Text
30}
А. 1И. ИЕРУСАЛИМСКИЙ
ТЕОРИЯ
КОНСТРУКЦИЯ
И РАСЧЕТ
МОТОЦИКЛА
ИГ
МЛШГИЗ 19*7
указанного здесь срока
КНИГА ДОЛЖНА БЫТЬ
ВОЗВРАЩЕНА НЕ ПОЗЖЕ
Колнч. прел, выдач.
Тип «Красное знамя», заказ 1283
A. M. ИЕРУСАЛИМСКИЙ
Теория, конструкция
И РАСЧЕТ МОТОЦИКЛА
ЗАМЕЧЕННЫЕ ОПЕЧАТКИ
Стр. Строка Напечатано Должно быть По чьей вине
25 11 сверху Z_T<35° /-7^35° Авт.
71 10 снизу равен ходу поршня равен диаметру цилиндра «
90 11 сверху при v = км/ч при v = 90 км/ч я
г 1,11 г 1 , IT
11
Q7 3 снизу Рг _ г"1-1 ‘ рх 1 е”1 1
,Рс "2 — 1 /?1—1 _ LPc п2 — 1 П\ — 1
213 12 сверху J 1 п
241 3 снизу На рис. 188 На рис. 189 •
242 6 сверху (рис. 189) (рис. 188) •>
V2 V3
401 18 снизу S = . р S =* Р-ё п
г Г
406 8 сверху = vmax*~— ' к Р ’ Ц) — Р * ^max ’ “Z 7 к 97
Размерность моментов кгм • сек2 •
инерции кг-м/сек2
Размерность „времени
сечения’
мм-/сек мм2-сек -
Зак. 913,
A. M. ИЕРУСАЛИМСКИЙ
Теория, конструкция
И РАСЧЕТ МОТОЦИКЛА
Издание второе
исправленное и дополненное
I
М Т*М .СССР
ГОСУДАРСТВЕННОЕ НАУЧНО-ТЕХНИЧЕСКОЕ ИЗДАТЕЛЬСТВО
МАШИНОСТРОИТЕЛЬНОЙ ЛИТЕРАТУРЫ
МОСКВА 1947 ЛЕНИНГРАД
Книга содержит необходимые для проектирования
мотоцикла сведения по теории мотоцикла, конструк-
циям основных агрегатов и узлов мотоцикла и расче-
там его легален на прочность. У читателя ее предпо-
лагается наличие общеинженерной подготовки и зна-
комства с устройством мотоцикла.
Ответственный редактор инж. А. А. Иванов
ЛЕНИНГРАДСКОЕ ОТДЕЛЕНИЕ МАШГИЗА
Редакция литературы по машиностроению
Главный редактор канд. техн, наук В. С ПОЛЯКОВ
ОТ АВТОРА
Настоящая работа является опытом систематического и обобщенного
изложения вопросов, связанных с проектированием и расчетами мото-
цикла.
Технология производства не входила в план данной работы, теория
же мотоцикла рассмотрена в ней весьма кратко, так как обе эти темы
могут быть развиты с достаточной полнотой только в специальных мо-
нографиях. Ввиду невозможности увеличения объема книги изложение
теории ограничено преимущественно вопросами динамики мотоцикла,
имеющими непосредственную связь с практическим проектированием.
При выборе конкретных примеров исполненных конструкций мото-
циклов и их узлов автор исходил из убеждения, что изучению должны
быть подвергнуты наиболее характерные конструкции, представляющие
принципиальный интерес, независимо от того состоят ли они в данный
момент на производстве, так как понять современные тенденции мото-
циклостроения можно только в их последовательном историческом раз-
витии. С этой точки зрения наряду с новейшими конструкциями могут
быть поучительны даже оставленные в настоящее время конструкции,
так как они нередко оживают в новой, более совершенной, форме и зна-
комство с ними, с их достоинствами и недостатками весьма полезно
конструктору.
ОГЛАВЛЕНИЕ
Часть первая
Мотоцикл как средство транспорта
Глава I. Основные типы мотоциклов .
1. Классификация мотоциклов ...............................
2. Общая компоновка и основные механизмы мотоцикла.......... 13
3. Габаритные размеры мотоцикла.......• -................... 22
4 Распределение нагрузки на переднее и заднее колеса....... 25
5. Центр тяжести мотоцикла....................................—
Глава II. Динамика мотоцикла
6. Определение...............................................28
7. Характеристика двигателя.................................. —
8. Мощность, подводимая к заднему колесу.................... 33
9. Сопротивление качению.................................... 35
10. Сопротивление воздуха................................... 36
И. Рабочий баланс мотоцикла и запас мощности . . •..........39
12. Движение мотоцикла на подъеме.................... . 41
13. Ускорение мотоцикла......................................44
14. Время разгона мотоцикла................................. 46
15. Экспериментальное определение времени разгона и ускорения
мотоцикла................................................. 51
16. Путь разгона мотоцикла.................................. 54
17. Тяговая характеристика мотоцикла........................ 56
18. Предельная сила тяги.................................... 62
19. Выбор мощности двигателя................................ 64
Часть вторая
Двигатель мотоцикла
Глава III. Основные параметры мотоциклетного двигателя
20. Характерные особенности мотоциклетных двигателей.......... 65
21. Конструктивное оформление мотоциклетного двигателя.........66
22. Определение основных размеров двигателя....................81
23. Приспособляемость двигателя к изменению нагрузки ...... 85
24. Выбор числа оборотов двигателя. Коэфициент многооборотности 88
Глава IV Тепловые процессы мотоциклетного двигателя
25. Индикаторные диаграммы мотоциклетных двигателей.......... 90
26. Построение индикаторной диаграммы......................... 95
27. Общие замечания о тепловом расчете . ....................103
28. Примеры тепловых расчетов четырехтактных двигателей .... 105
29. Тепловой расчет двухтактного двигателя...................112
4
Глава V. Конструкция и расчет деталей кривошипного механизма
30. Силы, действующие в кривошипном механизме мотоциклетного
двигателя...................................................117
31. Цилиндры........................................• . . . . 124
32* Охлаждающие ребра цилиндра.............................138
33. Поршни...................................................142
34. Поршневые кольца . . ..................................152
35. Поршневые пальцы.................................... . . 155
36. Шатуны...................................................156
37. Коленчатые валы..........•............................ 164
38. Маховики............................................ . 176
39. Картер двигателя........................................181
Глава VI. Уравновешивание двигателя
40. Силы инерции вращающихся и прямооинейно движущихся частей
кривошипного механизма......................................187
41. Уравновешивание одноцилиндрового двигателя..............191
42. Уравновешивание V-образного двухцилиндрового двигателя . . . 193
43. Уравновешивание двухцилиндрового двигателя с противолежа-
щими цилиндрами . . •.......................................196
44. Уравновешивание двухцилиндрового двигателя с параллельными
цилиндрами..................................................197
Глава VII. Распределительный механизм
45. Конструктивный обзор .... •.............................198
46. Клапаны..................................................206
47. Толкатели, рокеры и коромысла...........................210
48. Фазы распределения......................................213
49. Профили кулачков.............................•..........217
50. Скорости ускорения и силы инерции клапанного механизма . . . 225
51. Клапанные пружины.......................................228
52. Распредел ние двухтактных двигателей. Расчет окон.......234
53. Декомпрессоры.....................................• . . 244
54. Выхлопные трубы и глушители.......................• . . 246
лава VIII. Смазка двигателя
55. Системы смазки..........................................249
56. Масляные насосы ....... .............................. 258
Глава IX. Топливная система
57. Подача топлива........................................ 262
58. Подбор карбюратора......................................263
59. Монтаж карбюратора на мотоцикле ......................• . 266
Глава X. Зажигание и электрооборудование мотоцикла
60. Свечи для мотоциклетных двигателей......................267
61. Системы зажигания и электрооборудования . . •...........270
Часть третья
Силовая передача
Глава XI. Трансмиссия мотоцикла
62. Передача крутящего момента двигателя на заднее колесо .... 277
Детали цепной передачи............................... . 280
Карданная передача и ее детали .................. ...... 289
5
37 руб.
Ленинградское отделение Машгиза
Ленинград, Невский, 68.
Глава ХН. Перемена передач
G5. Классификация и конструктивный обзор коробок передач . . V . 300
66. Крепление коробки передач.........• .... • - . .... 316
67. Механизмы переключения передач (ручные и ножные)........317
68. Стартер.................................................323
69. Расчет передаточных отношений........................... . 325
70. Расчет коробки передач на прочность.....................333
Глава XIII. Сцепление
71. Конструкция механизмов сцепления........................340
72. Расчет дискового сцепления............................ 345
Часть четвертая
Ходовая часть мотоцикла
Глава XIV. Рамы
73. Трубчатые рамы..........................................348
74. Рамы из листовой стали................................. 354
75. Рамы смешанной конструкции.............................
76. Задняя рессорная подвеска рамы ........................ 357
77. Проектирование рамы ......................•............• 358
Глава XV. Передняя вилка и рулевое управление
78. Конструктивный обзор..............• ..................362
79. Кинематика передней вилки...............................370
80. Рулевое управление и кинематика поворота................373
81. Условия равновесия мотоцикла на повороте................379
82. Амортизаторы и демпферы.................................383
83. Проектирование передней вилки ......................... 389
Глава XVI. Колеса
84. Конструкция колес.......................................391
85. Обода.................................................. 392
86. Спицы ..................................................393
87. Ступицы, подшипники и оси...............................394
Глава XVII. Тормоза
88. Типы и конструкции тормозов.............................398
89. Расчет тормозов . ................................... . 403
Глава XVIII. Прицепки к мотоциклам
90. Конструкция колясочных рам и крепление их к мотоциклу . . . 407
91. Влияние прицепки на динамику мотоцикла ................ 412
ЧАСТЬ ПЕРВАЯ
МОТОЦИКЛ КАК СРЕДСТВО ТРАНСПОРТА
ГЛАВА F
ОСНОВНЫЕ ТИПЫ мотоциклов
I. Классификация мотоциклов
В основу классификации современных мотоциклов могут быть поло-
жены разные признаки. С точки зрения конструктора наиболее целесо-
образно подразделить мотоциклы на несколько характерных групп,
исходя из их назначения, так как именно в зависимости от назначения
машины и условий, в которых она будет работать, могут быть пра-
вильно оценены и различные конструктивные особенности механизма.
