) устанавливают термостат. Кроме термостата для регулирования степени охлаждения перед радиатором ставят шторку или жалюзи. Принудительная система охлаждения может быть открытой, т.е. постоянно сообщающейся с атмосферой пароотводной трубкой, установленной в верхнем баке радиатора, или закрытой, когда она сообщается с атмосферой через специальный парововоздушный клапан. Закрытая система обладает рядом преимуществ. В ней предотвращается возможность выплескивания и испарения охлаждающей жидкости, повышается температура кипения жидкости, снижение потерь жидкости упрощает техническое обслуживание и уменьшает образование накипи и паровых мешков в рубашках охлаждения, удается поддерживать более высокую температуру жидкости, что создает более благоприятные условия для работы двигате- ля, поэтому на большинстве автотракторных двигателей применяется закрытая система охлаждения. 5.2 Устройство и работа системы охлаждения Система жидкостного охлаждения рядных двигателей. Системы охлаждения двигателей тракторов и автомобилей с однорядным расположением аналогичны, поэтому в качестве примера рассмотрим систему охлаждения двигателя Д-240Л. Система охлаждения двигателя состоит из рубашек охлаждения блока цилиндров, головки цилиндров и пускового двигателя, радиатора, состоящего из верхнего, нижнего баков и сердцевины, насоса, вентилятора, шторки, распределительного канала, термостата, патрубков и шлангов. Охлаждающую жидкость в систему заливают через горловину с крышкой, а сливают через кран в нижнем баке радиатора и кран, расположенный на правой стороне двигателя. Центробежный жидкостный насос установлен в передней части блока, объединен в один узел с четырех лопастным вентилятором, прикрепленным к передней стенке блок-картера, и приводится в действие от шкива коленчатого вала клиновидным ремнем. Конструкция рубашек охлаждения блока и головки цилиндров обеспечивает интенсивное охлаждение наиболее нагретых частей, уменьшая температурные напряжения в деталях. При работе двигателя охлаждающая жидкость под действием насоса из нижнего бака радиатора поступает в распределительный канал (с левой стороны блока), который расположен таким образом, что нагнетаемая жидкость, выходя из отверстий, интенсивно омывает верхний пояс гильз цилиндров, а в нижней части скорость циркуляции уменьшается. Каналы направляют потоки к перемычкам клапанных гнезд, подверженным наибольшему нагреву, а также к латунным стаканчикам форсунок, что предотвращает перегрев и закоксовывание их распыливателей. Затем через отверстия в верхней стенке головки цилиндров нагретая жидкость уходит в отводящую трубу, а из нее - через термостат в верхний бак радиатора. Рубашка охлаждения пускового двигателя соединена патрубками с распределительным каналом и отводящей трубой. Предусмотрено двойное регулирование теплового режима двигателя: шторкой и термостатом. При вращении маховичка, расположенного на щитке приборов в кабине трактора, трос перемещает шторку, которая прикрывает или приоткрывает радиатор, создавая необходимый поток воздуха. Термостат автоматически поддерживает температуру воды в системе в пределах 70...95 °С. При прогреве пускового двигателя охлаждающая жидкость в системе циркулирует по термосифонному принципу. Нагретая в рубашке охлаждения пускового двигателя, она поднимается по трубе и по каналу, расположенному рядом с термостатом, поступает в рубашку охлаждения головки цилиндров, патрубок и вновь возвращается в рубашку охлаждения. Во время прокручивания коленчатого вала дизельного двигателя пусковым двигателем в системе охлаждения происходит принудительная циркуляция. Система воздушного охлаждения. Она применяется в двигателях небольшой мощности (Д-37Е, Д-21А1). Система охлаждения конструктивно проста и удобна в эксплуатации. Основные ее недостатки - повышенный шум при работе двигателя, потери мощности двигателя (до 10%) на привод вентилятора, затрудненный пуск при низких температурах. В связи с отмеченными недостатками воздушное охлаждение не нашло широкого применения. Система воздушного охлаждения представляет собой вентилятор с передним, средним и задним дефлекторами. Вентилятор состоит из направляющего аппарата и ротора, закрытых съемной проволочной сеткой. Направляющий аппарат вентилятора является частью съемного кожуха, отштампованного из тонкой листовой стали и прикрепленного пружинящими замками к правой наружной стенке блока двигателя. Раструб направляющего аппарата отливают как единое целое со ступицей, в сквозной расточке которой в шарикоподшипниках установлен вал шкива. По окружности направляющего аппарата и ротора равномерно размещены лопасти требуемого профиля. Частота вращения шкива и ротора составляет 5000 об/мин. Дефлекторы представляют собой щитки из тонких металлических листов с узкими вертикальными щелями. Средний дефлектор к блоку двигателя крепится при помощи шпилек. Система охлаждения работает следующим образом. Вращение от коленчатого вала двигателя при помощи ременной передачи сообщается ротору вентилятора, который нагнетает воздух через сетку и направляющий аппарат в кожух, откуда с большой скоростью воздух поступает к цилиндрам и их головкам. Для увеличения охлаждающей поверхности наружные стенки цилиндров имеют охлаждающие ребра. Передний и задний дефлекторы направляют воздух так, чтобы он равномерным потоком обдувал цилиндры со всех сторон. Нагретый воздух выходит в окружающую среду через щели среднего дефлектора. Тепловой режим работы двигателя регулируют с помощью дроссельного диска, расположенного на входе охлаждающего воздуха в вентилятор, с одновременным включением переключателя масляного радиатора смазочной системы двигателя, размещенного на корпусе реактивной масляной центрифуги. 5.3 Основа расчёта системы жидкостного охлаждения Количество тепла, подлежащее отводу от двигателя системой охлаждения. Количество тепла, принудительно отводимое системой водяного охлаждения в долях тепла топлива, израсходованного за час на режиме максимальной мощности, составляет Q0 = g 0 hu GT = g 0 QT где: QT - количество тепла, израсходованного за час, ккал/ч; hu - теплотворная способность топлива, кклак/кг; GT - расход топлива, кг/ч; g 0 - доля тепла, принудительно отводимого системой охлажде- ния; у карбюраторных двигателей g 0 =0,2÷0,3, а у дизельных g 0 =0,15÷0,25 Контрольные вопросы 1. Какие отрицательные явления наблюдаются при работе двигателя на пониженном и повышенном тепловом режиме? 2. Назовите достоинства и недостатки жидкостной системы охлаждения? 3. Назовите достоинство и недостатки воздушной системы охлаждения? 4. Почему жидкостная Система охлаждения получила наибольшее пименение? 5. Назовите достоинство и недостатки воды и антифриза, применяемых в качестве охлаждающей жидкости. 6. Назовите основные элементы, входящие в жидкостную систему охлаждения. 7. Каков путь циркуляции охлаждающей жидкости на непрогретом и прогретом двигателе. 8. Для чего служит паровоздушный клапан, устанавливаемый в заливной горловине радиатора? 9. С какой целью жидкостная система охлаждения выполняется закрытой, т.е. герметичной? 10.Как устроена воздушная система охлаждения? 11.С какой целью в приводе вентилятора устанавливают гидромуфту? 12. Каким образом влияет работа системы охлаждения на удельный расход топлива и долговечность двигателя. Лекция 6 Трансмиссии лесотранспортных машин План: 5.1 Типы трансмиссий и основные требования к ним 5.2 Механические передачи 5.3 Гидродинамические трансформаторы 5.4 Гидрообъемные передачи 5.1 Типы трансмиссий и основные требования к ним К основным задачам силовой передачи автомобиля и трактора относятся передача энергии двигателя ведущим органам машины; обеспечение необходимого увеличения крутящего момента двигателя и изменение его в заданных пределах. Как известно, автотракторные двигатели внутреннего сгорания работают наиболее экономично при определенном режиме оборотов и нагрузки. Срок службы двигателей также увеличивается, если они работают с постоянной установленной мощностью. Поэтому желательно, чтобы изменение передаточного числа трансмиссии осуществлялось не ступенями, а б е с -с т у п е н ч а т о и а в т о м а т и ч е с к и в зависимости от изменения внешних сопротивлений. В этом случае связь силы тяги машины и скорости ее движения будет выражаться гиперболой PK υa = NK = const, где NK— мощность, подводимая к ведущим колесам. Силовые передачи, или трансмиссии, отличаются одна от другой главным образом способом изменения крутящего момента. Существуют трансмиссии с электрическим, гидравлическим и механическим преобразованием момента. Следует отметить, что электрические и гидравлические передачи в чистом виде обычно не применяются. Наряду с электрическими агрегатами (генератором и тяговыми моторами) или гидротрансформатором, в силовой передаче автомобилей и тракторов, как правило, имеются зубчатые редукторы, иногда дополнительные двух- или трехступенчатые коробки передач, включенные последовательно или параллельно с гидравлическими или электрическими агрегатами. Поэтому такие переда- чи можно называть гидромеханическими или электромеханическими. Электрическая передача. Электропередача большинства автомобилей и тракторов состоит из силового генератора, приводимого во вращение двигателем внутреннего сгорания, и тягового электродвигателя. Тяговый двигатель, получающий электроэнергию от генератора, приводит во вращение ведущие колеса машины через главную передачу и другие механизмы трансмиссии. Следует заметить, что схема передачи может быть иной. На некоторых колесных тягачах высокой проходимости тяговые электродвигатели устанавливают непосредственно в ведущих колесах (мотор — колесо). В гусеничных тракторах током генератора можно питать два тяговых электродвигателя правой и левой гусениц и регулированием двигателей поворачивать трактор. Однако в этом случае каждый из тяговых электродвигателей должен передавать всю мощность двигателя, а при рекуперации энергии даже большую. Поэтому, чтобы не утяжелять и без того тяжелую трансмиссию, на некоторых гусеничных тракторах ее делают с одним электродвигателем. Так спроектирована, например, трансмиссия трактора ДЭТ-250, выпускаемого Челябинским тракторным заводом (рисунок 5.1, а). Электрическая передача обладает замечательным свойством — плавно и бесступенчато изменять силу тяги. При изменении сопротивления движению машины меняется соответственно крутящий момент электродвигателя, а это в свою очередь изменяет силу тока генератора, питающего тяговый двигатель Если мощность двигателя внутреннего сгорания поддерживается постоянной и к.п. д. генератора изменяется незначительно, то напряжение в цепи будет изменяться обратно пропорционально силе тока. Следовательно, характеристика электропередачи будет в этом случае приближаться к гиперболической зависимости тяги, являющейся функцией тока Iа и скорости движения (рисунок 5.1, б). Однако, несмотря на это свойство, электропередача не получила пока распространения на автомобилях и тракторах из-за некоторых существенных недостатков. Коэффициент полезного действия электропередачи намного ниже, чем у ступенчатых шестеренных трансмиссий, что объясняется двукратной трансформацией энергии. На рисунок 5.1,в приведен график изменения к. п. д. т)эп в зависимости от изменения силы тока электродвигателя, которое почти совпадает с изменением крутящего момента, подводимого к ведущим колесам. Вес электрической трансмиссии достигает 8—12 кг/л. с. и превышает намного вес механических трансмиссий. Вместе с тем необходимо отметить, что вес электротрансмиссии несколько снижается, а к. п. д. повышается с ростом передаваемой мощности, поэтому электрические передачи имеет смысл применять только на тракторах или тягачах большой мощности . Рисунок 5.1 Схема трансмиссии трактора ДЭТ-250: а — кинематическая схема трансмиссии: / — двигатель внутреннего сгорания; 2 — муфта сцепления; 3 — силовой генератор; 4 — тяговый электродвигатель; 5 — ведущие колеса; 6 — бортовые (конечные) передачи; 7 — планетарные механизмы поворота; 8 — главная передача; б — зависимость силы тока тягового электродвигателя от его оборотов; в — к. п. д. электропередачи Гидравлическая передача. В гидравлических передачах энергия передается замкнутым потоком рабочей жидкости. Если при этом используется кинетическая энергия жидкости4, то такие передачи называются гидродинамическими. В них обычно скорость потока жидкости большая (до 20—30 м/сек), а давления относительно малы (3—4 кг/см2). Передачи, в которых энергия передается за счет изменения статического напора жидкости (100—300 кг/см2), а скорость потока жидкости при этом невелика, называются гидрообъемными, или гидростатическими. Двукратная трансформация энергии, присущая этим передачам, и неминуемые при этом потери снижают их к. п. д. по сравнению с механическими шестеренными передачами. Однако гидропередачи обладают полной или частичной автоматичностью и бесступенчатостью изменения крутящего момента, обеспечивают плавность разгона, снижают ударные нагрузки и облегчают управление машиной. Чтобы повысить к. п. д. гидропередач и использовать их ценные свойства, их часто совмещают с механическими двух- или трехступенчатыми планетарными коробками передач. В таком виде гидромеханические передачи (динамического типа) применяются на некоторых автомобилях и тракторах с двигателями большой мощности. Гидрообъемные передачи еще не получили распространения на тракторах и автомобилях, но в этом направлении сейчас ведутся большие экспериментально-конструкторские работы. 