Сами по себе конструктивные признаки, взятые вне связи с указан-
ными выше условиями, представляются недостаточными, и основанная
на них классификация имела бы чисто формальный характер, лишенный
практического значения. Упуская из виду назначение машины, нельзя
произвести сравнительную оценку различных вариантов конструкции
и выбрать из них наиболее целесообразный. Нельзя, например, утвер-
ждать, что четырехтактный двигатель для мотоцикла лучше двухтактного,
что конструкция двигателя с верхними клапанами во всех случаях дает
лучшие результаты, чем боковое расположение клапанов и т. п.
Только приняв в соображение весь комплекс условий работы проек-
тируемой машины, а также производственные возможности и навыки
завода, можно с достаточным обоснованием высказаться в пользу той
или другой конструкции и должным образом ее оценить.
Поэтому, если мы хотим, чтобы классификация была не просто
кабшетной схемой, но и рабочим орудием в руках проектировщика,
следует в основу ее положить назначение мотоцикла и в зависимо-
сти от него наметить конструктивные признаки. С этой точки зрения
можно разделить мотоциклы на три характерные группы:
1) дорожио-транспортный тип машины, предназначенный
Для нормальной эксплоатации с переменным режимом работы, преиму-
щественно на средних оборотах двигателя, с неполной нагрузкой, и
рассчитанный на продолжительный срок службы без ремонта (touring
model), рис. 1;
2) спортивный тип мотоцикла с повышенной динамикой и проходи-
мостью, рассчитанный на продолжительную напряженную работу, близкую
* полной мощности, но пригодный и для нормальной эксплоатации
(sports model), рис. 2;
Рис. 1. Дорожно-транспортный мотоцикл»
Рис. 2. Спортивны?» мотоцикл.
Рис. 3. Гоночный ’’мотоцикл.
8
,3) мотоциклы специального назначения, т. е. приспособлен-
ие для тех или других особых целей, например гоночные (racing),
вездеходы, пожарные, санитарные и пр. — рис. 3.
Наибольшее практическое значение из перечисленных имеет, конечно,
ый тип который мы называем транспортным или дорожным
Главными конструктивными требованиями, предъявляемыми к этой
ат г)рии машин, являются: простота и надежность конструкции, нетре-
бовательность в отношении ухода и регулировки, максимальная доступ-
ность всех частей машины и удобство их осмотра, демонтажа и монтажа.
С роизводственной стороны мотоциклы этого типа должны удовлетво-
ри требованиям крупно-серийного или массового производства
в целях снижения стоимости и удовлетворения широкого круга потреби-
телей.
Обычно машины этого типа снабжаются двухтактными или четырех-
тактными двигателями, причем в пределах до 250 смА рабочего объема
цилиндра двухтактные двигатели, как более простые и дешевые, явля-
ются преобладающими. Степень сжатия выбирается с расчетом на при-
менение в качестве топлива бензина второго сорта, т. е. в пределах
от 5 до 5,5 для четырехтактных двигателей и от 6 до 6,5 для двух-
тактных, менее склонных к детонации ввиду наличия в цилиндре боль-
шого количества остаточных газов.
Оставляя подробную характеристику двигателей мотоциклов этой
группы до следующей главы, отметим пока, что в современном кон-
структивном оформлении они развивают мощность около 30 л. с. на
1 литр рабочего объема цилиндра при 3500—4500 об мин., что обес-
печивает хорошие динамические качества машины и вполне достаточ-
ные максимальные скорости.
Мотоциклы спортивного типа рассчитаны на более квалифици-
рованный и менее широкий круг потребителей, вследствие чего здесь
вполне допустимо некоторое усложнение конструкции, в частности,
например, применение верхних клапанов, дающих лучший коэфпциент
наполнения цилиндра и повышенную мощность. Машины этой группы
снабжаются по большей части четырехтактными, форсированными дви-
гателями со степенями сжатия 6,5—-7,5, дающими 50—60 л. с. на
1 литр рабочего объема цилиндра при 5000—6000 об мин. В соот-
ветствии с большим запасом мощности повышаются, конечно, динами-
ческие свойства машины и максимально достижимые скорости, но
применяемые высокие степени сжатия требуют топлива с повышенными
антидетонационными свойствами, например бензино-бензольных сме-
сей.
Специально-гоночный тип машин надо считать непригодным
для нормальной эксплоатации, тем не менее он представляет боль-
шой технический и теоретический интерес, так как позволяет судить
о предельных возможностях форсировки двигателя и осветить целый
ряд вопросов, поддающихся только экспериментальному разрешению.
Машины этой группы развивают мощность до 80—90 л. с. на 1 литр
о ъема цилиндра при 6000—7000 об мин., а при наличии нагнетателя —
свыше 100 л. с. Необходимые для этого степени сжатия лежат в пре-
делах от 8®до 12. Подобные двигатели могут работать только на спе-
циальных смесях изготовленных на спиртовой основе.
9
Таковы три основных технических подразделения, которые охваты-
вают все существующие разновидности современных мотоциклов и не-
посредственно касаются проектировщика, так как отнесение машины
к той или иной группе определяет не только характеристику двига-
теля, но и другие существенные элементы конструкции: выбор переда-
точных отношений в коробке передач, тип передней вилки, размеры
колес и шин, расположение и форму органов управления, способ по-
садки водителя и пр.
В рамках каждого из указанных трех подразделений предлагаемой
классификации могут быть намечены дальнейшие группы, объединяю-
щие наиболее характерные конструктивные признаки. С точки зрения
проектировщика и конструктора представляют интерес следующие.
а) Рабочий процесс двигателя. По выполнению рабочего про-
цесса двигателя мотоциклы разделяются на двухтактные и четы-
рехтактные, причем и в том и в другом случае применяется почти исклю-
чительно воздушное охлаждение. Мотоциклетные конструкции с водяным
охлаждением насчитываются единицами и не могут считаться типичными.
Ввиду затруднительности воздушного охлаждения двухтактных двигате-
лей при значительных диаметрах цилиндра и повышенного расхода
горючего, двигатели этого рода строятся преимущественно с рабочим
объемом до 250 слг3 и во всяком случае не свыше 350 см3. Двухтактные
двигатели с большим объемом являются редким исключением. Но в ука-
занных пределах, т. е. до 250 см3, двухтактные двигатели для мото-
циклов занимают господствующее положение. Мотоциклы этого типа
редко применяются для целей спорта, основное их назначение — повсе-
дневные разъезды на небольшие расстояния, и в этих условиях двухтакт-
ный двигатель вполне целесообразен вследствие простоты конструкции,
нетребовательности в отношении ухода, малого веса и сравнительно
низкой производственной стоимости.
С увеличением рабочего объема цилиндра, начиная с 350 см3, двига-
тели мотоциклов выполняются почти исключительно четырехтактными,
которые дают при более значительных размерах цилиндра лучшие пока-
затели.
б) Число цилиндров. Число цилиндров двигателя также
является довольно существенным признаком классификации мотоциклов,
отражающимся на общей компоновке машины, и потому должно быть
сразу же обдумано конструктором. Практика мирового мотостроения
дает в этом отношении следующие указания. На мотоциклах устанавли-
ваются одноцилиндровые, двухцилиндровые и четырехцилиндровые дви-
гатели. Основной и преобладающий тип мотоцикла — одноцилиндро-
вый. К нему относится до 85% всех мотоциклов. При рабочем объеме
свыше 500—600 см3 двигатель выполняют обычно двухцилиндровым,
иногда — четырехцилиндровым. По отношению к общему количеству
двухцилиндровые машины составляют около 14% и четырехцилиндро-
вые около 2% (по данным предвоенного периода).
Не входя здесь в подробную сравнительную оценку каждого из
перечисленных типов (см. об этом в отделе «Двигатель»), отметим
только, что приведенная статистика дает конструктору совершенно опре-
деленное указание: считаясь с основным назначением мотоцикла, как
массового общедоступного транспортного средства, следует выбирать,
10
наиболее простую конструкцию, т. е. по возможности одноцилиндро-
вый двигатель (что всегда возможно, если заданный объем цилиндра не
превышает 600 см3), если нет особых причин для увеличения числа ци-
линдров.
в) рабочий объем цилиндров (РЛ). В целях сравнения между
собой мотоциклов при различных испытаниях принято делить их на
колько классов по рабочему объему цилиндров двигателя, а именно:
75 100, 125, 175, 250, 350, 500, 750 и 1000 см3.
’ Классификация эта, имевшая первоначально только спортивное
значение, отразилась и на конструктивных размерах двигателей, по
крайней мере спортивных мотоциклов, которые строятся, как правило,
с таким расчетом, чтобы рабочий объем цилиндров был возможно ближе
к указанным выше числам. Что касается дорожных мотоциклов, то для
них это требование не имеет значения, и с течением времени нашли
применение промежуточные объемы—150, 200, 300,400 и 600 см3,
а также свыше 1000 см3.
Так как рабочий объем цилиндра определяет собой, при прочих
равных условиях, мощность двигателя, а в связи с этим размеры и вес
всей машины и возможную скорость движения, то, обобщая предыду-
щие сведения, можно подразделить мотоциклы на следующие четыре
группы:
Сверхлегкий тип
Vh ...............................от 75 до 125 см*
Число цилиндров...................1
Двигатель двухтактный
Вес мотоцикла..................... 60—80 кг
Максим, скорость.................. 60—70 км/ч.
Легкий тип
V)t................... от 150 до 230 см®
Число цилиндров......... 1
Вес мотоцикла.................. 120—140 кг
Двигатель преимущественно двухтактный, иногда четырехтактный
Максим, скорость............... 80—90 км/ч.
Средний тип
......................• . . от 350 до 500 сл/3
Число цилиндров................1 (иногда 2)
Двигатель четырехтактный (как исключение—двухтактный)
Вес мотоцикла ................. 150—170 кг
Максим скорость................100—ПО км;ч.
Тяжелый тип
Vh .................. от 600 до 1300 с.ил
Число цилиндров 2 или 4 (для мотоц. 600 см3 — 1 или 2)
Двигатель четырехтактный
Вес мотоцикла.................. 180—250 кг
Максим, скорость...............ПО—130 км 1ч.
(Скорости^указаны для серийных мотоциклов).
Из^ приведенных данных видно, что вес современных мотоциклов
весьма значителен и по мере оснащения мотоцикла всякого рода доба-
вочным оборудованием, имеет тенденцию к дальнейшему росту. Между
11
тем со всех точек зрения — и с эксплоатационной, и с производствен-
ной—желательно, напротив, возможное уменьшение веса, и конструктор
должен всегда иметь это в виду.
Однако снижение веса является очень трудной задачей: вес прихо-
дится убавлять граммами, Экономя по 5—10 г на каждой отдельной
детали. Более значительный эффект дает применение легких металлов.
Каких результатов можно достичь в этом направлении, показывает, на-
пример, работа английского завода „Триумф" над военной моделью
мотоцикла 350 см3. Путем применения ряда деталей из легких сплавов
удалось довести вес этой машины до 104 кг, то есть снизить его на?сЗОи/0.
Рис. 4. Мотоцикл с боковой прицепкой.
г) Мотоциклы- одиночки и с прицепками. Мотоциклы
среднего и тяжелого типов обладают достаточным запасом мощности для
того, чтобы не только нести груз непосредственно на своей раме, но и
тянуть его при помощи специального дополнительного экипажа — при-
цепной тележки того или другого устройства. Такая прицепка крепится
к раме мотоцикла, слева или справа, и превращает его из одноколей-
ного в двухколейный экипаж (рис. 4). В остальном она не вносит
в конструкцию мотоцикла никаких изменений, за исключением понижен-
ного передаточного отношения между двигателем и задним колесом.
Крепление тележки выполняется обычно легкоразъемным, чтобы при
желании она могла быть отнята от мотоцикла. Присоединение к мото-
циклам прицепных тележек значительно расширяет область примене-
ния мотоцикла и его транспортные возможности. Соответственно целям,
для которых они предназначаются, прицепки к мотоциклам отличаются
12
большим разнообразием На рис. 4 показан обыкновенный тип коляски,
^назначенный для перевозки пассажиров. Наряду с этим применяются
оинепки специального назначения, приспособленные для перевозки
всевозможных легких грузов, почты, сельскохозяйственных продуктов,
противопожарных средств и т. п.
2. Общая компоновка и основные механизмы мотоцикла
При проектировании мотоцикла конструктору приходится считаться
с наличием нескольких основных групп механизмов, обязательных для
всякой современной машины и подлежащих размещению в определенных
габаритах и в определенной связи друг с другом. Группы эти следующие:
а) двигатель; б) силовая передача, включающая в себя механизм
сцепления, коробку передач с пусковым приспособлением (стартером) и
трансмиссию, передающую крутящий момент от двигателя к коробке
передач и от коробки передач к заднему колесу; в) ходовая часть,
состоящая из рамы, колес, передней рессорной вилки, вращаемой с по-
мощью руля, седла и подножек для водителя, багажника, инструмен-
тального ящика и грязевых щитов; г) система п ита н и я двигателя,
то есть бак для топлива, емкостью 10 —15 литров, карбюратор и
бензинопровод; д) смазочная система, состоящая из масляного
бака, насоса и маслопроводов; е) система зажигания и электро-
оборудования, включающая в себя магнето или генератор постоян-
ного тока (или то и другое вместе), аккумуляторную батарею, фары,
звуковой сигнал и контрольные приборы; ж) система выпуска отра-
ботавших газов, состоящая из одной или двух выхлопных труб
с общим или отдельными глушителями; и з) механизмы упра-
вления, т е. манетки дросселя, воздушной заслонки и опережения
зажигания, ручной или ножной рычаг для переключения передач, рычаг
или педаль сцепления и тормозы. Общепринятое расположение перечислен-
ных групп механизмов достаточно ясно видно на рис. 1—3 и поясняется
дальнейшими схемами.
Из рассмотрения этих иллюстраций следует, что двигатель устана-
вливается внизу средней части рамы таким образом, чтобы сторона
выхлопа, наиболее горячая, была обращена вперед по движению машины
и, следовательно, подвергалась более интенсивному охлаждению, а кар-
бюратор крепится с противоположной стороны цилиндра. Попытки по-
мещать двигатель другими способами не имели успеха. Последняя из
этих попыток была сделана в 20 х годах германской фирмой Megola,
выпустившей мотоциклы с пятицилиндровым звездообразным двигателем
(640 см ), установленным на ступице переднего колеса, которое таким
образом и было ведущим. Однако мотоциклы этого типа не удержа-
лись в производстве.
Расположение двигателя относительно продольной оси рамы обусло-
влено избранным типом силовой передачи: при цепной передаче — ось
коленчатого вала двигателя для упрощения конструкции должна быть
араллельна оси заднего ведущего колеса, т. е. перпендикулярна
к продольной оси рамы. При этом трансмиссия от двигателя к коробке
п еД ч выполняется также цепной или несколькими цилиндрическими
Шестернями.
13
Рис. 5. Схемы расположения одноцилиндрового дви-
гателя: а) при цепной передаче, б) при карданной
передаче.
Рис. 6. Наклонная установка двигателя.
Рис. 7. Мотоцикл с одноцилиндровым двигателем и карданной передачей.
6}
Рис. 8. Схемы расположения двухцилиндрозых V-образных
и горизонтальных двигателей при цепной и карданной
передачах.
Рис. 9. Схемы расположения двухцилиндрового двигателя с
параллельными цилиндрами при цепной и карданной передачах.
При карданной передаче ось коленчатою вала двигателя целесо
образно располагать параллельно продольной оси рамы, причем враща
ющее усилие сообщается заднему колесу через пару конических шестерен.
Схемы расположения о д н о ц ил и н др о в о го двигателя, в зависи-
мости от типа силовой передачи, представлены на рис. 5. При этом
ось цилиндра устанавливается вертикально, как на рис. 1—3 или
с наклоном вперед, как на рис. 6. Последнее вызывается либо стрем-
лением распределить более равномерно нагрузку между передним и
задним колесами, либо конструктивными соображениями, например, жела-
нием облегчить монтаж головки цилиндра, которая при достаточной
высоте двигателя упирается в бак, обеспечить доступность к клапанам,
увеличить клиренс и т. п. Рис. 7 дает общее представление о компо-
новке мотоцикла с одноцилиндровым двигателем при карданной пере-
даче.
Рис. 10. Мотоцикл с двухцилиндровым горизонтальным двигателем
я цепной передачей.
нести на коробку передач производится от одною из них. Схемы а и б
относятся к первому типу двигателя, схемы в и г— ко второму типу,
при цепной и карданной передачах. Лучшими из них являются схемы а
при цепной передаче и г — при карданной.
Четырех и индровые двигатели, в зависимости от их кон-
струкции, ио ут быть расположены по одной из схем, приведенных на
рис. 12. При обычном линейном расположении цилиндров в один ряд
двигатель раз ещают вдоль оси рамы (схемы а и б) как при цепной,
так и при карданной передаче, причем в случае цепной передачи
привод от двигателя к коробке передач выполняется посредством пары
конических шестерен.
Общ в мотоцикла с четырехцилиндровым линейным двигателем
и цепной передачей представлен
на рис. 13.
Различные схемы расположения двухцилиндровых двигателей
даны на рис. 8 и 9
Рис. 8 изображает схемы V-образных и горизонтальных двигателей
при цепной и карданной передачах. Из них наибольшее распространение
имеют схемы а и г. Схему в, т. е. горизонтальный двигатель при цепной
передаче, иллюстрирует также рис. 10. Эта схема обладает тем недостат-
ком, что требует специальной удлиненной конструкции рамы ввиду
значительной длины двигателя, и ставит задний цилиндр в неблагоприят-
ные условия в смысле охлаждения. Схема г, применяемая при карданной
передаче, лишена этих недостатков, но цилиндры выступают в стороны,
легко забрасываются грязью и плохо защищены на случай падения
(рис. 11).
На рис. 9 представлены четыре возможных схемы расположения
двухцилиндрового двигателя с вертикальными параллельными цилин-
драми. Этот двигатель может быть выполнен с одним коленчатым валом,
на который действуют шатуны обоих цилиндров, или с двумя парал-
лельными валами, соединенными между собой парой зубчатых колес.
В последнем случае валы вращаются в разные стороны, и отбор мош-
16
Основным недостатком такой схемы, помимо удлинения базы мо о-
цикла, является плохое охлаждение задних цилиндров. Этот недостаток
может быть устранен либо устройством искусственного охлажд ния от
вентилятора, либо расположением двигателя поперек рамы, что практи-
чески возможно только при очень малых размерах цилиндров.
Схемы виг иллюстрируют расположение так называемого „квадра
П *\ ного“ четырехцилиндрового двигателя с двумя коленчатыми валами,
0^ связанными парой цилиндрических шестерен (см. стр. 79), схемы д и е
Расположение сдвоенного V-образного двигателя, и последняя схема ж
расположение четырехцилиндрового горизонтального двигателя. Общий
\ вид мотоцикла, выполненного по последней схеме, представлен на фиг. 14.
Коробка передач вместе с муфтой сцепления и стартером,
если она выполняется в виде отдельного агрегата, крепится к раме
s непосредственно позади двигателя или приболчивается к самому двига-
^\телю („полублокированная‘! конструкция). Весьма часто, однако, она
составляет единый блок с двигателем, что с чисто конструктивной сто-
Р°ны можно признать более правильным, но с производственно-эконо-
м ческой не всегда оказывается выгодным, так как при этом отпадает
возможность производства коробок передач- на. специальном заводе,
2 I БFJ J# !"» v' 1 17
А. М. Перусадимикмн 013 .
\ ' hr
• л
Рис. 12. Схемы расположения четырёхцилипдровых двигателей при
цепной и карданной передачах.
Рис. 13. Мотоцикл с четырёхцилиндровым линейным двигателем и цепной
передачей.
Рис. 14. Мотоцикл с четырёхцилиндровым горизонтальным двигателем
и карданной передачей.
15. Пример расположения выхлопных труб V-образпого двигателя.
18
но принципу кооперации. Место над коробкой передач, позади двигателя
используется обыкновенно для помещения аккумуляторной батареи или
масляного бака, или даже того и другого вместе.
При циркуляционной смазке двигателя, получившей в настоящее
время широкое распространение, емкость масляного бака должна быть
довольно значительна (2—4 литра), и потому устройство его в виде
небольшого отделения в бензиновом баке, практиковавшееся раньше,
в настоящее время оставлено, тем более, что оно уменьшает вместимость
топливного бака, усложняет его устройство и вызывает необходимость
в длинных масляных трубках, всегда нежелательных. Таким образом, на
современных машинах масляный бак отделяется от бензинового и поме-
щается обыкновенно так, как показано на рис. 1 и 2. Наиболее ради-
кальным и компактным решением задачи является выполнение масляного
резервуара в общей отливке с картером, причем совершенно отпадает
надобность во внешних маслопроводах.
Расположение и современные формы топливного бака видны
на вышеприведенных иллюстрациях и не нуждаются в комментариях.