5.2 Механические передачи Группа механических передач наиболее разнообразна. К ней относятся инерционные, импульсные, фрикционные и шестеренные передачи. В первых трех типах передач передаточное число трансмиссии изменяется б е с с т у п е н ч а т о , шестеренные же передачи изменяют его с т у пенями. Инерционные и импульсные передачи не применяются на автомобилях и тракторах. Большинство из них имеет невыгодную для тяговых машин характеристику, они сложны и недостаточно надежны, втулки свободного хода для преобразования колебательного движения масс во вращательное движение одного знака, как правило, недолговечны изза частоты включений и больших нагрузок. Фрикционные передачи бывают тороидные, дисковые, с раздвижными шкивами и др. Примером такой передачи может служить клиноременная передача с раздвижными шкивами или многодисковая коробка передач. Из-за ненадежности и низкого к. п.д. они пока не получили распространения на автомобилях и тракторах. На современных грузовых автомобилях и тракторах, в том числе и на лесовозных, как правило, применяют ш е с т е р е н ные м е х а н и ч е с к и е п е р е д а ч и . Они надежны, хорошо отработаны и обладают высоким к. п. д. Например, к. п. д. автомобильной коробки передач находится в пределах 0,96—0,97. Многократные испытания (как стендовые, так и полевые) показали, что к. п.д. всей трансмиссии тракторов колеблется в пределах 0,88—0,92. Вес шестеренных механических трансмиссий (4—8 кг/л, с .) меньше веса других типов передач. Эти положительные качества механических шестеренных передач обусловливают их повсеместное применение, несмотря на отдельные недостатки (ступенчатость, трудность управления, ударные нагрузки и т. д.). Особенности требований к трансмиссиям лесотранспортных машин К трансмиссиям трелевочных тракторов и лесовозных автомобилей, помимо требований, перечисленных в начале данной главы, предъявляется еще ряд дополнительных требований, вызванных особенностями работы лесотранспортных машин: более частыми переключениями передач из-за низкого качества лесовозных дорог или необходимостью движения вне дорог; значительно большими сопротивлениями движению; необходимостью разгона больших масс по сравнению с сельскохозяйственными тракторами и обычными транспортными автомобилями; необходимостью совершать частые и крутые повороты. Эти условия работы особенно резко сказываются при работе трелевочных тракторов, которым приходится передвигаться по волокам и лесосеке. Специальные машины для лесосечных работ (валочнотрелевочные, подборщики, погрузчики и др.) работают в еще более трудных условиях. Поэтому при подборе готовых или проектировании новых агрегатов для их трансмиссий необходимо учитывать все сказанное выше. Так, например, в конструкциях коробок передач должны быть устройства, облегчающие переключение передач, сцепление должно быть рассчитано на частое трогание с места и разгон больших масс и т. д. Особые требования предъявляются к механизмам управления. Помимо этого, в трансмиссиях лесотранспортных машин должна быть предусмотрена возможность подвода мощности к лебедке и другим агрегатам технологического оборудования. 5.3 Гидродинамические трансформаторы Принципиальное отличие гидродинамического трансформатора от гидромуфты заключается в том, что между насосом и турбиной вводится неподвижное колесо — реактор, являющийся внешней опорой, которая обеспечивает изменение крутящего момента, передаваемого турбине при постоянном моменте насоса. На рисунке 5.2, а изображена схема простейшего гидротрансформатора '. Насос 1, приводимый двигателем во вращение, сообщает скорость рабочей жидкости. Она поступает на лопатки реактора 3, оказывает давление на них, вследствие чего возникает реактивный момент. Из реактора жидкость поступает на лопатки турбины 2. Как известно, в гидромуфте поток жидкости теряет в турбине такое же количество движения, какое он получил в насосе. Поэтому момент турбины в гидромуфте равен моменту, развиваемому насосом. Рисунок 5.2. Схема гидродинамического трансформатора. а — схема трансформатора: / — насос; 2 — турбина; 3 — реактор; б — изменение направления вектора скорости потока при выходе из турбины В трансформаторе же введение реактивного колеса между насосом и турбиной изменяет момент количества движения потока жидкости и, следовательно, момент турбины становится отличным от момента насоса. При установившемся режиме работы, считая, что все количество жидкости поступает из насоса в реактор и далее в турбину для гидротрансформатора, как и для любого механизма, можно записать: M H + MT + M P = 0 , где M H , M T и M P — внешние моменты, приложенные соответственно к валу насоса, валу турбины и реактору. Для передачи энергии от насоса турбине обязательно условие n H > nT . Поэтому в используемом интервале рабочих режимов гидротрансформаторов знаки моментов M H и M P совпадают | M T |= M H + M P Это соотношение показывает, что реактор, воздействуя на поток жидкости и преобразуя момент насоса, обеспечивает увеличение крутящего момента в гидротрансформаторе. Внешняя характеристика гидротрансформатора. Одним из основных достоинств гидротрансформаторов является присущая им а в т о м а т и ч н о с т ь изменения крутящего момента на ведомом валу (турбины) при неизменных оборотах и неизменном моменте вала насоса. Такое свойство является очень ценным для тяговых машин, поскольку при росте внешних сопротивлений движению оно обеспечивает без участия водителя увеличение силы тяги в определенных пределах, улучшая приспособляемость машины к условиям работы. Автоматичность изменения крутящего момента турбины при изменении ее оборотов легко поясняется схемой, приведенной на рисунке 5.2, б. При неподвижном колесе турбины, т. е. при трогании машины с места, поток стекает с ее лопаток на радиусе rТо со скоростью υ0 равной относительной скорости ωт. Момент, приложенный к турбине, будет в этом случае наибольшим. После трогания машины по мере увеличения числа оборотов колеса турбины абсолютная скорость частиц стекающего потока находится геометрическим сложением переносной скорости uт и относительной скорости ωт. Вектор абсолютной скорости, как это видно из рисунка 5.2,6, непрерывно уменьшается при увеличении переносной скорости, т. е, при увеличении числа оборотов турбины; уменьшаться будет и радиус rТо. В результате крутящий момент турбины уменьшается при увеличении ее оборотов. Связь между моментом Мт и числом оборотов пт турбины называется внешней характеристикой гидротрансформатора На рисунке 5.3 а построена такая характеристика; здесь—же нанесена кривая изменения к. п. д. гидротрансформатора. На оси ординат отложены значения силового передаточного числа i = M T / M H которое часто называют коэффициентом трансформации К. На оси абсцисс отложено отношение числа оборотов турбины к оборотам насоса, т. е. 1 nT = i nH Из характеристики видно, что силовое передаточное число достигает наибольшего значения при трогании с места, т. е. при пт = 0. Значение ηГт при этом падает до нуля. В существующих конструкциях гидротрансформаторов наибольшее значение i=4-5. По мере увеличения оборотов значение i уменьшается и при nT =0,6÷0,7 nH становится равным единице, а затеми меньше ее. Момент на валу турбины становится меньше момента насоса и, следовательно, использование гидротрансформатора целесообразно только в интервале от i max до t = l. В точке, где i = l, естественно, происходит изменение знака момента ре- Рисунок 5.3. Внешняя характеристика и схема комплексного гидродинамического трансформатора: а — характеристика; б —схема: 1 — насос; 2— турбина; 3 — реактор; 4 — втулка свободного хода активного колеса, так как трансформатор из увеличителя момента превращается в его уменьшитель. Это вызвано значительным увеличением числа оборотов турбины, соответствующим ростом потерь и резким падением к. п. д. гидротрансформатора. Поэтому дальнейшая работа в режиме гидротрансформатора явно нецелесообразна и во многих конструкциях гидропередач трансформатор переводят в режим работы гидромуфты. Это обычно осуществляется установкой втулки свободного хода между реактивным колесом и внешней опорой момента (рисунок 5.3,6). При изменении знака момента реактивное колесо увлекается потоком жидкости и гидротрансформатор автоматически превращается в гидромуфту. Такие гидропередачи называют к о м п л е к с н ы м и . К. п. д. гидротрансформатора, как это следует из внешней характеристики, резко убывает по обе стороны от максимума, который соответствует у большинства гидротрансформаторов точке Параболический характер изменения к. п. д. трансформатора является его органической особенностью, связанной с закономерностью изменения напора турбины по квадратичной параболе при постоянном расходе жидкости. Отсюда среднее значение к. п. д. во всем рабочем диапазоне будет невысоким. Чтобы не допустить длительной работы передачи при низких значениях к. п. д., обычно сужают диапазон использования гидротрансформатора. Для того же, чтобы обеспечить необходимый для тяговых машин диапазон изменения крутящих моментов, вводят дополнительную двух- или трехступенчатую шестеренную коробку передач. В этой коробке устанавливают обычно устройство для заднего хода машины. Такие передачи называют гидромеханическими. «Прозрачность» гидротрансформаторов. Внешняя характеристика гидротрансформатора (см. рисунок 5.3, а) построена для случая, когда при изменении числа оборотов турбины и, следовательно, момента ее, момент и число оборотов насоса остаются неизменными при неизменном положении органов подачи топлива в двигателе. Таким образом, двигатель внутреннего сгорания, работающий с гидротрансформатором такого типа, не реагирует на изменение внешней нагрузки, продолжая работать на постоянном режиме. Такие гидротрансформаторы называются «непрозрачными»'. У непрозрачных гидротрансформаторов λн — коэффициент момента насоса, характеризующий нагрузочные качества гидротрансформатора, остается практически постоянным при любом значении передаточных отношений. Если же при изменении внешней нагрузки число оборотов коленчатого вала двигателя зависит не только от подачи топлива, но и от передаточного отношения гидротрансформатора, то такой трансформатор называют «прозрачным». Двигатель, если образно говорить, видит сквозь гидротрансформатор дорогу и реагирует в какой-то степени на изменение сопротивления движению. Вместе с тем гидродинамические трансформаторы обладают рядом существенных недостатков: низким максимальным значением их К.П.Д. для оптимального режима работы η rT = (0.85 − 0.88) по сравнению с шестеренным. Активный диаметр рабочих колёс гидротрансформатора определяется по формуле: D=5 M * 10 4 , γλ10 4 n 2 где М и п — момент и число оборотов гидротрансформатора. 