Приборы з аж и га н и я и электрооборудования современного
мотоцикла довольно многочисленны, и размещение их требует от кон-
структора серьезного внимания еще до проектировки двигателя. Пло-
щадка для магнето предусматривается на самом картере двигателя,
обычно позади цилиндров. Это же место может быть использовано
для помещения динамо в случае батарейного зажигания, или магдино,
если таковое предполагается. При раздельных системах зажигания и осве-
щения возникает необходимость найти удобное место для динамо. Тако-
вым, повидимому, является передняя часть картера, где может быть
устроено специальное гнездо или лапы для крепления динамо.
Для двухтактных мотоциклов вполне рациональное решение задачи
дает помещение генератора или магнето в маховике двигателя.
Расположение фар не вызывает сомнений и понятно из рисунков;
что касается звукового сигнала, то его помещают самым разнообразным
образом — на передней вилке, на раме, под баком и пр. Интересное
решение можно отметить на мотоциклах Цюндапп (рис. 14), где для
сигнала предусмотрено специальное гнездо в передней части штампован-
ной рамы. Наконец, щиток с контрольными приборами помещается на
верхней части топливного бака, на руле или в корпусе фары.
Выхлопная система мотоцикла, как это видно из прилагаемых
иллюстраций, занимает относительно очень много места, а конфигура-
ция и расположение ее элементов играют немаловажную роль в общей
компоновке и стиле машины. Обыкновенно выхлопная труба напра-
вляется от цилиндра вперед, плавно загибается вниз и далее идет по
прямому направлению, ниже подножек, до глушителя, конец которого
доходит, по крайней мере, до оси заднего колеса. При таком располо-
жении выхлопные трубы меньше всего мешают доступу к остальным
частям машины. На спортивных мотоциклах глушитель нередко подни-
мают выше оси заднего колеса, изгибая соответствующим образом
выхлопную трубу. Это увеличивает проходимость машины по бездо-
рожью, но несколько затрудняет доступ к двигателю. В целях возмож-
ного уменьшения сопротивления выпуску отработавших газов, быстрого
их расширения и бесшумности выхлопа, часто применяют два глушителя
20
дВе выхлопных трубы, проводя их симметрично по обеим сторонам
машины. Такое расположение весьма удобно также при двухцилиндро-
в м горизонтальном двигателе, помещенном поперек рамы (рис. 11).
В случае V-образного двигателя затруднения возникают с выхлопной
трубой заднего цилиндра: трудно придать ей плавные очертания и не
а ра ить одновременно доступ к лежащим за нею агрегатам. Чтобы
избежать резких поворотов струи отходящих газов, в этом случае тоже
нер lko применяют два глушителя, располагая их один выше другого
с правой стороны машины. Другое возможное решение с одним
общим глушителем показано на рис. 15. Оставляя двигатель совер-
шенно открытым, эта конструкция с производственной стороны имеет
еше то преимущество, что отливки обоих цилиндров могут быть
одинаковы.
Переходя, наконец, к последней группе механизмов мотоцикла—
к органам управления,— надо прежде всего отметить, что необ-
ходимость однообразия в этом отношении может считаться очевидной;
отступления от него не только затрудняют переход водителя от одной
машины к другой, но могут быть и прямой причиной аварий, так как
безопасность езды требует автоматизма всех действий водителя, выра-
батываемого привычкой.
Многолетняя зарубежная практика пришла на этот счет к опреде-
ленным правилам, сделавшимся общепринятыми и нашедшими отражение
в соответствующих стандартах*).
Аналогичный стандарт утвержден и для отечественной мотоциклет-
ной промышленности (ГОСТ 3185). Содержание его иллюстрируется
рис. 16 и заключается в следующем.
1) Дроссель карбюратора управляется вращающейся рукояткой, рас-
положенной на правом конце руля. Открытие дросселя производится
поворотом рукоятки „на себя" (т. е. против часовой стрелки, смотря с
правой стороны по ходу мотоцикла).
2) Корректор карбюратора (воздушная заслонка или обогатительная
игла, если тако ые предусмотрены в конструкции карбюратора) откры-
вается манеткой, расположенной на правой стороне руля, поворотом „на
себя".
3) Опережение зажигания управляется манеткой или вращающейся
рукояткой, расположенными на левой стороне руля. Раннее зажигание
получается, вращением рукоятки „на себя" или поворотом манетки
„от себя".
4) Декомпрессор, если таковой предусмотрен в конструкции двигателя,
управляется рычагом, помещенным на левой стороне руля.
5) Передний тормоз управляется рычагом, расположенным на правой
стороне руля.
6) Педаль заднего тормоза помещается возле правой подножки и при-
водится в действие нажимом вниз (носком ноги).
7) Сцепление управляется ручным рычагом на левой стороне руля.
8) Переключение передач производится правым ручным рычагом или
ножной педалью, расположенной с левой стороны мотоцикла. Для пере-
ключения передач с первой на последующие ручной рычаг передвигается
*) См. Мотоциклетный справочник, 2-е изд., стр. 421.
21
вперед, а педаль поднимается носком ноги вверх. Подобное же рас-
положение органов управления было стандартным в германской мото-
циклетной промышленности.
сцепления
декомпрессора
Кнопка сигнала
ЦереключателЬ света
Педаль ноЖного пере-
ключения передач
Pb/чаг ручного пере
ключения передач
Pb/чаг тормоза
переднего колеса
ПедалЬ тормоза
заднего колеса
Монетка воздушного
корректора
Рис. 16. Расположение органов управления по ГОСТ 3185.
РЬ/чаг
РЬ/чаг
Вращающаяся рукоятка
или.
Монетка опережения
Враицающаяся
рукоятка газа
3. Габаритные размеры мотоцикла
Все перечисленные основные механизмы должны быть, как мы сказали,
размещены в определенных габаритных размерах, которые также уста-
новлены практикой.
На рис. 17 отмечены размеры, имеющие для конструктора наиболь-
шее значение при общей компоновке машины.
Размер Z, т. е. расстояние между осями колес, называется базой
мотоцикла и определяет собой общую длину машины. Как увидим
дальше, с удлинением базы увеличивается и радиус поворота мотоцикла
при одном и том же угле отклонения переднего колеса от нейтрального
положения, т. е. машина становится менее поворотливой.
Средние размеры базы у мотоциклов:
Сверхлегкого типа /— 1250 мм
Легкого „ lez 1300 „
Среднего , Z ~ 1400 „
’ Тяжелого „ 7^1500 „
22
Минимальный размер, встречающийся в выполненных конструкциях —
1220 мм> максимальный — у очень длинных и тяжелых машин доходит
дэ 1580 W).
При расположении колес в одной плоскости база очевидно равна
ясстоянию между точками касания колес к поверхности дороги. При
Р в роте переднего колеса обе величины изменяются, и равенство между
Пцми нарушается вследствие того, что ось вращения передней вилки
наклонна. Таким образом при езде база все время изменяется, что,
однако, не имеет практического значения, так как эти изменения не
превосходят нескольких миллиметров. Более серьезны, в смысле нару-
шения устойчивости машины, могут быть изменения базы, вызываемые
к лебаниями рессорной передней вилки. Как увидим в своем месте, это
обстоятельство должно быть учтено в конструкции передней вилки с тем,
ч обы при прогибе пружин или рессор база оставалась по возможности
неизменной.
Рис 17. Габаритные размеры мотоцикла.
Размеры а и Ь, которыми определяется положение средней оси дви-
гателя, в сумме равны очевидно /.
Отношение их -^- = 0,8— 0,9 (в среднем 0,85); при наклонном рас-
положении цилиндра или V-образном двигателе
"=0,9 — 1.
ь
Таким образом вертикальная ось двигателя почти всегда проходит
немного ближе к переднему колесу, чем к заднему.
Высота центра коленчатого вала z«~250 мм у машин всех типов,
с небольшим отклонением от этой средней цифры в обе стороны.
Размер k на схеме характеризует так называемый клиренс, т. е. рас-
стояние низшей точки машины от поверхности дороги в промежутке
ме Ду колесами. Величина k у выполненных машин колеблется в довольно
Широких пределах — от 80 до 200 мм. Имея в виду проходимость
Матины по плохим дорогам, следует принимать k не менее 125 мм
. - ____
СГ1_ Подробные данные по выполненным конструкциям см. Мотоциклетный
--иравочник, изд. 1941 г.
23
с учетом деформации шин под нагрузкой. Надо, впрочем, заметить, что
имеет значение не только абсолютная величина клиренса, но и отноше-
ние его к длине базы I, которое иногда называют коэфициентом прохо-
димости. Для наших дорожных условий желательно, чтобы
Знаком с на рис. 17 обозначен так называемый вылет переднего
колеса мотоцикла, т е. расстояние от точки касания колеса к поверх-
ности дороги до точки пересечения с той же поверхностью оси враще-
ния передней вилки. При движении машины реакция на колесо со стороны
дороги приложена в точке касания, лежащей, как видно из чертежа,
позади оси вращения вилки. Таким образом создается стабилизирующий
момент, стремящийся автоматически вернуть колесо в нейтральное поло-
жение при всяком отклонении его под действием случайных сил, которые
возникают при ударах колеса о неровности дороги
Для мотоциклов дорожного типа обычно с = 50 — 70 мм. В неко-
торых конструкциях передних вилок величина вылета изменяется при
прогибе пружин в очень широких пределах, принимая иногда даже
отрицательные значения. Это нарушает устойчивость машины и ее спо-
собность держать дорогу. Следует поэтому размеры вылета выбирать
так, чтобы он оставался положительным даже при наибольшем прогибе
пружин передней вилки.
Угол наклона оси передней вилки а лежит в пределах от 60 до 70;
хорошим средним значением является а =65 .
Длина вилки tZ = 650— 675 мм.
Радиус колес г =330 — 360 мм, в зависимости от размера приме-
няемых покрышек.
Размеры h, п, et f и g определяют удобство и вид посадки водителя.
Высота седла h выбирается с таким расчетом, чтобы водитель мог сво-
бодно поставить ноги на землю всей ступней. Это требование выпол-
няется при Л = 650 — 720 мм. Следует стремиться к нижнему из ука-
занных пределов, не превосходя по возможности h = 700 мм.
Высота подножек 200 мм.
Показанное на схеме относительное расположение подножек, седла
и руля соответствует посадке, которая в настоящее время считается
наиболее целесообразной. Вес водителя при ней передается главным обра-
зом не на седло, а на подножки, и корпус слегка наклонен вперед-
Тряска при этом значительной мере амортизируется ногами водителя
и не передается на позвоночник.