5.4 Гидрообъемные передачи Гидравлические передачи, в которых энергия передается замкнутым объемом жидкости за счет изменения статического напора, называются гидростатическими, или гидрообъемными, передачами. Принципиальная схема гидрообъемной передачи изображена на рисунке 5.4. Насос 1 подает по нагнетательному трубопроводу некоторый объем жидкости под давлением к гидромотору 2, пройдя который, жидкость возвращается в насос. Для восполнения утечек служит вспомогательный насос 6, который через обратные клапаны 3 подает рабочую жидкость в магистраль низкого давления (т. е. в ту, по которой жидкость в данный момент возвращается в насос). Так как в гидрообъемных передачах скорости потока жидкости, а следовательно, и потери при ее перемещении незначительны, насос и гидромотор могут быть расположены на некотором удалении друг от друга. Это свойство гидрообъемной передачи открывает возможности новой компоновки тяговых машин вплоть до полного отказа от механических агрегатов трансмиссии. Задачи создания индивидуального привода к ведущим колесам, независимого привода рабочих органов машины, активных прицепов и т. д. могут быть решены соответствующим размещением гидромоторов и подводом к ним рабочей жидкости по трубопроводам. В гидрообъемных трансмиссиях обычно применяются радиально и аксиально-поршневые насосы и моторы, работающие с числом обо- ротов до 2500 в минуту при давлении до 250 кг/см2 . Имеются уже отдельные образцы с давлением до 300— 400 кг/см2 и даже до 1000 кг/См2 . Шестеренные и лопастные насосы работают обычно с значительно меньшими давлениями (до 75 кг/см2 ), обладают более низким к. п. д. по сравнению с поршневыми гидромашинами и поэтому применяются реже. . Рисунок 5.4. Принципиальная схема гидрообъемной передачи: 1 — насос; 2 — гидромотор; 3 — обратные паны; 6 — вспомогательный насос; 7 — бак клапаны; 4 и 5 — предохранительные кла- Производительность насоса или равный ей (при отсутствии утечек) расход жидкости через гидромотор составляет Q= Vn л/мин, 1000 где: V — рабочий объем, вытесняемый поршнями за один оборот вала, см3; n — число оборотов в минуту. Пользуясь этим выражением, легко определить кинематическое передаточное число гидрообъемной передачи из равенства VH n H = VM nM : i= n H VM = , nM VH где: VH и VM — соответственно рабочий объем насоса и мотора; nH и nM — число оборотов вала насоса и вала мотора. Из уравнения следует, что связь между числами оборотов ведущего и ведомого валов гидрообъемной передачи однозначно определяется отношением рабочих объемов насоса и мотора. Следовательно, для того, чтобы регулировать скорость движения машины, необходимо изменять рабочий объем насоса или мотора, либо и тот и другой. В гидрообъем- ных передачах тракторов и автомобилей обычно регулируют объем насоса; моторы ведущих колес нерегулируемые. При постоянном рабочем объеме мотора VM значение крутящего момента, приложенного к ведущим колесам машины, зависит только от давления жидкости р. Возможности регулирования момента и, следовательно, тяговых усилий машины рассмотрены ниже. Устройство гидрообъемной передачи. Поршневые аксиальные и радиальные гидромашины обычно обратимы, т. е, могут работать в режиме насоса и в режиме мотора. Аксиально-поршневой насос с переменным рабочим объемом устроен следующим образом. Ведущий вал 1 насоса и закрепленные на нем блок цилиндров 2 и наклонная шайба 5 вращаются как одно целое. Шатуны 4 опирается своими сферическими головками на поршни 3 и наклонную шайбу 5. Если угол γ наклона _шайбы равен нулю, поршни не будут перемещаться при вращении вала; при γ ≠ 0 вращающаяся наклонная шайба 5, опираясь на опорный диск 6, вынудит поршни перемещаться. Они будут совершать два хода за один оборот шайбы: один ход нагнетания и второй ход всасывания. Жидкость подводится к крышке блока цилиндров, которая служит распределителем, по трубке 11 и нагнетается по трубке 10. Производительность насоса зависит от угла наклона шайбы 5. При изменении знака угла у нагнетательная трубка становится всасывающей и при неизменном направлении вращения вала насоса гидромотор реверсируется. Управление наклоном шайбы осуществляется перемещением опорного диска 6 при помощи валика 8. Из рассмотренной конструктивной схемы видно, что аксиальнопоршневая машина является относительно сложным механизмом. Во избежание значительных утечек жидкости и обеспечения необходимого давления сопрягаемые детали насоса должны изготовляться по высокому классу точности, однако и при этом утечки имеют место. Величина их оценивается объемным к. п. д. передачи. Потери на преобразование вращательного движения валов в поступательное движение поршней и наоборот, а также на трение и утечки перемещаемой жидкости оцениваются к. п. д. передачи. Полный к. п. д. гндрообъемной передачи равен η ГО = η 0η M где: η0 — объемный к. п. д.; η M — механический к. п. д. Контрольные вопросы 1. Назовите типы трансмиссий? 2. Перечислите агрегаты механической трансмиссии. 3. Каким требованиям должны отвечать трансмиссии лесотранспортных машин? 4. В чем заключается принцип подобия гидродинамических машин и как на его основе определить активный диаметр рабочих колес? 5. Перечислите основные характеристики гидротрансформаторов и изобразите кривые их протекания. 6. Изложите порядок расчета гидротрансформатора. 7. Оцените перспективы применения гидротрансформаторов на лесотранспортных машинах на основе анализа его достоинств и недостатков. 8. Проанализируйте схемы гидрообъемных передач, применяемых на лесных машинах. Лекция 7 Ходовые системы лесотранспортных машин План: 7.1 Конструкция колес автомобилей и тракторов 7.2 Гусеничный движитель 7.3 Назначение и типы подвески 7.4 Плавность хода и характеристика подвески 7.5 Конструкция упругих элементов подвески 7.6 Устройство для гашения колебаний К ходовой части автомобилей колесных и гусеничных тракторов обычно относят подвеску и собственно ходовую часть, называемую иногда движителем. Движитель гусеничных машин состоит из опорных колес или катков, поддерживающих роликов, ведущих колес, направляющих колес с натяжным устройством и гусеничных цепей. Ходовая часть колесных машин обычно проще по конструкции. Она состоит из ведущих и управляемых колес, выполняющих одновременно функции движителя, поддерживающих и направляющих элементов. 7.1 Конструкция колес автомобилей и тракторов Типичное устройство автомобильного колеса и шины показано на рисунке 7.1. Колесо состоит из ступицы 5, диска 1 и обода 4. Шина надевается на обод 4, имеющий отбуртовку, затем на него надевается кольцо 3, которое закрепляется замковым разрезным кольцом 2. На современных автомобилях, как правило, применяют пневматические шины. Массивные шины, представляющие собой сплошное резиновое кольцо, применяют только на тихоходных машинах и большегрузных прицепах типа трейлеров. Разрез пневматической шины показан на рисунке 7.1. Она состоит из камеры 10, помещаемой внутри покрышки, и ленты 6, проложенной между камерой и металлом обода. Сама покрышка состоит из следующих основных частей: основания (каркаса) 8, защитного слоя (протектора) 9 и проволочного кольца 7.Наружную поверхность протектора изготовляют профилиро- ванную с фигурными выступами для получения более высокого коэффициента сцепления. Каркас 8 покрышки изготовляют из нескольких слоев прочной прорезиненной ткани — корда. Корд из хлопчатобумажной ткани дешевле других, но по прочности значительно уступает корду из полиамидных волокон (капрона, перлона, нейлона). Рисунке. 7.1. Устройство колеса и шины автомобиля: / — диск; 2 — замковое разрезное кольцо; 3 — бортовое кольцо; 4 — обод с буртом; 5 — ступица; 6 — прорезиненная лента (флеп);7 — проволочное кольцо; 8 — каркас; 9 — защитный слой (протектор); 10 — камера Современные шины бывают камерными и бескамерными. По форме профиля шины подразделяются: на обычные (тороидные), приближающиеся по форме к окружности в сечении ; на арочные (грунтовые), имеющие профиль в виде рисунка 7 . 2 . По внутреннему давлению шины подразделяются на три вида: шины высокого (0,5-0,6 МПа), низкого (0,15-05 МПа) и б Рисунок 7.2. Конструкция колеса с арочной (грунтовой) шиной: а — общий вид арочной шины; б -—разборный обод для арочной шины сверхнизкого (0,5-1,5 МПа) давления. Последние два типа шин часто называют баллонами. Совершенно очевидно, что при одинаковой грузоподъемности чем меньше внутреннее давление в шинах, тем больше должен быть их размер. Арочные шины (рисунок 7.2) рассчитаны на работу при внутреннем давлении 0,05—0,15 МПа. При одном и том же диаметре профиль арочной шины в 2—3 раза шире профиля обычной шины. Пятно контакта с грунтом получается большим, и соответственно снижаются удельные давления на грунт. Увеличение площади контакта шины с грунтом улучшает ее сцепные качества. К сожалению, переход на шины сверхнизкого давления влечет за собой неминуемое существенное повышение сопротивления перекатыванию автомобиля, особенно резко сказывающееся на дорогах с твердым покрытием и при больших скоростях движения. Рисунок 7.3. Схема подвода воздуха к шине при централизованной системе регулирования давления: / — уплотнение; 2 — штифт втулки; 3 — втулка; 4 — уплотняющее кольцо втулки; 5 — трубка подвода воздуха к шине; 6 — ступица колеса; 7 — трубка подвода воздуха из ресивера; 8 — цапфа колеса В настоящее время уже серийно выпускаются автомобили с шинами переменного давления. Такой автомобиль может передвигаться по бездорожью на малой скорости при пониженном давлении в шинах. На дорогах с твердым покрытием давление в шинах может быть увеличено, и автомобиль совершает положенные рейсы с нормальной скоростью. На рисунке 7.3 показано устройство для централизованного подвода воздуха к шине. Основная сложность конструкции заключается в передаче воздуха от неподвижных трубопроводов к шине вращающегося колёса. Воздух из ресивера с помощью распределительных клапанов подводится одновременно к шинам всех колес или к каждой шине отдельно. В системе регулирования давления имеется свой манометр. По трубке 7 и каналам в цапфе 8 колеса воздух поступает в полость между двумя уплотнениями /, закрепленными на цапфе. "Манжеты этих уплотнений прижимаются к втулке 3, закрепленной от провертывания в ступице колеса штифтом 2. Сама втулка 3 уплотняется в ступице кольцами 4, Далее воздух по каналам и трубке 5 поступает в шину колеса. Как показали испытания и опыт эксплуатации лесовозного автомобиля ЗИЛ-157 с шинами переменного давления, регулировать давление рекомендуется в широких пределах: от 0,05-0,1 Мпа для заболоченных участков и снежной целины до 0,6-0,35 Мпа для дорог с лежневым или другим твердым покрытием. Переход с одного давления на другое требует много времени. Так, чтобы поднять давление в шинах автомобиля ЗИЛ-157 с 0,5 до 0,050,35 Мпа требуется 15 мин. Необходимо отметить также, что движение при низком внутреннем давлении (0,05-0,1 Мпа) приводит к существенному снижению срока службы шин. При снижении внутреннего давления снижается и допускаемая нагрузка на шины. Принципы устройства тракторных баллонов мало отличаются от описанных выше автомобильных шин низкого давления. Для повышения проходимости автомобилей и тракторов протекторам шин придают форму почвозацепов, располагая их различными способами, чтобы обеспечить хорошее сцепление в продольной и поперечной плоскостях. Однако в некоторых условиях, например на глинистом мокром грунте, когда канавки протектора забиваются, почвозацепы перестают помогать. Существует множество конструкций устройств и приспособлений для повышения сцепных качеств шин (дополнительные съемные почвозацепы, уширители и т. д.), но следует помнить, что улучшая сцепные свойства, они зачастую ухудшают другие показатели. Так, высокие рельефные почвозацепы обычно увеличивают коэффициент сопротивления качению. В заключение следует пояснить порядок обозначения размеров шин: шины высокого давления — диаметром D и высотой профиля Н (34X7), шины низкого давления Н — d (9,00—20). Размеры даются в дюймах. По метрической системе обозначения D и Н даются в миллиметрах. Существует смешанная система, в которой первое число обозначает ширину профиля в миллиметрах, а второе — диаметр обода в дюймах, например 260 — 20. Подбор шин производится по рекомендуемой нагрузке согласно стандартам. Нагрузка на колесо определяется при максимальной полезной нагрузке, распределенной по осям согласно принятым условиям работы машины (без учета крена или подъема). Допуская даже небольшую перегрузку шин, необходимо помнить, что это очень вредно сказывается на сроке их службы. Так, при перегрузке на 20% срок службы шины снижается вдвое. Для повышения срока службы шин необходимо, в первую очередь, поддерживать в них давление в соответствии с установленной нормой. Особенно важно поддерживать одинаковое давление в шинах сдвоенных задних колес, так как пониженное давление в одной из них приводит к перегрузке и усиленному износу второй шины. Во избежание неравно- мерного износа шин их периодически меняют местами в порядке, рекомендуемом для каждого типа машины. 7.2 Гусеничный движитель Особенность гусеничного трактора по сравнению с автомобилем заключается в том, что его опорные колеса или катки катятся не по грунту, а по замкнутой шарнирной ленте. Эта лента, называемая г у с е н и ч н о й цепью, непрерывно выстилается перед опорными катками при помощи специального механизма — гусеничного движителя. Вес трактора распределяется по опорной поверхности гусеничной цепи, площадь которой значительно больше, чем у колесных машин. Очевидно, что давление на грунт неравномерно: непосредственно под катками оно значительно больше, чем под звеньями цепи, расположенными между катками. Обычно о величине удельного давления судят по его среднему значению q ср, исчисляемому по формуле. g ср = GT 2bL где: GT - вес трактора b – ширина гусеницы L – длина гусеницы У гусеничных тракторов qср лежит в пределах 0,04—0,07 Мпа, а у автомобилей 0,25-0,5 Мпа. Большая опорная поверхность и почвозацепы (шпоры) дают возможность получить хорошее сцепление с грунтом, что в сочетании с небольшими удельными давлениями обеспечивает высокую проходимость гусеничных машин. Рассмотрим элементы гусеничного движителя (рисунок 7.4). Опорные катки, передающие на грунт вес машины, испытывают значительные динамические нагрузки. Их обычно отливают или штампуют из среднеуглеродистой стали. Одной из трудных конструктивных задач при проектировании опорных катков является надежная защита их подшипников от попадания пыли и грязи. Сейчас широко распространены самоподжимные торцовые уплотнения в сочетании с лабиринтами, которые позволили применить жидкостную смазку подшипников. На рисунке 7,4 а показано устройство подшипникового узла и его уплотнения в опорном катке трактора ТДТ-75. Торцовое уплотнение состоит из двух притертых одна к другой стальных шайб 3 и 4. Шайба 3 запрессована в крышку ступицы катка. Между шайбой и крышкой заложено резиновое кольцо 8, чтобы грязь не пошла в обход торцового уплотнения. Невращающаяся шайба 4 прижимается к шайбе 3 пружиной, находящейся внутри резиновой манжеты 5. Стакан 6 и выступ 7 крышки образуют лабиринт. Поддерживающие ролики 9 (рисунок 7.4) уменьшают чрезмерное провисание гусеничной цепи. По величине провисания, присущего данной конструкции движителя, судят о степени натяжения гусеничной цепи. Чрезмерное натяжение приводит к увеличению потерь на самопередвижение трактора, ослабление же цепи может привести к спаданию гусеницы. В заводских инструкциях по машинам приводятся рекомендации по натяжению цепи, которыми следует руководствоваться. Для регулировки натяжения служит натяжной механизм. Ч ' 5 6 7 8 9 10 11 Рисунок 7.4. Схема гусеничного движителя: 7 — опорный каток; 2 — направляющее колесо; 3 — кривошип направляющего колеса; 4 — ось качания кривошипа; 5 — регулировочный винт натяжения гу сеничной цепи; 6 — амортизирующая пружина; 7 — винт затяжки пружины; 8 — сферический упор натяжного механизма; 9 — поддерживающий ролик; 10 — гусеничная цепь; 11 ■— ведущее колесо (звездочка) гусеничной цепи; 12 — подвижная втулка Вращая винт 5, поворачивают вокруг оси 4 в ту или другую сторону кривошип 3 направляющего колеса и этим изменяют натяжение гусеничной цепи. В натяжной механизм обычно вводят пружину для амортизации ударов по направляющему колесу и для предохранения гусеничной цепи и других деталей ходовой части от перегрузок. Пружина 6 затянута винтом 7 и не натягивает гусеничную цепь. При ударе направляющее колесо может повернуться, переместив винты 5 и 7 с втулкой 12 относительно упора 8, сжимая при этом дополнительно пружину амортизатора. На гусеничных тракторах сейчас, как правило, применяют гусеничную цепь, состоящую из отдельных металлических звеньев (траков), соединенных шарнирно посредством пальцев. По конструкции звенья гусениц могут быть с о с т а в н ы м и и цельнолитыми (рисунок 7.5). Гусеница составного типа (см. рисунок 7.5, а) устроена следующим образом. К литым звеньям 1, которые называют иногда рельсами, так как по ним катятся опорные катки, прикреплены болтами 2 штампованные башмаки 5, образующие развитую опорную поверхность гусеницы. Звенья соединяются стальными втулками 3 и пальцами 4. Втулки запрессовываются в щеки звеньев одного трака, а пальцы — в наружные щеки соседнего трака, свободно проходя внутри втулки 3. Поворот одного трака по отношению к другому происходит путем поворота пальца 4 относительно втулки 3. Одним из достоинств этой сложной и дорогостоящей гусеницы является некоторая защищенность шарнира от попадания пыли и грязи. Поэтому срок службы ее выше, чем у гусениц с открытым шарниром. Срок службы гусеницы повышают еще тем, что при износе одной стороны втулок их перевертывают при ремонте и ставят для зацепления неизношенную сторону. Гусеница рассмотренного типа громоздка и тяжеловесна. Отсутствие гибкости и приспособляемости к рельефу пути, что особенно важно при работе на лесосеке, подводит к перегрузкам ходовой части. Поэтому на тракторах, созданных специально для трелевочных работ, применяют гусеницы второго типа. Они состоят из цельных звеньев, отлитых из стали специальных марок и соединяемых при помощи свободно вставляемых пальцев 10 (рисунок 7.5, б). Гусеница эта намного легче по сравнению с составной, шаг ее меньше и при соответствующей подвеске она «обтекает» неровности пути. Траки гусениц чаще всего отливают из марганцовистых сталей и не подвергают механической обработке. При сборке гусеничных цепей пальцы вставляются в необработанные проушины с зазором до 1,5 мм. Пальцы подвергают термической обработке, доводя их поверхность до высокой твердости. Тем не менее, несмотря на эти меры, открытые шарниры цепей, работающие в песке и грязи, изнашиваются быстро и являются самым недолговечным элементом гусеничного движителя (1000—2500 ч в зависимости от характера почвы). Рисунок 7.4 а. Конструктивная схема узла подшипников и уплотнения опорного катка: / — канал для подвода смазки; 2 — ось катка; 3 — вращающаяся шайба; 4 — невращагощаяся шайба; 5 — резиновая манжета; 6 — стакан лабиринта 7-выступ крышки; в- резиновое кольцо Рисунок 7.5. Типы гусениц: а — составного типа; б ~-г цельнолитая; в — с резино-металлическими шарнирами; 1 — литые звенья (рельсы); 2 — болт крепления башмаков; 3 — втулка; 4 — палец; 5 — штампованный башмак; 6 — замыкающий палец; 7— пробка; 8 — стопорный конус; 9 — укороченная втулка; 10 — палец; // — резиновое кольцо; 12 — металлическая втулка Стремление исключить трение между металлом трака и пальца привело к созданию гусениц с р е з и н о - м е т а л л и ческими ш а р н и р а м и . Они получили уже некоторое распространение на иностранных быстроходных тягачах и некоторых сельскохозяйственных тракторах. Гусеницы с такими шарнирами почти бесшумны в работе и обладают высоким к. п. д. Но они более сложны и дороги в изготовлении, требуют специальных приспособлений и прессов для сборки и в условиях эксплуатации неразборны (если не считать замыкающего обычного шарнира). Кроме того, резина шарниров, которая должна работать на кручение, деформируется и в радиальном направлении. Это приводит к значительному удлинению цепи и возможному нарушению зацепления ведущего колеса с цепью. Рисунок 7.6. Типы зацепления ведущего колеса с гусеничной цепью: а — цевочное зацепление; б — гребневое зацепление На рисунке 7.5, в показана конструкция резино-металлического шарнира с ограничителями вытягивания гусеницы. На палец гусеницы надевают вперемешку резиновые кольца 11 и металлические втулки 12 и в таком виде запрессовывают в проушины двух соединяемых траков. Поворот траков один относительно' другого совершается закручиванием резиновых втулок. При максимальных значениях силы тяги вступают в работу металлические втулки, ограничивающие дальнейшую радиальную деформацию резины. Расчет звеньев и пальцев гусеничных цепей ведется обычно на м а к с и м а л ь н у ю силу тяги по сцеплению. Гусеничные цепи приводятся во вращение зубчатыми венцами ведущих колес, находящимися в зацеплении с звеньями гусеницы. На тракторах применяется два типа зацепления: цевочное и гребневое. При ц е в о ч н о м зацеплении зуб колеса ведет цепь за цевку— цилиндрическую часть проушины трака (рисунок 7.6, а). В г р е б н е в о м зацеплении ведущим элементом служит зуб или ролик ведущего колеса, а ведомым — гребень трака (рисунок 7.6, б). Каждый из этих видов зацепления обладает своими достоинствами и недостатками. Так, при гребневом зацеплении меньше скольжение в контакте гребня трака с зубом звездочки и поэтому меньше потери, но при гребневом зацеплении звено гусеницы оказывается более тяжелым. Наиболее распространено цевочное зацепление. Число зубьев и радиус ведущего колеса определяют по данным тягового расчета и в зависимости от того, какая выбрана гусеничная цепь — мелко- или крупнозвенчатая. В существующих тракторах центральный угол р, определяющий шаг гусеницы (рисунок 7.6, а), находится в следующих пределах: β=360/z=12÷35º где z — число звеньев цепи, укладывающихся по окружности ведущего колеса. Конструкторами совершалось много попыток заменить металлические шарнирные цепи тросовыми лентами с накладками, резиновыми лентами, армированными стальными жилами и т. п. (гусеничные ленты фирмы «Харрингтон», беспальцевые резино-металлические гусеницы «Ренсемс», «Роудлесс» и т. д.). Однако из-за недостаточной надежности они пока распространения не получили. 7.3 Назначение и типы подвески Подвеской называется связь рамы автомобиля или трактора с колесами или опорными катками. Назначение подвески — обеспечивать необходимую плавность хода и смягчать удары, возникающие при встрече с неровностями пути. При движении машины по плохим дорогам или по бездорожью скорость часто ограничивается не тягово-мощностными параметрами машины, а чрезмерными колебаниями ее из-за неудовлетворительно сконструированной подвески. От качества подвески зависит и срок службы механизмов автомобиля или трактора. В зависимости от наличия упругого элемента (рессоры) различают жесткие, полужесткие и упругие подвески. Жесткая подвеска, т. е. подвеска, в которой нет рессор, почти не применяется на современных лесовозных автомобилях и тракторах. Лишь на тихоходных машинах (экскаваторах и некоторых дорожностроительных машинах) иногда применяют жесткую подвеску. П о л у ж е с т к а я подвеска, при которой только часть веса подрессорена, встречается гораздо чаще. В гусеничных тракторах ТДТ-75, Т-100, КД и др. рессоры введены только между передними каретками и рамой (рисунок 7.7, а). У большинства колесных тракторов подрессорена только та часть веса, которая нагружает передние колеса. На автомобилях и на ряде тракторов, предназначенных для работы с повышенными скоростями, как правило, применяется упругая подвеска. По характеру кинематической связи колес с рамой подвески делятся на независимые (индивидуальные) и балансирные (зависимые, блокированные). Рисунок 7.7. Схемы подвесок: а—-полужесткая подвеска; б, в — независимая (индивидуальная); г — балансирная (блокированная); д — межбортовая балансирная связь поперечной рессорой; е — схема перехода неровности при ба-лансирной подвеске; ж — обтекание неровностей грунта при балан-сирной подвеске; э — перекос осей среднего и заднего мостов трехосного автомобиля Н е з а в и с и м о й (рисунок 7.7, б, в,) называется такая подвеска, в которой каждое колесо связано с рамой независимо от остальных колес. Балансирной называется такая подвеска, в которой все или часть опорных катков (колес) связаны рычагами или рессорами и в таком сблокированном виде крепятся шарнирно на раме машины (рисунок 7.7, г, д). Рассмотрим некоторые свойства независимой и балансирной подвесок. Многочисленные исследования показали, что независимая подвеска дает возможность создать больший запас упругости рессор, чем балансирная подвеска. Это объясняется следующим. Наибольший подъем катка или колеса для любого типа подвески определяется величиной клиренса. При независимой подвеске (если считать, что рама машины не успевает переместиться) наибольший подъем колеса происходит за счет полной деформации