Для получения такой посадки подножки располагаются приблизи-
тельно на одной вертикальной линии с передним концом седла, или
с небольшим отклонением от нее в обе стороны на величину 50 мм.
Расстояние f от переднего конца седла до середины рукояток руля
равно 320 — 350 мм.
Высота рукояток руля от земли g 850 мм.
Поворот руля ограничивается углом около 45 в каждую сторону
специальными упорами (ограничителями поворота), так как при большем
угле поворота боковые фермы передней вилки упираются в бак и могуг
его повредить, особенно при падении.
24
Наряду с вышеописанной применяется иногда и совершенно прямая
осадка, при которой подножки выносятся вперед так, что середина их
впадает приблизительно с передним краем картера двигателя
( м рис. 13); РУЧКИ РУЛЯ сильно отгибаются назад, и размер / умень-
шается ДО 150 — 200 мм.
Что касается ширины руля р} то она для всех типов машин огра-
ничивается пределами 750 — 850 мм. Следует еще обратить внимание
на величину угла которым определяется возможность наклонять ма-
шину при прохождении виражей. Чтобы избежать зацепления поверх-
ности дороги и возможных ее неровностей выступающими в стороны
част ши машины, необходимо, чтобы Ду <^35 .
4. распределение нагрузки на переднее и заднее колеса
Как собственный, так и общий с водителем вес мотоцикла не является
строго постоянной величиной. Так, например, вес машины в 100 кг мо-
жет при полной заправке горючим и маслом увеличиться до ПО /гг,
т. е. на 10%. Общий вес такого мотоцикла в зависимости от физи-
ческих качеств водителя и степени наполнения баков может колебаться
в пределах от 165 до 195 кг, т. е. почти на 20%. Указанные колеба-
ния веса самой машины и водителя, а также способ его посадки отра-
жаются также и на распределении нагрузки между передним и задним
колесами. Поэтому в дальнейшем можно говорить только о некоторых
средних нормах, справедливых лишь при определенных условиях.
Изучение с этой точки зрения выполненных конструкций машин при-
водит к следующим выводам.
Собственный вес заправленного топливом и смазкой мотоцикла рас-
пределяется приблизительно поровну на оба колеса.
При нормальной посадке водителя нагрузка на заднее колесо не-
сколько превышает нагрузку переднего колеса; в среднем можно при-
нимать: на заднее колесо—55%, на переднее — 45°/0 общего веса.
Что касается веса самого водителя, то около 2/3 его (60 — 65%)
приходится на заднее колесо и около (35—40%) — на переднее*).
Таково распределение нагрузки в статическом состоянии.
При движении оно изменяется, так как реакция крутящего момента,
передаваемого заднему колесу, облегчает передок машины. Это умень-
шение нагрузки переднего колеса достигает максимального значения на
первой передаче и составляет нормально —15%, но при весьма фор-
сированном двигателе или большом передаточном отношении может
быть гораздо больше.
Обратное явление, т. е. увеличение нагрузки переднего колеса за
счет заднего, получается при торможении.
5. Центр тяжести мотоцикла
Положение центра тяжести мотоцикла должно быть, во-первых,
Так во, чтобы удовлетворялось указанное в предыдущем параграфе рас-
пРеделение собственного веса машины приблизительно поровну на оба
*) Цифровой материал см. Мотоциклетный справочник.
25
колеса, или с превышением на несколько процентов в пользу заднего
колеса. Во-вторых, в целях устойчивости машины стремятся получить
возможно более низкое расположение центра тяжести, имея, однако,
в виду сказанное выше относительно клиренса (§3).
В исследованных нами выполненных конструкциях центр тяжести
получался немного ьыше середины горизонтальной прямой, проведенной
через оси колес, т. е. на высоте 350 — 400 мм от земли.
Определить положение центра тяжести исполненного мотоцикла
можно взвешиванием его на десятичных весах согласно схеме на рис. 18,
т. е. в наклонном положении, для чего демпфер руля затягивается до предела
и под ось переднего колеса подводится соответствующая подставка
Предварительно определяются нагрузки на переднее колесо Gx и на
заднее колесо мотоцикла О2.
Разделив базу I в отношении обратно-пропорциональном нагрузкам
G и G , находят место вертикальной прямой, на которой лежит центр
тяжести при расположении колес на горизонтальной плоскости.
Чтобы найти на этой
Рис. 18. Определение центра тяжести взвеши-
ванием.
прямой положение центра
тяжести, достаточно зы-
числить величину h по
формуле
Z(G3-Ga)
п— 0-tg.a ’
где G — полный вес мо-
тоцикла,
G3 — показание весов
при наклонной установке
мотоцикла и
Высота центра тяжести
а — угол наклона.
Н над уровнем дороги:
Н = Л4-гй,
где гд—радиус колеса (с учетом деформации покрышки). Для
уменьшения погрешности измерений следует придавать углу а доста-
точно большую величину. Удобно сделать а = 45°, так как tga=l
Зная длину базы Z, легко определить, что для получения а = 45° необ-
ходимо приподнять ось переднего колеса на величину —-L^.- = по
вертикали.
Для проектируемого мотоцикла предполагаемое положение центра
тяжести может быть определено приближенно по чертежу общего вида,
как показано на рис. 19, т. е. по способу сложения параллельных сил.
При этом достаточно ограничиться нанесением на чертеж лишь векто-
ров Pv Р2, Р3 и пр. для нескольких основных агрегатов, нз принимая
во внимание рамы, колес и др. Сложив графически векторы, получают
направление равнодействующей R и точку ее приложения, т. е. центр
тяжести.
Веса Рх, Р2, Р3 и др. берутся из каталогов или справочников, либо
вычисляются приближенно. Вместо абсолютных весов можно нан сить
26
носительные, сретние значения которых следующие: если принять
от двигателя с магнето или динамо за 100 /0, то вес коробки ско-
ВдСТей с муфтой сцепления и стартером составит ~30°/0, аккуму-
торная батарея или масляный бак—1О°/о, топливный бак (с топ-
ливом) - 35«/0.
Рис. 19. К определению центра тяжести.
Остальные части машины по условиям своего размещения не оказы-
вают заметного влияния на положение центра тяжести, и потому можно
не принимать их во внимание.
При наличии водителя, вес которого всегда составляет значительную
долю собственного веса мотоцикла (в среднем 70 л:г), положение об-
Щего центра тяжести несколько изменяется. Его также можно найти
графически согласно схеме, показанной на рис. 20, если принять, что
Вес водителя G' приложен на высоте около 100 мм над серединой
седла. При этих условиях положение ц. т. получается обычно на высо-
те около 0,4/ от земли (т. е. 500 — 600 мм)} и на расстоянии ~ 0,45/
От оси заднего колеса, где /—база машины.
27
ГЛАВА II
ДИНАМИКА МОТОЦИКЛА
6. Определение
Динамикой мотоцикла называется совокупность ходовых качеств
обусловливающих наибольшую среднюю скорость движения в опре-
деленных дорожных условиях.
Основными показателями, характеризующими динамические качества
машины, являются: 1) максимальная скорость на высшей передаче, воз-
можная на горизонтальном участке дороги; 2) способность брать
подъемы и 3) быстрота разгона, т. е. ускорение поступательного дви-
жения, которое может сооб пить мотоциклу его двигатель.
Перечисленные свойства зависят: а) от эффективной мощности дви-
гателя, б) от коэфициента полезного действия перед >чи, в) от величины
передато iHoro отношения на высшей и промежуточных передачах, г) от
радиуса ведущего колеса. Косвенное влияние на среднюю скорость
движения имеют и другие конструктивные факторы, например устойчи-
вость мотоцикла на скользкой дороге, коэфициент проходимости, наи-
меньший радиус поворота, эффективность тормозов и др. Однако
влияние их менее значительно и, кроме того, не может быть выражено
в точных количественных соотношениях.
Предварительное исследование динамики проектируемого мотоцикла
надо считать обязательным, так как оно дает конструктору указание
на необходимую мощность двигателя, определяет выбор передаточных
отношений и пр.
Методика исследования динамических качеств автомобиля, как она
изложена в известных работах акад. Е. Чудакова, вполне приложима и
к мотоциклу.
Поэтому, не останавливаясь на подробностях, мы отметим в дальней-
шем, главным образом, те специфические особенности, которые должны
быть учтены при тяговых расчетах мотоцикла.
7. Характеристика двигателя
В основу тяговых расчетов можно положить так называемую внеш-
нюю или предельную характеристику двигателя, т. е. кривую,
выражающую изменение эффективной мощности двигателя Ne, в зависи-
мости от числа оборотов, при полном открытии дросселя.
Для выполненного двигателя такая характеристика получается непо-
средственным лабораторным испытанием путем торможения вала двига-
теля тем или иным способом.
Для проектируемого двигателя характеристика неизвестна, поэтому
приходится или воспользоваться характеристиками других существую-
щих двигателей подходящего типа, или построить характеристику теоре-
тически, пользуясь уравнениями полуэмпирического характера. Одним
из первых уравнений такого рода является, например, известная формула
Пуансе (Poincet) для построения характеристики автомобильного дви-
гателя по заданной максимальной мощности 2Vmax и соответствующему
ей числу оборотов пт.
2S
Применительно к мотоциклетным двигателям она дает неудовлетвори-
тельные результаты, отклоняющиеся от действительных на 40 — 50%,
области малых и средних оборотов.
В Проф- Ф» Л- Хлыстов, специально занимавшийся этим вопросом
вывел ряд других уравнений, в которых в достаточной мере учтены
Лакторы, влияющие на протекание кривой мощности, и которые по-
зволяют построить характеристику любого типа проектируемого двигателя
с достаточной для практических целей точностью.
Очень хорошее совпадение теоретической и действительной харак-
теристики мотоциклетных двигателей получается при построении ее по
следующей формуле, предложенной Ф. Л. Хлыстовым:
.. Англах
Л, = -----
е 1 —а
11
пт
3 — 4а
2
а
л
пт
- • (—fl
2 ) J ’
где а = —, т. е. отношению числа оборотов, отвечающего максимуму
пт
крутящего момента («Д к числу оборотов при максимальной мощности.
Рис. 21. Вид кривых мощности и крутящего момента двигателей
разных типов.
Проверка этой формулы на большом экспериментальном материале
позволяет рекомендовать ее, как наиболее удовлетворяющую особенно-
стям многооборотных и в большинстве случаев форсированных мотоци-
клетных двигателей.