рессоры данного колеса. В балансирной же подвеске наибольший подъем колеса может произойти за счет деформаций рессор всех колес, связанных балансиром, и выйти за допустимые пределы. Поэтому в балансирных подвесках приходится ограничивать прогиб рессор, что снижает запас их упругости. Большой запас упругости рессор особенно важен для быстроходных машин, так как при быстром переезде через неровности удары достигают большой силы. Поэтому прочность и надежность подвески будут тем больше, чем выше значение потенциальной энергии рессор, приходящейся на единицу подрессоренного веса i =2n λ= 2 m f ∑ ki ni i =1 2Gk mki - коэффициент (модуль) жесткости отдельной рессоры, деформация которой совпадает с ходом катка; f ni -полный прогиб рессоры; Gk -подрессоренный вес машины; n - число катков или колес одного борта машины. Значения λ , как уже, было сказано, у независимой подвески, больше чем у балансирной, поэтому независимая подвеска получает все большее распространение на быстроходных машинах. На тихоходных тракторах чаще всего применяют балансирную подвеску. Это вызвано тем, что при переезде неровности высотой h (рисунок 7.7, е ) средняя точка балансира и опирающаяся на нее точка рамы трактора поднимутся только на h/2 без учета деформации рессоры). Если сблокировать не два, а больше катков, подъем рамы будет еще меньше. Следовательно, балансирная подвеска уменьшает вертикальные колебания трактора. Это основное и самое важное свойство балансирной подвески особенно наглядно выявляется при небольших скоростях движения по местности с неровностями, когда катки успевают «обтекать» препятствия (рисунок 7.7, ж). Чтобы полнее использовать это свойство балансирной подвески, во многих конструкциях вводят связь катков одного борта машины с катками второго борта. Простейшим видом такой межбортовой связи является поперечная рессора (рисунок 7.7, д), которая дает возможность гусеничным тележкам перемещаться в вертикальной плоскости, почти не нарушая положения рамы. В многоосных автомобилях высокой проходимости также стремятся соответствующей конструкцией подвески обеспечить машине возможность приспосабливаться к неровностям местности. Для того чтобы колеса «обтекали» препятствия, не отрываясь от грунта, их обычно связывают балансирами. Чаще всего эту роль выполняют рессоры, закрепленные шарнирно на раме и опирающиеся на два ведущих моста. Конструкция подвески, кроме того, должна допускать некоторый перекос осей мостов автомобиля (рисунок 7.7, з). Предельный угол ф характеризует приспосабливаемость машины к неровностям грунта. 7.4 Плавность хода и характеристика подвески Подрессоренные массы автомобиля или трактора, опирающиеся на рессоры, в общем случае обладают шестью степенями свободы. Выведенные из состояния равновесия, они могут совершать линейные и угловые "перемещения относительно трех осей. Направляющие устройства подвески и силы сцепления колес или гусениц с грунтом ограничивают некоторые из этих возможных перемещений. Практически лишь два из них оказывают влияние на плавность хода машины — это ее вертикальные колебания и продольные угловые колебания вокруг поперечной оси машины. Многочисленные аналитические и экспериментальные исследования подвесок выявили, что основным показателем плавности хода являются частоты собственных колебаний подрессоренных масс Дифференциальное уравнение свободных гармонических колебаний массы М на упругом основании позволяет получить выражения для частоты и периода колебаний: ω= m 1 / cek M и T= 2π ω = 2π M cek m где m — коэффициент или модуль жесткости рессоры. Переходя к числу колебаний в минуту, получаем: n= 60 30 m = T π M Число колебаний больше 150 в минуту приво- дит к неприятной тряске, а число колебаний меньше 60 к укачи- ванию. Таким образом, необходимая плавность хода и смягчение ударов при встрече с неровностями пути достигаются благодаря правильному выбору частоты колебаний машины, которая зависит главным образом от жесткости подвески. Если в формуле выразить М через коэффициент жесткости рессор и их статический прогиб, получим n= 30 π mg 300 ≈ mf CT f CT где f CT — средний статический прогиб рессор подвески под воздействием подрессоренных масс, см. Явление колебания автомобиля или трактора очень сложно, так как рама машины опирается не на одну рессору. Под воздействием внешних сил возникают продольные угловые колебания, так называемое г а л о п и р о в а н и е машины. Опыт конструирования подвесок показал, что для уменьшения галопирования целесообразно подбирать примерно одинаковыми так называемые парциальные частоты, а следовательно, и прогибы передних и задних рессор. Статические прогибы рессор у большинства современных автомобилей лежат в следующих пределах (мм): Грузовые автомобили ............ ........................................80—120 Легковые автомобили с хорошей подвеской ......200—250 Тип и конструкция подвески, а также клиренс машины ограничивают возможный подъем колеса и катка, а следовательно, и полный прогиб рессоры fп. Если сделать подвеску очень мягкой, то может оказаться, что под воздействием подрессоренного веса машины рессоры почти полностью прогнутся. Тогда при незначительной дополнительной нагрузке или толчках удары об ограничители будут очень частыми и резкими. Поэтому полный прогиб рессоры f П лишь частично используют на f CT , оставляя часть f П для восприятия дополнительных динамических нагрузок, т. е. f П = f CT + f ДИН Связь между деформацией рессоры и нагрузкой на нее принято называть характеристикой подвески (рисунок 7.8). Жесткость подвески определяется тангенсом угла наклона касательной к линии характеристики. Очевидно, что одну и ту же потенциальную энергию упругости рессор, измеряемую площадью под линией характеристики, можно получить прямолинейным или криволинейным законом ее изменения. Несомненно, что характеристика подвески зависит от типа машины, характера нагрузки, условий, в которых она должна работать, и т. д. Рисунок. 7.8. Характеристики подвески Для пассажирских автомобилей и других машин с более или менее постоянной полезной нагрузкой желательна характеристика типа аса' (рисунок 7.8). При статической нагрузке и незначительных отклонениях от нее подвеска очень мягка и лишь при существенных изменениях нагрузки жесткость ее плавно увеличивается. В грузовых автомобилях, работающих с большим диапазоном полезной нагрузки, целесообразнее иметь подвеску с характеристикой типа bcb'. При небольших нагрузках или при езде без нагрузки подвеска достаточно мягка (участок bd); при увеличении нагрузки, чтобы прогиб рессоры не увеличивался чрезмерно, жесткость подвески также растет. Необходимое протекание характеристики подвески достигается соответствующей конструкцией ее (несколько пружинных элементов, изменение соотношения плеч рычажной системы и т. д.) На рисунке 7.9 представлена широко распространенная конструкция подвески грузовых автомобилей. Она состоит из двух рессор: основной и дополнительной. Пока нагрузка невелика, работает только основная рессора (участок bd характеристики bcb' на рисунке 7.8). При увеличении нагрузки рама садится на дополнительную рессору, этому соответствует точка d характеристики, и затем работают уже обе рессоры, обладающие суммарной высокой жесткостью (участок ab' характеристики). Для сравнения характеристик подвесок все многообразие их схем сводят обычно к расчетной схеме с приведенным к оси колеса модулем рессоры. Рисунок. 7.9. Задняя рессора автомобиля: / — передний шарнир, через который передается толкающее усилие; 2 — дополнительная рессора; 3— стремянка; 4 — хомутик; 5 — основная рессора; 6 — рама Суть приведения заключается в следующем. По значению модуля жесткости рессоры, примененной в конструкции подвески, соотношению плеч и сил рычажной системы, связывающей колеса с рамой, находят модуль рессоры, которой можно заменить реальную рессору. У этой рессоры с приведенным модулем деформация совпадает с подъемом колеса или катка. Все сказанное ранее о статическом и динамическом прогибах, о связи деформации с нагрузкой и т. д. относится к расчетной схеме с приведенным модулем рессоры. 7.5 Конструкция упругих элементов подвески В качестве упругих элементов подвесок чаще всего применяются листовые рессоры и винтовые пружины, а в последние годы стержни или наборы стержней, работающих на кручение (торсионы). Конструкция листовой рессоры показана на рисунке 7.9 Помимо своей основной функции, листовые рессоры на автомобилях обычно используют для передачи толкающих усилий. Они же воспринимают поперечные и продольные силы взаимодействия, колес с грунтом. Листовые рессоры используют и на тракторах, в виде поперечных полуэллиптических рессорных балок (гусеничные тракторы ЧТЗ, колесные тракторы), а также в виде четвертьэллиптических рессор в подвеске трактора ТДТ-40 и др. Рисунок 7.10 Схемы торсионной подвески а — торсионная подвеска трактора б — конструкция крепления торсионов 1 — рычаг подвески 2 — втулка 3 — штифт 4 и 5 — торсионы; в — независимая торсионная подвеска задних полумостов автомобиля Винтовые пружины чаще всего применяют в независимой подвеске передних колес автомобилей и в подвеске гусеничныx тракторов (рисунки 7.7, б, в, г) В торсионных подвесках в качестве упругого элемента чаще всего применяют цилиндрический стержень, на утолщенных концах которого нарезаны шлицы. На рисунке 7.10,а-показана схема торсионной подвески гусеничного трактора. Рычаг подвески, на котором находится опорный каток, соединен с выступающим концом торсионного стержня. Второй конец его закреплен в противоположной балке рамы. При подъеме катка рычаг поворачивается и закручивает торсион. Одна из конструкций крепления торсионов показана на рисунке 7.10, б. Рычаг 1 подвески напрессован на втулку 2 и вместе с ней может качаться в подшипниках скольжения кронштейна рамы. Такое устройство полностью разгружает торсионы от изгибающих моментов. Во втулке 2 нарезаны внутренние шлицы, в которые вставляется шлицевой конец торсиона 5. Торсион 4 опорного катка противоположной стороны проходит параллельно торсиону 5 и закреплен штифтом 3 от осевых перемещений. Если расстояние между балками или лонжеронами рамы недостаточно для размещения торсиона необходимой длины, его иногда заканчивают соединением с трубой, внутри которой он проходит. Этой трубой, работающей на кручение и направленной в обратную сторону, удлиняют торсионную рессору Иногда в автомобилях при независимой подвеске колес торсионы размещают вдоль машины (рисунок 7.10, в). Металлические рессоры изготовляют из кремнемарганцовистых и кремнистых сталей (55 ГС; 55 С2; 60 С2) и хромомарганцовистой стали 50XF. Их подвергают термической обработке, а иногда и поверхностному упрочнению (наклепу). Расчет рессор ведут обычно по статической нагрузке Z CT от подрессоренного веса, приходящегося на колесо или каток. Допускаемые напряжения при статическом прогибе листовых рессор принимают σ CT = 6000кг / см 2 и проверяют, чтобы при наибольшем динамическом прогибе σ CT < 10000кг / см 2 Диаметр торсионного стержня определяется при расчете его на прочность по крутящему моменту M CT ≈ Z CT RP где RP — длина рычага подвески. Рабочую длину l стержня находят по углу закручивания, необходимому для обеспечения статического хода колес fCT ϕ CT = f CT R Допускаемое напряжение τ CT ≤ 4000кг / см 2 . Выбор типа упругого элемента определяется в первую очередь общей компоновкой машины и конструкцией подвески. Однако следует помнить, что при кручении материал рессоры используется более полно, чем при изгибе. Поэтому вес листовой рессоры намного больше веса винтовой пружины или торсиона. Но листовая рессора из-за трения между ее листами способствует гашению колебаний. Кроме металлических рессор, в последнее время начинают использовать резиновые и пневматические упругие элементы. Резиновые рессоры в виде лент, работающих на растяжение, или цилиндров, подвергающихся сжатию, применяют довольно редко на автомобилях и тракторах. Рисунок 7.11 Схемы пневматической и гидропневматической подвески а, б — пневматическая подвеска, 1 — балка моста автомобиля, 2 —упругий элемент (баллон), 3 — рама, 4 — дополнительный резервуар, 5 —регулятор, 6 — компрессор, 7 —резервуар, 8 —стойка привода регулятора, в — гидропневматическая подвеска 1 — насос высокого давления, 2 — предохранительный клапан, 3 — гидравлический аккумулятор, 4— регулятор, 5 —клапанная система (амортизатор), 6 — полость с воздухом, 7 —поршень, 8 —золотник регулятора, 9 — бак Упругие элементы из резины широко используют в качестве ограничителей прогиба рессор (буферов), которые смягчают удары, если не хватает упругого хода основных рессор. Пневматическая и гидропневматическая подвески обладают очень большими возможностями. 