При а — 0 указанная формула превращается в формулу Пуансе,
являющуюся, таким образом, частным случаем первой**).
Для оценки средних величин коэфициента а на рис. 21 приведены
три типичные кривые мощности и крутящего момента мотоциклетных
Двигателей, соответствующие различным степеням форсировки.
Фиг. А относится к двигателю нормального дорожного мотоцикла
с низкой степенью сжатия. Максимальный крутящий момент здесь имеет
место при 2000 — 2200 об/мин., а максимальная мощность достигается
пРи 3800 — 4500 об/мин. Коэфициент а = — = 0,50 — 0,55.
пт
—‘. _____
* Ф. Л. Хлыстов, Тяговые расчеты гусеничных и колесных автомашин, 1937.
) Формула Пуансе
кг те Wmax /1
Ne = 1.5-—77— -п 1—
е пт \
ла
О • Л ,
т
29
Кривая Л! здесь значительно поднимается вверх при уменьшении
числа оборотов, вследствие чего двигатель хорошо приспособляется
к изменениям нагрузки и не требует частого переключения передач.
Фиг. В характеризует двигатель спортивного типа с повышенным
сжатием, рассчитанный на работу преимущественно при более высоком
числе оборотов.
Максимум крутящего момента достигается при /г1 = 3000 —
3500 об/мин., а максимум мощности при «/л=5000—5500 об/мин;
следовательно, а = 0,60 — 0,70.
Фиг. С дает представление о характеристике весьма форсированного
двигателя гоночного типа с высоким сжатием, широко раздвинутыми
фазами распределения и /2^ = 5500 — 6000 об/мин. Крутящий момент
достигает максимума лишь при очень высоких оборотах, порядка
4000 — 4500 об/мин., вследствие чего а = 0,70 —0,75. Кривые W и М
Рис. 22. Кривые Ne„ полу-
ченные на сТенде и по-
строенные (BSA — 500 см3 и
BMW —R-71, 750 си3).
Рис. 23. Кривые Ne, полученные
на стенде и построенные (двига-
тель С—1-350 см3 и BSA Special
500 сл«3).
получают обычно в начале характерный изгиб вследствие позднег0
закрытия всасывающего клапана.
При а = 0,7 написанная выше общая формула принимает более
простой вид:
N-[14-7 • —---------5 • (—Y1 .
е 3 пт\_ ' пт \nmJ]
При а = 0,75 первый член выражения, стоящего в прямых скобках
3_____________________________4а
в основной формуле (стр. 29) —— =
С учетом указанных особенностей характеристика двигателя проекти-
руемого мотоцикла может быть построена с достаточным приближе-
нием к действительности и положена в основу динамических расчетов.
О величине допускаемой при этом погрешности можно судить по
рис. 22 и 23, на которых сплошной чертой показаны характеристики
разных типов двигателей, полученные непосредственно на испытатель-
ном стенде, а пунктиром нанесены характеристики, построенные по
вышеприведенной формуле.
30
Если учесть, что при определении мощности быстроходного двига-
теля на стенде также неизбежны некоторые неточности, и принять во
внимание, что совершенно однотипные двигатели серийной сборки обнару-
живают при испытаниях расхождения в мощности на 1О°/0 и более, надо
пиз ать, что построение характеристики аналитическим путем дает кон-
структору вполне надежные данные. Для иллюстрации этого положения
На рис. 22 приведены две кривые мощности двигателя BMW — R-71,
полученные на стенде при двух различных регулировках карбюратора ).
Пои построении кривой, нанесенной пунктиром, было принято
д/ х==25 л. с.; «^ = 4700 об/мин., а = 0,6. Построенная кривая весьма
близка к опытным и можег соответствовать некоторой промежуточной
регулировке карбюратора.
Кривая крутящего момента
строи 1 ся на основании известной
зависимости:
716,2 -?•
’ п
Число оборотов «15 соответствую-
щее максимальному крутящему мо-
менту, весьма просто находится гра-
фически — проведением из начала
координат касательной к кривой Ns:
точка касания и определяет пх
(рис. 24).
При тяговых расчетах кривую
мощности необходимо относить
к числу оборотов двигателя,
кой в км/ч.
Связь между оборотами (я) и
ством:
не
а
к скорости движения, выражен-
скоростью (ф) выражается равен-
-у = А • л,
где А — постоянный для данной машины и данной передачи коэфи-
циент:
2п г 3,6
60-Z
(1)
Здесь rk — радиус колеса с учетом деформации покрышки (в метрах),
1 передаточное отношение. Деформацию шины учитывают, уменьшая
н минальный радиус покрышки на 2—3°/0 для шин высокого давления
и на 5—6°f0 для баллонов)*) **!
*) Лаборатория Ленинградского карбюраторного завода.
,, ') Надо заметить, что номинальный диаметр покрышки не совпадает с её
* нствительным наружным диаметром. Так, например, при номинальном диа-
метре 26" = 660 м и прямобортные мотопокрышки низкого давления имеют
ешний диаметр 671,5±6, а клинчерные высокого и низкого давления 696+6 мм.
Man итсюда видно, что допуски на размеры шин превышают поправку на дефор-
при Ю’ И ПОГОМУ последняя вовсе не имеет того значения, которое ей обычно
31
г
? —t - г ——'
800 Ш 240G 3200 4000 4800о^х
Ш Г— ТЮТ^- iiimMrt- минЕ —Hid------ГМ—"Rjif -uiiinrt
I..- J8?0_____24J¥L 4008 ^°°o^
_. л 40£D, 4800 3000 аЫmw
800 Ш 2400 320020004830 5800 ol/mw
Рис. 25. Примерная характеристика мотоцикла на разных передачах.
Рис. 26. Связь между оборотами и скоростью.
Пример: При передаче 5.1 и поминальном диаметре покрышки 2б'; =*
_= 660 МАГ.
гА = 0,33-0,97 = 0,32 м
А
_ 2л. 0,32-3,6 _
60-5 “
0,0242.
Следовательно.
V
v = 0,0242 -п, или п =----------------- .
На основании найденной зависимости между п и v характеристика
двигателя может быть перестроена в функции от скорости движения,
и притом отдельно для каждой передачи (см. рис 25). Масштабы обо-
ротов, соответствующие каждой передаче, построены параллельно оси
абсцисс, внизу. Пересчет масштабов удобно производить графическим
путем, откладывая на оси абсцисс обороты двигателя, а на оси ординат
скорости в км1ч. и проводя лучи из начала координат, соответству-
ющие той или иной передаче (рис. 26). Для нахождения второй точки,
определяющей направление луча, достаточно вычислить выражение
ф = только один раз для каждой передачи, подставив вместо п про-
извольное число оборотов, например 1000.
8. Мощность, подводимая к заднему колесу (М)
Часть мощности двигателя расходуется на преодоление трения в ме-
ханизмах силовой передачи. Эта потеря оценивается коэфициентом полез-
ного действия трансмиссии—
Таким образом
(2)
Рис. 27. Изменение к}/’ в зависимости от числа оборотов.
Величина г1т зависит от степени совершенства изготовления и сборки
машины, от состояния и смазки частей передачи, а также от числа уча-
ствующих в передаче элементов, поэтому тр будет больше на прямой пере-
даче, нежели на промежуточных. Кроме того, т; зависит от нагрузки
и от числа оборотов и с возрастанием последнего уменьшается, как это
Бидно из рис. 27, представляющего результаты опытов НАТИ, произве-
А. М Иерусалимский 913 33
денных на мотоцикле BSA*). При тяговых расчетах пренебрегают незна,
чительными изменениями т] на разных передачах и принимают его по.
стоянным.
Имея в виду высокое число оборотов мотоциклетных двигателей при
максимальной мощности, следует из осторожности в предварительных
расчетах принимать т;г0,80, хотя в действительности потери в транс.
миссии могут быть и меньше, чем предполагается в этом случае.
Помимо того надо заметить следующее. При непосредственном из.
мерении Nk на беговых барабанах стенда Ридлера полученная кривая
мощности на заднем колесе учитывает уже не только потери в транс.
миссии, но и потери на качение заднего колеса, т. е. расход мощности
на деформацию покрышки.
Значения т1т, представленные на рис. 27, относятся именно к этому
последнему случаю. Если исключить отсюда потерю на качение заднего
колеса и ограничиться только
потерей мощности в самой
трансмиссии, то значения т]?
получились бы приблизи-
тельно на 3°/0 выше, т. е.
изменялись бы в пределах
от 0,87 до 0,81.
Графически, подведенная
к заднему колесу, мощ-
ность Nk выражается кривой,
аналогичной характеристике
двигателя, но лежащей ниже
последней (рис. 28). Раз-
ность ординат обеих кривых
выражает потери в транс-
миссии.
Подведенная к заднему
Рис. 28. Мощность двигателя (Ne) и мощность,
подведенная к заднему колесу (А^).
колесу мощность расходуется
на преодоление различных сопротивлений, возникающих при движе-
нии машины.
Будем обозначать:
N?— мощность, расходуемую на сопротивление качению мотоцикла,
т. е. главным образом на деформацию покрышек и дороги;
N/t — мощность, расходуемую на подъем, при движении мотоцикла
в гору;
Nw— мощность, расходуемую на сопротивление воздуха;
TVy — мощность, расходуемую на ускорение движения при разгоне
мотоцикла.
Тогда в наиболее общем случае движения будем иметь:
№ = ЧгЧ=л^4-^+^+^-. (3)
При установившемся равномерном движении по горизонтальной ДО'
роге Nh и Nj, очевидно, равны нулю. В таком случае:
*) В. И. Ланин, Испытание мотоцикла БСА, Труды НАТИ, вып. 81. 4
34
9. Сопротивление качению
Сопротивление качению слагается главным образом из усилий, затрй-
чи аемых на деформацию шин и дороги; меньшее значение имеет тре-
е в подшипниках колес и в рессорах.
При тяговых расчетах предполагается, что сопротивление качению
не изменяется от скорости движения и зависит только от веса машины,
качества шин и от свойств поверхности дороги, т. е. ее гладкости и твер-
дости*)
Последние два фактора оцениваются так называемым коэфициентом
качения /.
Величины f для дорог разного качества приводятся в справочниках Л
Для хорошего шоссе можно принимать /=0,016 для шин высо-
кого давления и /=0,0 2 для баллонов.
Обозначая через G полный вес машины с водителем, можем написать,
что сопротивление качению:
Рис. 29. Мощность, расходуемая на сопротивление качению.
Такова же будет и та горизонтальная сила тяги, которую надо при-
ложить для передвижения мотоцикла.
Тогда мощность, расходуемая на сопротивление качению, будет про-
порциональна скорости и выражается равенством:
= G'f'V кгм[сек.
Здесь скорость v выражена в метрах в секунду и мощность в кило-
граммо-метрах в секунду.
Чтобы получить выражение мощности в лошадиных силах при ско-
рости, заданной в километрах в час, надо разделить правую часть напи-
санного равенства на 75 и на 3,6.
При этих условиях будем иметь:
G f-v z.x
^ = ~270~ Л' С' <4)
Если требуется определить отдельно мощности, ватрачиваемые на ка-
чение переднего и заднего колес, то место G надо подставить или
g * Это приблизительно верно до скоростей 150—160 км/ч. При очень
гЪ1г,ЬШ°й скорости, порядка 200 км/ч. и выше, пренебрегать изменением коэ-
Ф U?Ta f нельзя.
J См., например, Мотоциклетный справочник, 1941 г.
*
35
Cjv t. e. нагрузку, приходящуюся на то или другое колесо. Графически
Nf изображается прямой, исходящей из начала координат, что весьма
упрощает ее построение: достаточно подсчитать Nf для какой-либо одно}}
произвольной скорости, например 100 аглг/ч., и соединить найденную
точку с началом координат (рис. 29). При построении линии Nj На
рис. 29 принято: /=0,022 и G = 220 кг. Как видим, затрата мощности
на качение мотоцикла по хорошей горизонтальной дороге относительно
очень невелика, даже при больших скоростях движения.
10. Сопротивление воздуха
Сопротивление, оказываемое воздухом движущемуся телу Rw, зависит
от лобовой площади тела, его формы и скорости движения.
Зависимость эта выражается равенством:
Rw = кг,
где F—лобовая площадь в л«2, v—скорость в л//сек. и К—коэфициент
сопротивления воздуха или коэфициент обтекаемости, зависящий от формы
тела и характера его поверхности * *).
Коэфициент К является именованным числом. Он представляет собой
сопротивление воздуха в кг на 1 м~ лобовой поверхности при скорости
движения 1 лг/сек. Если скорость выражена в км)ч, то
Написанное равенство показывает, что сопротивление возрастает про-
порционально квадрату скорости. Сила тяги, необходимая для преодо-
ления этого сопротивления, очевидно, также равна Rw.
Умножая правую часть равенства на v, получим мощность, расходуе*
мую на сопротивление воздуха:
Nw = K‘F‘^ кгм[ сек.
или, выражая скорость в лиг/час и мощность в лошадиных силах:
А. K-F-v3 га
~ 3500 Л‘С’
Для мотоциклов главными факторами, влияющими на К и F, являются
посадка водителя и характер его одежды в отличие от автомобиля, &
величина этих коэфициентов определяется устройством и размерам'1
кузова.
С изменением посадки изменяется в широких пределах не только
щадь Z7, но и коэфициент обтекаемости К, который может быть умеНЬ
шен еще плотно облегающей тело водителя одеждой и специальны
приспособлениями, наподобие показанного на рис. 30.
л. с.
gfO
*) Строго говоря, К зависит также и от плотности воздуха, т. е. о
температуры и давления. Однако вводить соответствующие поправки J
смысла, так как они лежат за пределами точности данных вычислений, ° г
ванных на приближенных допущениях. Поэтому принимают, что массовая
ность воздуха (или масса 1 м3 воздуха) постоянна и равна р = 0,125, т. е.
значению, которое она имеет при 153 С и 760 мм атмосферного давлени
36
р0 опытам ЦАГИ с мотоциклом Харлей-Давидсон тяжелого типа,
е гнутым продувке в аэродинамической трубе, величины К и F та-
ковы
Мотоцикл-одиночка
F
Прямая посадка
Согнутая
0,576 ж2 0,065—0,0675
0,502 „ 0,059—0,060
Мотоцикл с коляской
Прямая посадка (ветровой щиток на ко-
ляске поднят).......................... 1,078 м2
Согнутая посадка (ветровой щиток
опущен, пассажир лежит в коляске) . . . 0,996 ж2
0,079-0,081
0,069
Рис. 30. Гоночный мотоцикл е обтекателем.
По данным автотракторной лаборатории Ленинградского Политехни-
ческого института, полученным на основании дорожных испытаний семи
различных мотоциклов-одиночек, коэфициент сопротивления воздуха
=0,065—0,079, лобовая же площадь, в зависимости от посадки, изме-
н ется от F=0,42 м2 при согнутой посадке до F = 0,80 м2 при пря-
мой посадке.
Надо заметить, что применявшаяся в опытах ЦАГИ согнутая посадка
не является типично гоночной, для получения которой ручки руля изги-
баются вниз, подножки и седло отодвигаются назад и водитель почти
Лежит на баке мотоцикла. При такой посадке лобовая площадь мото-
чикла с водителем может быть меньше 0,5 м2 (от 0,35 до 0,45 м2)
с одновременным уменьшением К.
Инж. Кузнецов, Лобовое
вьщ. 51. J
сопротивление
мотоцикла, Труды
ЦАГИ,
37
Совершенно прямая посадка, примененная в опытах ЦАГИ, в насто-
ящее время также встречается редко. Нормальным типом посадки надо
считать слегка согнутую, при которой подножки располагаются примерно
на одной вертикальной линии с седлом, и корпус водителя немного
наклонен вперед. Для этого типа посадки можно принимать в среднем
F = 0,55 м- и К =0,06.
Лобовую площадь машины и водителя можно с достаточным прибли-
жением определить по чертежу или фотографиям, придав наружным кон-
турам геометрические формы, как показано на рис, 31.
Для практических тяговых расчетов вполне допустим и более простой
способ определения лобовой площади, состоящий в том, что полную высоту
мотоцикла с водителем умножают на расстояние между серединами рукоя-
ток руля и на поправочный коэфициент 0,8.
Очевидно, максимальная скорость может быть достигнута только при
согнутой (гоночной) посадке. Однако такая посадка не свойственна нор-
мальным условиям эксплоатаиии и требует специальных навыков у води-
теля. Имея это в вицу, следует при тяговых расчетах принимать второй
из указанных на фиг. 31 типов посадки. Это несколько снижает макси-
мальную скорость, которой мог бы достичь на данной машине специа-
лист-гонщик, но дает более правильное представление о действительной
динамике мотоцикла при нормальной эксплоатации.
На рис. 32 нанесены кривые мощности Nw, расходуемой на сопро-
тивление воздуха при трех различных типах посадки, вычисленные по
формуле (5).
При этом были приняты следующие данные:
I —прямая посадка F=0,6 л&; /<"=0,065
II—нормальная „ F — 0,55 м^\ К = 0,06
III—гоночная . F=0,4^I 2; К = 0.05
38
Как видим, на больших скоростях движения требуется очень большая
затрата мощности на сопротивление воздуха, при малых же скоростях
еЮ можно пренебречь.
Складывая ординаты Nj (рис. 29) и Nw (рис. 32), можно построить
суммарную кривую Nf+W, которая даст представление о мощности, необ-
ходимой для движения по горизонтальному пути с той или иной ско-
kMft,
Рис 32. Мощность, расходуемая на сопротивление воздуха (A^w)
И. Рабочий баланс мотоцикла и запас мощности
Для исследования динамических свойств мотоцикла строят график,
известный под именем рабочего баланса и изображающий распределение
(рис'^ 33) деигателя по отдельным рассмотренным выше сопротивлениям
Построение его производится следующим образом.
Прежде всего наносят на
которая должна быть известна
в § 7.
чертеж характеристику двигателя
или построена по формуле, указанной
Умножая ее ординаты на т]г, получают кривую Nk — мощность,
видимую к заднему колесу.
с Рис^чо ° кладывают вниз от кривой Nk ординаты кривой"^, взятые
мото ии ’ И олучают КРИВУЮ А/д, т. е. мощность, которой располагает
для по,Л Д7Я пРе°Д°ления сопротивления качению, взятия подъемов и
разгона.
39
Далее, задаваясь тем или другим коэфициентом качения f, наносят Д/
в виде прямой, исходящей из начала координат,
Отрезки ординат, заключенные между кривой Na и прямой N
выражают избыточную мощность Nu, или так называемый запас мощности
который может быть использован на преодоление подъемов или ускорение
движения.
Как видно из чертежа, отрезки Nu неодинаковы при разных скоростях
движения. Своего максимального значения они достигают в данном слу-
чае при скорости около 60 км/ч.
В точке а, где кривые Na и М пересекаются, /Уц = 0. Это значит, что
мотоцикл в данных условиях не располагает никаким запасом мощности и,
следовательно, соответствующая скорость (104 км{ч.) является для
него максимальной.
Рис. 33. Рабочий баланс мотоцикла на высшей передаче.
Зная запас мощности Ntl при любой скорости движения, можно
определить ускорение, которое способен проявить мотоцикл в каком-
либо интервале скоростей, или подъем, который он может преодолеть
(см. дальше §§ 12 и 13).
Для возможности сравнения машин разного веса и типа запас мощ-
ности относят к единице веса, а именно к 1 тонне.
Таким образом получают удельный запас мощности на 1 т:
N' = Mr Ю00
« G
Удельный запас мощности современных мотоциклов дорожного типа
составляет 20—25 л. с.; для гоночных машин с форсированными двига-
телями он достигает 60 л. с. и больше.
Максимальные значения Nu для мотоциклов транспортного типа жела-
тельно иметь при скоростях около 40—50 км/ч.
40
С увеличением сопротивления дороги f прямая Nf поднимается круче,
точка а (пересечение с сдвигается влево и соответствующая ей
максимальная скорость уменьшается. Соответственно уменьшается и запас
мощности Nu.
Предельное сопротивление, которое мотоцикл еще способен преодолеть
на данной передаче, определяется прямой касательной к Na. Движение
при этом возможно только со скоростью, соответствующей точке касания b
и называемой критической скоростью.
Пример построения рабочего баланса. Дано: мотоцикл транс-
портного типа с двигателем 500 см\ развивающим Л/шах = 13,2 л. с. при
я==4б00 об/мин; передача i = 5,3; номинальный диаметр покрышек низкого давле-
ния 26" = 660 леи (внешний со 670 мм), вес машины принимаем 150 кг; вес
водителя — 70 кг; общий вес G — 150 -f- 70 = 220 кг.
Характеристику двигателя предполагаем известной.
Для нанесения ее по скорости движения вычисляем переводной коэфициент
по формуле (1), стр. 31.