7.6 Устройство для гашения колебаний Для гашения колебаний машины, когда трение между деталями подвески недостаточно, в ее конструкцию вводят специальные устройства — гидравлические амортизаторы рычажного и телескопического типов. На рисунке 7.12 показано устройство рычажного амортизатора двустороннего действия и его установка на раме автомобиля. Он создает сопротивления при ходе сжатия рессоры и при ходе отдачи. Когда рессора прогибается, рычажная система перемещает поршень 2. При этом жидкость из полости 3 перетекает через каналы и клапаны в полость 1. Рисунок 7.12. Схема гидравлического амортизатора и его установки а — схема амортизатора двустороннего действия: 1 и 3 — полости амортизатора, 2 — двойной поршень, 4 — рычаг, 5 и 6 — клапаны; б — схема установки амортизатора Силу сопротивления, создаваемую амортизатором, можно приближенно считать пропорциональной скорости перемещения рамы Ta = kv , где k — коэффициент пропорциональности. Влияние сопротивления амортизатора на интенсивность затухания колебаний во многом зависит от конструкции подвески, установки амортизатора и общих параметров машины. Контрольные вопросы 1. Каково назначение отдельных элементов подвески 2. Сформулируйте условия работы ходовой части лесотранспортной машины и силы действующие на ее элементы. 3. Запишите и проанализируйте аналитические выражения параметров амортизатора. 4. Сформулируйте принципы, заложенные в основы работы телескопического амортизатора. 5. Приведите классификацию шин. 6. Сформулируйте перспективные направления совершенствования шин. 7. Запишите и проанализируйте аналитические выражения показателей шин. 8. Каково назначение амортизационно-натяжного устройства? 9. Сформулируйте перспективные направления развития гусеничного движителя. 10.Охарактеризуйте типы подвесок лесотранспортных машин. Лекция 8 Механизмы управления лесотранспортных машин. План: 8.1 Управляемость лесотранспортных машин. 8.2 Кинематика поворота и установка управляемых колес. 8.3 Конструкция рулевых механизмов. 8.4 Назначение и типы тормозов 8.5 Конструкция тормозов. 8.6 Приводы управления тормозами. 8.1 Управляемость лесотранспортных машин. Поворот автомобилей и колесных тракторов может быть осуществлен различными способами: поворотом управляемых колес или шарнирносочлененных секций машины (рисунок 8.1, а, б, в, д), созданием различных сил тяги на неуправляемых колесах забегающей и отстающей сторон машины (рисунок 8.1, г ) и одновременным применением обоих способов (рисунок 8.1, в). Наиболее распространен первый способ. У всех автомобилей направление движения изменяется, как правило, поворотом управляемых колес. Для повышения маневренности, иногда, когда это диктуется особыми условиями работы, делают управляемыми не одну, а две и более пары колес. Известны конструкции четырехосных автомобилей высокой проходимости со всеми ведущими колесами, которые одновременно являются и управляемыми. Однако в большинстве трехосных автомобилей, в том числе и лесовозных (ЗИЛ-157, ЗИЛ-131, КРАЗ-214), чтобы не усложнять привод к ведущим колесам и рулевой механизм, делают управляемыми лишь переднюю пару колес. . . В последние годы получили большое распространение колесные тракторы и тягачи со всеми ведущими колесами. Чтобы лучше использовать их тягово-сцепные возможности, передняя ось нагружается значительной частью общего веса машины и груза. Поэтому в большинстве конструкций таких тягачей диаметр шин передних и задних колес одинаков. Кроме того, для повышения проходимости на этих машинах применяются шины низкого давления и больших размеров как по ширине, так и .по диаметру. Вследствие этого угол поворота управляемых колес у колесных тягачей указанного типа становится весьма ограниченным и маневренность резко ухудшается. Поворот большеколесных тягачей можно осуществить двумя путями. Все колеса делают неуправляемыми, и поворот осуществляется всем бортом аналогично повороту гусеничных машин (рисунок 8.1, г). Для этого должны быть созданы необходимые силы тяги РК2 И РК1 на ведущих колесах забегающей и отстающей сторон. Рисунок 8.1. Способы поворота колесных машин: а — поворот передними управляемыми колесами; б — передние и задние управляемые колеса; в — сочетание двух способов (управляемых колес и разности сил тяги); г — поворот всем бортом при помощи различных сил тяги; д — поворот шарнирно-сочлененными секциями тягача Однако этот способ поворота имеет ряд существенных недостатков: повышенный износ шин, пониженную устойчивость против заноса, трудность осуществления плавного поворота, большие затраты мощности при повороте и т. д. Значительно более удачным оказался второй способ поворота. Колеса по-прежнему остаются неуправляемыми, но сама машина состоит из двух секций. Они шарнирно сочленены и при помощи сервомеханизмов могут поворачиваться в плане одна относительно другой. Обычно, кроме шарнира с вертикальной осью, в сочленении секции имеется горизонтальный шарнир, дающий возможность машине лучше приспосабливаться к неровностям грунта. Поворот по такой схеме применяют на мощном экспериментальном тягаче Т-210 Онежского тракторного завода, на тракторах К-700 и Т-125, на американском лесовозном тягаче Ле-Турно и др. Как показали испытания, шарнирно-сочлененные тягачи хорошо поворачиваются и благодаря этому обладают более высокой средней скоро- стью по сравнению с другими механизмами управления. Однако наряду с положительными качествами поворот секциями имеет ряд недостатков. Так как центр тяжести секций при повороте смещается относительно продольной оси машины, поперечная устойчивость ее снижается. Несколько хуже также устойчивость прямолинейного движения по сравнению со способом поворота управляемыми колесами. На большинстве колесных тракторов малой и средней мощности поворот осуществляют так же, как и на автомобилях — передними управляемыми колесами. Часто, в дополнение к повороту управляемых колес, в приводах управления предусматривают возможность раздельного торможения задних ведущих колес. Притормозив или полностью затормозив ведущее колесо отстающего борта машины (рисунок 8.1, е), Рисунок. 8.2. Схема поворота автомобиля можно намного повысить маневренность машины. Эта возможность позволяет управлять трактором при снижении нагрузки на передние колеса. Рассмотрим на примере автомобиля условия управляемости колесной машины. На рисунке 8.2. изображена схема поворота обычного автомобиля с передними управляемыми, но не ведущими колесами. Приложенная рамой к оси колес толкающая сила Р может быть разложена на составляющие Р х и P Y. Для движения автомобиля в заданном направлении необходимо, чтобы управляемые колеса катились в плоскости своего движения, не скользя вбок. Выполнение этого условия, которое и является условием управляемости автомобиля, возможно, если PY = P sin a < Рφ; Px = P cosa > Pf, где: Рφ =ZK φ — сила сопротивления боковому сдвигу (ZK— нагрузка на колесо); Pf = ZKf — сила сопротивления качению колеса. Подставив значения Рφ и Pf получим условие управляемости автомобиля при повороте: ftgα < ϕ . Так как углы поворота управляемых колес обычно не превышают 40— 45°, а коэффициент сцепления на сухих грунтах намного больше коэффициента f, условие управляемости автомобиля выполняется с запасом. Но при движении по сыпучим и скользким грунтам, таким как песок, снег и др., с малым значением коэффициента сцепления и большим сопротивлением качению управляемые колеса начинают сдвигаться вбок и управляемость машины ухудшается. 8.2 Кинематика поворота и установка управляемых колес. Рассмотрим поворот автомобиля при, некоторых допущениях, упрощающих этот процесс. При достаточном сцеплении с грунтом и отсутствии бокового увода из-за упругости шин можно исключить боковое скольжение, если колеса автомобиля будут катиться по дугам окружностей с центром О (рисунок 8.2). Для того чтобы это условие было выдержано, необходимо повернуть управляемые колеса на разные углы. Внутреннее колесо, катящееся по дуге меньшего радиуса, должно поворачиваться на больший угол, чем внешнее колесо. Очевидно, что управляемые колеса должны быть связаны специальным устройством, которое поддерживало бы соотношение при различных радиусах поворота. Такое устройство называется рулевой трапецией. Угол поворота управляемых колес определяет маневренность автомобиля. Чем меньше радиус траектории, описываемой наружным колесом, тем меньше площадь, необходимая для поворота машины. Как это видно из схемы рисунка 8.2, RH = L , sin α Сделав задние колеса управляемыми в дополнение к передним (рисунок 8.1, б), можно намного повысить маневренность автомобиля. На рисунке 8.3, а показана простейшая схема рулевого управления автомобиля. Его принято разделять на две части: рулевой механизм, состоящий из штурвала 11, передачи 10 и заканчивающийся рулевой сошкой 8, и р у л е в о й п р и в о д из рычагов 7, 2 и т. д. С балкой 3 переднего моста шарнирно связаны поворотные цапфы / и 5, на которых свободно на подшипниках смонтированы управляемые колеса. К поворотным цапфам прикреплены рычаги 4 и 12, связанные поперечной рулевой тягой 6 и образующие рулевую трапецию. Если бы между рычагами 4 и 12 и поперечной тягой 6 был прямой угол, колеса поворачивались бы на одинаковые углы, наличие же трапеции (рисунок 8.3, б) приводит к различным углам поворота колес. Для того чтобы вернуть колеса автомобиля, прижатые к дороге приходящимся на них весом, и преодолеть возникающие при этом сопротивления, необходим значительный поворачивающий момент. Поэтому для снижения усилия, которое должно быть приложено водителем к рулевому колесу, в рулевом механизме и рулевом приводе осуществляется большое передаточное число Рисунок 8.3 Схема рулевого управления автомобилем: 1, 5 —поворотные цапфы; 2 — рычаг поворотной цапфы; 3 — балка переднего моста; 4 — рычаг, связанный с цапфой; 6 — поперечная рулевая тяга; 7 — продольная рулевая тяга; 8 — рулевая сошка; 9 — вал передачи; 10— передача; // — рулевое колесо (штурвал); 12 — рычаг Это кинематическое передаточное число создается червячной или иной передачей, вводимой в рулевой механизм, а также соотношением плеч рычагов в рулевом приводе. Значение его для грузовых автомобилей лежит в пределах i р.у=12 ÷ 25. При увеличении передаточного числа усилие на рулевом колесе снижается, но, естественно, растет угол его по- ворота и увеличивается время, необходимое для полного поворота управляемых колес. Следовательно, на быстроходных машинах нельзя делать очень большим передаточное число рулевого управления. На относительно тихоходных тяжелых грузовых автомобилях допускают до 2—2,5 оборота штурвала на полный угол поворота управляемых колес от положения их, соответствующего прямолинейному движению. Тем не менее и при таких больших ' передаточных числах утомляемость водителя велика. Поэтому на машинах с большой нагрузкой управляемых колес и шинах сверхнизкого давления вводят в помощь водителю усилители рулевого управления. В зависимости от назначения и типа автомобилей передаточное число рулевого управления может быть постоянным или изменяться соответственно углу поворота управляемых колес. Установившегося мнения о законах его изменения пока нет. На машинах большой грузоподъемности, к каким относятся лесовозные автомобили, считают целесообразным иметь при небольших углах поворота большое передаточное число, уменьшающееся по мере увеличения угла поворота управляемых колес. Это необходимо для того, чтобы уменьшить усилие на штурвале при пологих поворотах, которые чаще всего встречаются. Для облегчения управления автомобилем и придания большей устойчивости его движению оси шкворней поворотных цапф устанавливают не вертикально, а с некоторым углом наклона по отношению к вертикальной плоскости. Этот наклон осей шкворней, являющихся осями поворота управляемых колес, способствует их с т а б и л и з а ц и и , заключающейся в том, что колесо стремится сохранить положение прямолинейного движения и возвращаться к нему из состояния поворота. Наклон шкворня на угол у в продольной плоскости перемещает точку пересечения оси шкворня с поверхностью дороги несколько вперед по отношению к середине площадки контакта шины с дорогой. Равнодействующая боковых реакций дороги, приложенная примерно посредине пятна контакта, создает момент, стремящийся вернуть колесо в исходное положение. Боковой наклон шкворня на угол β также способствует стабилизации управляемых колес. В этом легко убедиться, если мысленно повернуть колесо на 180°. Так как колесо поворачивается вокруг оси шкворня, то нижние точки колеса должны были бы врезаться в грунт; на самом же деле произойдет подъем передней оси автомобиля. Таким образом, при повороте колеса совершается некоторая работа по подъему приходящегося на него веса, зато эта же сила веса повернет колесо в обратном направлении, как только со штурвала будет снято усилие руки водителя Для стабилизации колес передача рулевого механизма должна быть обратимой, т. е. самотормозящей. Однако обратимость передачи руле- вого механизма приводит к тому, что удары, которым подвергаются колеса, не могут полностью поглощаться трением, а передаются на штурвал и руки водителя. Поэтому в большинстве автомобилей передачу рулевого механизма конструируют так, чтобы она была на грани между обратимостью и необратимостью. Выше указывалось, что боковой наклон шкворня, введенный в целях стабилизации колес, требует дополнительного усилия на подъем передней части машины. Это компенсируется тем, что указанный наклон уменьшает расстояние / между точкой пересечения оси шкворня с поверхностью дороги и средней плоскостью колеса. Уменьшение этого расстояния соответственно снижает момент, необходимый для поворота колеса. Управляемые колеса автомобиля также устанавливают под некоторым углом а к вертикальной плоскости, который называется углом р а з в а л а , кроме того, образуют с продольной плоскостью симметрииавтомобиля (в плане) угол б, так называемый у г о л схода колес Если бы колесам не был заранее придан угол а, то вследствие выбора зазоров в подшипниках, износа шкворней, деформации цапф и других деталей колеса получили бы развал в обратную сторону. Это привело бы к неприятным последствиям: появлению боковой составляющей, стремящейся стянуть колесо с цапфы, вследствие чего дополнительно нагружался бы внешний, обычно меньший по размерам подшипник. Во избежание этих явлений вводится угол развала колеса . Введение этого угла приводит к тому, что колеса стремятся катиться не по прямой линии, а по расходящимся кривым, а отсюда, как следствие, может возникнуть дополнительное скольжение и повышенный износ шин. Для компенсации этого вводится угол б схода колес,. благодаря которому колеса как бы стремятся сойтись на продольной оси симметрии автомобиля. Сход колес определяется разностью размеров А и В .Для каждой марки машины она имеет свое значение. Необходимо помнить, что неправильная установка схода колес приводит к усиленному износу резины и перерасходу топлива. 8.3 Конструкция рулевых механизмов. Передачи рулевых механизмов выполняются в различных конструктивных вариантах: цилиндрический червяк и кривошип с пальцем (рисунок 8.3 а); глобоидальный червяк и ролик (рисунок 8.4 б), цилиндрический червяк и червячный сектор (рисунок 8.4 в) и др. Конструкция передачи с глобоидальным червяком и роликом показана на рисунке 8.4, г. Глобоидальные червяки получили распространение на современных автомобилях в связи с тем, что Рисунок 8.4 Конструктивные схемы передач рулевого управления а — цилиндрический червяк и кривошип б — глобоидальный червяк и ролик в — цилиндрический червяк и червячный сектор 1 — кривошип, 2 — палец кривошипа 3 — цилиндрический червяк 4 — рулевая сошка 5 — ролик 6 — глобоидальный червяк 7 — цилиндрический червяк 8 — червячный сектор г — конструкция передачи с глобоидальным червяком и роликом 1 — глобоидальный червяк 2 — вал ролика 3 — бронзовая втулка 4 — подшипник роликовый 5 — цилиндрический хвостовик вала ролика 6 — регулировочная гайка 7 — палец ролика 8 — радиально упорный подшипник 9 — ролик при повороте сектора или вала с роликом сохраняется величина зацепления Ролик 9 (в данном случае двухгребневой) посажен на два радиально упорных подшипника 8, во внутренние обоймы которых запрессован палец 7. Вал 2 ролика опирается на подшипник 4 с цилиндрическими роликами и на бронзовую втулку 3 Регулировка зацепления производится регулировочной гайкой 6, в паз которой через прорезь введен цилиндрический хвостовик 5 вала 2. Вращением гайки 6 можно перемещать вал 2 как в одном, так и в другом направлении. Оси червяка и ролика несколько смещены относительно друг друга и, меняя величину этого смещения, регулируют зазор в зацеплении. В конструкции рулевого привода для соединения между собой рычагов и тяг Рисунок 8.5 Связь рулевой передачи с передним мостом а — схема перемещения шарнира продольной тяги рулевого привода б — конструкция продольной тяги / — шаровой палец 2 — сухари 3 — пружина 4 — масленки 5 — рычаг применяются мелкие, так называемые елочные шлицы на конусах, а там, где необходимо шарнирное сочленение — шаровые шарниры, так как тяги зачастую перемещаются не в одной плоскости. Кроме того, расстояние между центрами шаровых концов рулевой сошки и рычага поворотной цапфы изменяется при перемещении колес в вертикальной плоскости. Это наглядно видно из схемы на рисунке 8.5, а Шарнир, соединяющий продольную тягу рулевого привода с рычагом поворотной цапфы, должен перемещаться по дуге АА с центром в точке О1 и в то же время по дуге ВВ с центром в точке О2 Если связь переднего моста с рулевой передачей, установленной на раме, сделать неизменной по длине, то при вертикальных перемещениях управляемых колес может происходить их поворот. Чтобы избежать этого, в конструкцию продольной рулевой тяги вводят пружины, позволяющие изменять длину тяги при перемещениях колес в вертикальной плоскости. В качестве примера такой конструкции на рисунке 8.5 б показана продольная рулевая тяга автомобиля ЗИЛ. На шлицы шарового пальца 1 посажен рычаг 5 и затянут гайкой; шаровой конец пальца помещен между двумя сухарями 2, которые прижаты к пальцу пружиной 3. Смазка шарового шарнира производится через масленки 4 Легкость и удобство управления определяются величиной усилия, которое необходимо приложить к рулевому колесу, чтобы повернуть автомобиль. Кроме того, это усилие должно быть пропорциональным моменту сопротивления повороту управляемых колес, чтобы водитель таким образом не терял «ощущения дороги». Рисунок 8.6 Схема гидравлического усилителя рулевого управления: 1 — силовой цилиндр; 2 — управляемое колесо; 3 — тяга связи колеса с корпусом распределителя (обратная связь); 4 — золотник; 5 и б — каналы подвода масла в силовой цилиндр; 7 — штурвал 8 и 10 — каналы слива масла; 9 — нагнетательная магистраль; 11 —гидропневматический аккумулятор; 12 — обратный клапан; 13 — масляный насос ; 14 — бачок Суммарный момент сопротивления управляемых колес повороту складывается из ряда моментов. Основными из них являются момент сопротивления скольжения пятна контакта шины с дорогой и момент сопротивления обкатке колеса вокруг оси шкворня на плече. Наибольшее усилие, которое должен приложить водитель к рулевому колесу при повороте управляемых колес на месте, составит Pmax = Mc Ri p , yη p , y где M c — суммарный момент сопротивления повороту управляемых колес R — радиус рулевого колеса (штурвала); i p, y = i 'i " ' кинематическое передаточное число рулевого устройства ( i " — передаточное число рулевого механизма, i — передаточное число рулевого при вода), η p, y — кпд рулевого управления (при передаче усилив от рулевого колеса к цапфе управляемого колеса). Как уже отмечалось выше, для грузовых автомобилей большой грузоподъемности с большой нагрузкой на управляемые колеса усилие на штурвале может оказаться значительным, и в конструкцию рулевого управлений часто вводят усилители пневматического или гидравлического типа. Так как от работы рулевого управления зависит безопасность движения, к усилителю предъявляют ряд требований. Главным из них является обеспечение «ощущения дороги», т е пропорциональности усилия на штурвале повороту колес, а также прекращение их поворота, как только они повернутся на угол, заданный водителем. Следовательно, в конструкции усилителя любого типа обязательны следующие элементы: насос или компрессор, распределитель и привод к нему силовой исполнительный механизм (обычно силовой цилиндр), а также обратная связь между управляемыми колесами и распределителем В качестве примера рассмотрим схему усилителя гидравлического типа (рисунок 8.6) Насос 13 подает масло в нагнетательную магистраль 9 через обратный клапан 12. Для поддержания постоянного давления в систему введен гидропневматический аккумулятор 11. Масло сливается по каналам 8 и 10 в бачок 14. При повороте штурвала 7 золотник 4 распределителя перемещается, соединяя магистраль 9 с каналами 6 или 5 в зависимости от направления поворота. При соединении магистрали 9 с каналом 6 масло под давлением поступит в полость справа от поршня силового цилиндра 1 и начнет поворачивать против часовой стрелки управляемое колесо 2, связанное тягой 3 с корпусом распределителя. Поворачиваясь, оно перемещает корпус относительно золотника и прерывает подачу масла в силовой цилиндр, как только штурвал остановится. Лишь тогда, когда водитель продолжит поворот штурвала, усилитель вновь включится в работу. Таким образом, обратная связь (тяга 3) создает так называемое следящее устройство — управляемое колесо «следит» за поворотом штурвала. 8.4 Назначение и типы тормозов Тормоза предназначены для снижения скорости движения и полной остановки машины, а также для удержания ее на подъемах или спусках. В гусеничных тракторах и некоторых типах колесных тракторов они, кроме того, нужны для раздельного торможения гусениц или колес при поворотах. Процесс торможения автомобиля или трактора представляет не что иное, как превращение кинетической энергии движущейся массы машины в работу трения и затем в тепло. При резком (аварийном) торможении, когда колеса перестают вращаться, вся кинетическая энергия машины преобразуется в нагрев и местный износ шины. Такое торможение резко увеличивает опасность заноса. При нормальном торможении большая часть энергии поглощается тормозами, и поэтому их рассчитывают не только на создание необходимого тормозного момента, но и на нагрев и износ. В наиболее трудных условиях находятся тормоза большегрузных автомобилей, движущихся с большой скоростью, которую можно снизить только посредством внешних сил, направленных против движения автомобиля (сила сопротивления качению, сопротивление воздуха и тормозная сила). Влияние первых двух сил у автомобилей незначительно, что подтверждается величиной их свободного пробега. Если отъединить колеса от двигателя, выключив сцепление, автомобиль будет двигаться замедленно, причем путь такого свободного пробега на дорогах составит 200—300 м. Основной внешней силой сопротивления при торможении является тормозная сила — касательная реакция между колесами и дорогой, направленная против движения. Она возникает, когда колодки тормоза прижимаются к тормозным барабанам колес. Создается тормозной момент M τ , приложенный к колесу. Наибольшее значение тормозной силы Pτ , max = ϕZ где: ϕ — коэффициент сцепления колеса с дорогой или почвой; Z — нормальная к плоскости движения суммарная реакция дороги на тормозные колеса. Обычно все колеса автомобиля снабжаются тормозами, поэтому на горизонтальном участке пути значение Z совпадает с Ga — полным весом автомобиля. Максимальное замедление машины находится из выражения ϕG a = δ G a dv a ⋅ ; g dt jτ , max = dv a gϕ = dt δ где: δ — коэффициент, учитывающий влияние вращающихся масс; va — скорость автомобиля. При резком торможении на дороге с высоким значением коэффициента сцепления jτ ,max может достигнуть очень большой величины — 7,5— 8 м / сек 2 . Нормальное торможение должно давать меньшие значения jτ . При проверке тормозных систем большегрузных автомобилей принято считать нормой интенсивности торможения jτ ≈ 5 м / сек 2 . Тормозной путь также характеризует эффективность тормозной системы и влияет на динамические качества машины. Чем интенсивнее водитель может тормозить машину, тем выше безопасная скорость движения, меньше время, затрачиваемое на снижение скорости или остановку, и выше средняя скорость движения. Тормозной путь может быть приблизительно найден из выражения 2 G v PT S T = δ a a 2 2g 3,6 где: PT — тормозная сила, кг; S T — тормозной путь, м; v a —- скорость автомобиля, км/ч. Считая тормозной момент M T и тормозную силу PT постоянными величинами (при уже установившемся торможении с полной интенсивностью) и подставив вместо PT ее наибольшее значение, равное ϕGa находим наименьший путь торможения: ST = δv a 2 2 g 3,6 2 ϕ м Из полученного выражения очевидно, что тормозной путь при достаточно сильных тормозах зависит от скорости движения и коэффициента сцепления. Тормозной путь при прочих равных условиях пропорционален квадрату скорости, поэтому превышать устанавливаемые ограничения по скорости очень опасно. Действительный тормозной путь несколько больше расчетного, так как торможение не нарастает мгновенно и, кроме того, несколько запаздывает реакция водителя. Рисунок 8.7 Схема расположения тормозов на автомобиле 1 — тормоз с ножным управлением 2 — дополнительный тормоз на задних ко лесах с ручным управлением 3 — центральный (трансмиссионный) тормоз Из предыдущего следует, что надежность тормозных устройств на быстродвижущихся машинах исключительно важна, так как от нее зависят безопасность и средняя скорость движения. Поэтому на грузовых автомобилях вводят обычно две независимые системы тормозов одну с ножным управлением, действующую на все колеса машины, и вторую с ручным управлением, действующую на дополнительные тормоза задних колес, либо на центральный тормоз (рисунок 8.7) Ручной тормоз обычно имеет удерживающее устройство для фиксации рычага и поэтому используется для затормаживания машины на обычных остановках, а также в качестве «горного» тормоза при вынужденных остановках, на подъемах и спусках На тракторах, кроме того, имеются храповые устройства на педалях или рычагах тормозов, позволяющие фиксировать их в затянутом состоянии. При длительном торможении на затяжных спусках горных дорог неизбежен перегрев тормозов Перегрев, как правило, приводит к снижению коэффициента трения тормозных фрикционных накладок, что еще больше утяжеляет условия работы тормозов В помощь им обычно тормозят машину двигателем. Чтобы увеличить момент сопротивления двигателя, иногда перекрывают частично впускной трубопровод, прекращая подачу топлива. На машинах, предназначенных для работы в горных условиях, дополнительно к основной системе тормозов начинают применять специальные гидравлические или электрические замедлители. Наряду с этим принимают меры для более интенсивного охлаждения тормозов. На автомобилях и тракторах встречаются три типа тормозов колодочные (с внутренними колодками), ленточные и дисковые (последние используют редко и только для центральных тормозов). На автомобилях, как правило, применяются колодочные тормоза, на гусеничных тракторах — исключительно ленточные. К тормозной системе, от которой во многом зависит безопасность движения машин, предъявляют следующие основные требования:
возможность плавного торможения и создание необходимого тормозного момента;
правильное распределение тормозного момента между отдельными тормозами машины;
пропорциональность между усилием на педали и тормозным моментом;
минимальное запаздывание работы тормозной системы;
отсутствие произвольного самозатягивания тормозов и надежность отхода колодок и -лент от барабанов по окончании торможения;
удобство и легкость управления; 8.5 Конструкция тормозов. Типичный колодочный тормоз изображен на рисунке 8.8, а. Опорный тормозной диск 5 крепится к фланцу неподвижного кожуха полуоси. Ко- лодки 1 тормоза сидят на эксцентриковых шайбах 10, которые посажены на пальцы 11. Поворотом этих шайб можно регулировать положение нижнего края тормоз них колодок, уменьшая или увеличивая зазор между ними и тормозным барабаном. После регулировки эксцентриковые шайбы затягиваются гайками 9, колодки же могут свободно поворачиваться вокруг шайб 10. Пружина 8 стягивает обе колодки до упора в эксцентрики 4, установленные в опорном диске 5. Предварительно сжатая сильная пружина 6 фиксирует эксцентрики в любом положении. Поворотом этих эксцентриков за наружную головку 3 можно регулировать величину зазора между колодками и барабаном. От боковых перемещений тормозные колодки удерживаются пружиной 2, которая прижимает их к угольнику 12, приклепанному к опорному диску 5, что, однако, не мешает повороту колодок. Колодки раздвигаются и прижимаются к тормозному барабану при помощи кулачковых разжимных устройств или пальцев, связанных с расходящимися поршнями 7 тормозного цилиндра. Рассмотрим силы, действующие на тормозные колодки симметричного тормоза, считая сосредоточенными реакции между колодками и барабаном (рисунок 8.8, б). К колодкам приложены одинаковые разжимные усилия, что обычно наблюдается при гидравлическом приводе. Из схемы сил видно, что сила трения X 1 между обшивкой левой колодки и барабаном и сила Р создают моменты одного знака относительно точки O1 ,стремясь повернуть и прижать колодку к барабану. Сила же трения X 2 и сила Р создают моменты разных знаков. Поэтому сила нажатия, а следовательно, и износ больше у левой колодки. Чтобы получить равномерный износ в тормозе, изображенном на рисунке8.8, а, обшивка левой колодки, на которую приходится большее усилие нажатия при переднем ходе автомобиля, сделана большей по размеру. Рисунок 8.8 Конструкция колодочного тормоза и схема сил, действующих на колодки: а — конструкция тормоза 1 — колодка тормоза, 2 — пружина удерживающая колодку от боковых перемещений, 3 — головка эксцентрика 4 — эксцентрик, 5 —опорный тормозной диск, 6 —пружина эксцентрика, 7 — поршень гидроцилиндра, 8 — стягивающая пружина, 9 — гайка эксцентриковой шайбы, 10 — эксцентриковая шайба, 11 — палец, 12 — угольник, б —схема сил 8.6 Приводы управления тормозами. К приводам управления тормозами предъявляются очень высокие требования, так как от них в большой мере зависят быстрота торможения и безопасность движения, а следовательно, и средняя скорость движения. Если тормоза неодновременно начинают торможение или тормозные моменты на правом и леном колесах будут различными, произойдет боковой занос автомобиля. Кроме того, приводы должны давать возможно меньшее отставание начала торможения от нажатия водителя на pi даль тормоза. Приводы к тормозам, так же как и приводы для управления другими механизмами (механизмами поворота, сцеплениями, ручными устройствами и т. д), могут быть разделены на два основных вида:
приводы, в которых работа по управлению совершается непосредственно водителем машины;
приводы с усилителями, когда в помощь водителю используется энергия двигателя (приводы с сервомеханизмами). По способу передачи усилия к управляемому механизму приводы делятся на механические, гидравлические, пневматические, электрические и комбинированные. Механические приводы без усилителей еще широко распространены на тракторах небольшой и средней мощности. Применяют их повсеместно и в приводе к центральным (трансмиссионным) тормозам автомобилей. На автомобилях небольшой грузоподъемности для управления главной системой тормозов преимущественное распространите получил гидравлический привод без усилителей (рисунок 8.9). Гидравлический привод, как видно из предыдущего, дает возможность получить одинаковые давления на колодки тормозов и обеспечивает одновременность начала торможения, что является большим достоинством этого типа привода. Недостаток его заключается в следующем: при нарушении герметичности системы в каком-либо одном месте вся она перестает работать. На грузовых автомобилях большой грузоподъемности наибольшее распространение получил пневматический привод, а в последнее время комбинированный гидропневматический. Давление на колодки тормозов создается сжатым воздухом, который нагнетается компрессором в ресивер. Компрессор приводится во вращение двигателем и поддерживает в системе давление 0,7—0,8 Мпа. Нажатием на педаль водитель воздействует на кран управления, и сжатый воздух направляется к камерам, связанным с тормозами. В корпусе зажата гибкая стальная диафрагм, на которую опирается упор. Пространство под диафрагмой может сообщаться с ресивером посредством впускного клапана, с воздухопроводом к тормозным камерам и с атмосферой через выпускной клапан. При нажатии на плунжер он через пружину давит на диафрагму, которая прогибается, и упор давит на коромысло. Оно закрывает выпускной клапан и, опираясь на него, открывает впускной Рисунок 8.9. Схема гидравлического привода к тормозам : 1 — главный цилиндр; 2 — трубопровод; 3 — тормозные цилиндры колес клапан, преодолевая давление пружины, стремящейся постоянно закрыть клапан. Сжатый воздух идет к тормозным камерам колес. Когда нажатие на плунжер прекращается, упругая диафрагма возвращается в прежнее положение, впускной клапан закрывается, а выпускной под давлением своей пружины открывается. Воздухопровод, идущий к тормозным камерам, оказывается сообщенным с атмосферой и торможение оканчивается. Из устройства пневматического привода видно, что он обладает большими достоинствами. Торможение происходит за счет энергии сжатого двигателем воздуха, что очень облегчает труд водителя. Давление на тормозные колодки может быть получено любое, а начало торможения при правильно отрегулированных тормозах будет одновременным. Однако, кроме перечисленных выше свойств, приводы управления тормозами должны обладать еще одним очень важным качеством — следящим действием. Это означает, что давление на колодки тормоза должно быть пропорциональным силе нажатия ноги водителя, иначе он не будет ощущать силу торможения и управление автомобилем станет невозможным. В первых двух типах приводов — механическом и гидравлическом следящее действие вытекает из самого принципа их действия. Чем больше нажатие на жидкость в гидравлической системе или на тяги в механическом приводе, тем больше сила торможения. В пневматическом же приводе, если нажатием на плунжер открыть доступ сжатому воздуху из ресивера к тормозным камерам, давление на колодки тормоза будет увеличиваться независимо от положения плунжера и нажатия ноги водителя. Для получения следящего действия тормозной кран устроен следующим образом. При нажатии на плунжер, как уже указывалось, выпускной клапан закрывается, а впускной клапан открывается, давая доступ сжатому воздуху в трубку к тормозам. В то же время сжатый воздух давит на диафрагму и перемещает ее вверх, дополнительно сжимая пружину. Диафрагма будет перемещаться до тех пор, пока не наступит равновесное состояние, при котором закроется впускной клапан. Если необходимо усилить торможение, водитель сильнее нажмет на педаль, а следовательно, на плунжер и на диафрагму; она прогнется вниз и снова откроет впускной клапан. Вновь поступающий сжатый воздух увеличит давление на тормозные колодки и одновременно снизу на диафрагму, приподнимая ее, пока не закроется впускной клапан. Таким образом, сила торможения всегда пропорциональна нажатию ноги водителя. Пневматический привод позволяет легко осуществить управление тормозами прицепов. Обычно устройство тормозного крана таково, что при нажатии на педаль происходит торможение автомобиля и прицепов. Дополнительные устройства позволяют отрегулировать и согласовать начало торможения тягача и прицепов в зависимости от нагрузки. Приводы сконструированы так, чтобы при случайной расцепке состава прицепы автоматически тормозились. Контрольные вопросы 1. Сформулируйте требования, предъявленные к рулевому управлению лесотранспортной машины. 2. Назовите способы поворота лесотранспортных машин 3. Каково условие управляемости машины? 4. Как в гидроусилителях руля обеспечивается принцип отслеживания? 5. Как в гидроусилителе руля обеспечивается на рулевом колесе ощущение сопротивления повороту управляемых колес. 6. Каково назначение рулевой трапеции? 7. Какие типы механизмов поворота применяются на гусеничных машинах? 8. Назовите достоинства и недостатки ПМП? 9. Каковы тенденции совершенствования механизмов поворота гусеничных машин. 10.Назовите типы тормозных механизмов, применяемых на лесотранспортных машинах. 11.Какие силы действуют в колодочном тормозном механизме? 12.Как в пневмосистеме управления осуществляется следящее действие? 13. Принцип работы тормозных пневмокамер?