2^0,32-3.6
А = 60'.5,3““°’0228’
считая г/г — 0,335-0,95 = 0,32 м.
Таким образом v = 0,0228-п и, следовательно, например, 1000 оборотам
двигателя соответствует v = 22,8 юи/час.
На основании этого соотношения и построены масштабы скоростей и обо-
ротов на рис. 33.
Нанеся кривую Nei умножаем ее ординаты, соответствующие скоростям 30,
40, 60 и т. д. км/ч., на rjT — 0,8. Получаем
при v = 30 40 50 60 70 80 90 100 НО лит/час,
/V . = 3,9 5,2 6,5 7,6 8,6 9,4 10,1 10,5 10,4 л. с.
По этим точкам наносим кривую Nk.
Мощность, теряемую на сопротивление воздуха, берем по кривой II, рис. 32,
т. е. предполагаем нормальную дорожную посадку.
Откладываем эти значения Nw вниз от кривой Nk и получаем кривую Na.
Для построения прямой Nf принимаем коэфициент качения/= 0,022.
Тогда при скорости 100 км/ч., на основании уравнения (4), стр. 35 имеем:
.. 220-0,022-100 1О
Nf =------57»------=1,8л. с.
На основании этого равенства проводим прямую Л'у из начала координат.
Она пересекается с кривой Nn в точке а, которой соответствует скорость
v = 104 км/час.
Это — максимальная скорость, которой может достичь рассматриваемый
мотоцикл на хорошем горизонтальном шоссе.
Максимальный запас мощности, выражаемый отрезком Nu, равен 4,8 л. с.
и соответствует скорости 60 км/ч.
Относя его к 1 тонне, найдем удельный запас мощности
4,8-1000
— = 21,8 л. с.
На рис. 33 рабочий баланс построен только для одной высшей
передачи. Совершенно таким же образом можно построить его и для
Других передач.
12. Движение мотоцикла на подъеме
При движении мотоцикла на подъеме в сс°, как это видно из рис. 34,
возникает дополнительное сопротивление
Rh = G • sin а кг
41
Умножая это сопротивление на скорость движения v, получим мощ-
ность Nh, которую необходимо затратить на преодоление данного
подъема:
Nh = G • sin а • v кгл/сек.
Или, выражая v в км/ч. и Nh в л. с.:
.т G-sina-t>
^ = -270—
(6)
Легко видеть, что это выражение совершенно аналогично формуле (4),
определяющей расход мощности на качение, поэтому графически Nh
изображается так же, как и Nf, т. е. прямой линией, исходящей из
начала координат (рис. 29).
Весьма часто подъемы определяют не углом а0, а выражают в про-
центном отношении вертикального перемещения движущегося тела к го-
ризонтальному. Таким образом, например, выражение „подъем
означает, что при передвижении тела в горизонтальном направлении
на 1 л оно одновременно поднимается вертикально на 5 см или 5/100 м.
Связь между обоими способами
обозначения подъемов выражается
равенством:
где т — число процентов, которым
обозначен уклон*)-
Надо заметить, что сопротивле-
ние качению на подъеме будет
несколько иное, чем на горизонталь-
ной плоскости, так как сила веса G
направлена на подъеме не перпен-
дикулярно к дороге.
Нормальная к дороге составляющая силы веса, как видно из схемы
на рис. 34:
Q = G cos а,
и, следовательно, сопротивление качению
Rf—G'f* cos а,
а не G-/, как на горизонтальной дороге.
Однако при малых углах подъема (до 10°), которые встречаются на
обыкновенных дорогах, cos а настолько близок к единице, что его можно
вовсе не принимать во внимание. Считаться с ним приходится только
при определении максимального подъема, возможного на 1-й передаче.
Зная из рабочего баланса запас мощности Nu, которым располагает
мотоцикл при любой скорости движения (рис. 33), можно по формуле
*) Для углов до 10° можно считать tg ass sin а. Тогда формула (6) пере-
пишется так;
д. _Gv-m
~ 270 • 100 *
(6а)
42
(6) или (6а) определить подъем, который может быть взят при данной
z-КОрОСТИ. сп /
О )рашаясь к рис. 33, мы видим, например, что скорости 60 км[ч.
соответствует Л/„=4,8 л. с.
14 ользуя весь этот запас мощности на преодоление добавочного
сопротивления на подъеме, т. е. полагая TVA = 1VU, получим на основании
формулы (6):
. о 220-60-sina
4’8 =------270----
откуда
4,8-270 n лоо
sm а — 220-60 °’098’
т е подъем 9,8 0, или в градусах а = 5°37'.
Максимальный подъем, который может быть взят на высшей передаче,
согласно рис. 33, соответствует точке Ь, т. е. скорости v — 31 км/ч.
и 77,/= 3,3 л. с.
Следовательно, по предыдущему:
3,3-270
S,n°=22O^T = 0’131-
т. е подъем 13°/0, или а = 7°30'.
Как увидим дальше, эти вопросы еще более просто и удобно
решаются на основании так называемой тяговой или динамической
характеристики мотоцикла (§ 17).
Общее сопротивление движению на подъеме (не считая сопротивления
воздуха) представляет собой, очевидно, сумму сопротивлений качения Rf
и добавочного Rh.
Суммарная мощность, потребная для покрытия этих сопротивлений,
будет на основании формул (4) и (6):
л г । л г Gvr , Gv sin a Gv ,, , . А
4* — '270' 270 270 + Sm
Множитель, стоящий в скобках, можно рассматривать как общий
коэфициент сопротивления дороги ф =/-|-sin а, оценивающий
не только состояние ее поверхности, но и профиль дороги, т. е. встре-
чающиеся на ней подъемы.
Если, например, состояние поверхности дороги оценивается коэфици-
ентом качения /=0,02, а имеющиеся на ней подъемы в среднем со-
ставляют 3°/0, или 0,03, то общий коэфициент сопротивления дороги
можно выразить через
б = 0,02 -4- 0,03 = 0,05, или 5%.
С практической точки зрения такое суммарное обозначение сопро-
*Ив ения дороги представляется иногда более удобным и дает более
кзкое к действительности представление о динамике машины, так как
Вершенно горизонтальных дорог в практике не встречается.
43
(7)
В таком случае формулу (4) можно переписать так:
. Gvb
270 *
где Щ— суммарная мощность, равная а 6 — коэфициент
общего сопротивления дороги.
13. Ускорение мотоцикла
Как было уже сказано выше (§ 11), избыточная мощность /V может
быть использована также на сообщение машине ускорения. От величины
ускорения зависит быстрота нарастания скорости при разгоне мотоцикла,
т. е, качество, называемое „приемистостью" машины и имеющее большое
значение в условиях практической езды.
Сопротивление, вызываемое инерцией мотоцикла, равно произведению
его массы на ускорение:
Rj- = т • j,
где т — масса мотоцикла с водителем и j — ускорение.
Так как
G
т 9,81 ’
то
Умножая правую часть равенства на скорость v л/сек., получим
мощность, которую надо затратить на преодоление этого сопротивления
х, G-j-v .
= g81 кгм]сек.
’ >
или, разделив на 75 и 3,6, чтобы выразить мощность в л. с. и скорость
в км/ч.:
КТ G-i-v
NJ 2650~Л‘ С‘
Последнее равенство не учитывает еще мощности, теряемой на уско-
рение вращающихся частей машины, т. е. маховиков, сцепной муфты,
шестерен в коробке передач, цепей и колес.
Эту потерю оценивают, вводя в написанное равенство коэфициент
о > 1.
Таким образом получаем окончательно:
^G-jv /gx
V 2650 * k '
Для мотоциклов можно принимать на высшей передаче 1,1.
На промежуточных передачах:
8=1+0,1^7,
где ik — передаточное отношение в коробке скоростей. Таким образом
для низшей передачи получается обычно 8=1,6 —1,8.
44
pis уравнения (8) можно определить j для любой скорости движения,
полагая, что весь запас мощности, соответствующий этой скорости,
обращен на ускорение движения, т. е. Nu = Nj.
При этом условии равенство (8) можно переписать так:
f 2650'Nu
1 Z-G-v * ' '
Пример. Из рабочего баланса, представленного на рис. 33, следует, что
при скорости 60 км/час Nu = 4,8. Принимая попрежнему G = 220 кг и 6 = 1,1,
найдем
2650-4,8 ЛО„ , „
1Д-220-60 —°<88лсек-
Вычислив таким же
образом ускорения для
ряда других скоростей,
можно построить кривую
изменения ускорения, ко-
торая дана на рис. 35.
Кривая эта показы
вает, что по мере воз-
растания скорости уско-
рение убывает, и при
достижении мотоциклом
своей максимальной ско-
рости (104 л;лг'час.) у = О,
что и понятно, так как
при этом запас мощности
тоже равен нулю.
Кривая ускорения на
рис. 35 относится только
к высшей передаче (5,3:1).
Аналогичным образом мо-
гут быть построены кри-
вые j и для других пере-
дач, причем значения рис. 35 Ускорение мотоцикла (на высшей
ускорения получились бы, передаче).
конечно, более высокие.
Для мотоциклов транспортного типа на 1-й передаче и хорошем гори-
зонтальном шоссе максимальные ускорения /тах~2—2,5 л//сек.
Запас мощности двигателя, особенно форсированного, дает воз-
можность получить теоретически и большую величину ускорения, но на
практике предельная величина j ограничена условиями сцепления заднего
колеса с дорогой (см. § 18).
Заметим, что графиком ускорений (рис. 35) можно пользоваться и
для определения подъемов, которые может взять мотоцикл на
данной передаче, если соответствующим образом перестроить масштаб
ординат.
Действительно, сравнивая между собой уравнение ускорения
2650
Ъ-G.v
45
и уравнение подъема
sin а = 270 • Д“-,
G-v’
видим, что разница между ними только в постоянных коэфициентах 270
2650
и -g—, функциональная же зависимость от скорости одна и та же.
Следовательно, не изменяя самую кривую, достаточно только сделать
пересчет масштабов, что выполняется очень просто.
Выше (§ 12) было найдено, например, что для скорости 60 км1ч.
максимальный подъем в процентах:
т = 9,8%.
Соответствующее той же скорости ускорение на рис. 35 выражается
отрезком 88 мм.
Значит подъем в 1% надо изобразить отрезком 88:9,8 = 9 мм,
или подъем 10%— отрезком 90 мм. Это и выполнено на правой шкале
рис. 35*\
14. Время разгона мотоцикла
Чем больше ускорение, которое может развить мотоцикл, тем, оче-
видно, меньше будет время, которое потребуется для достижения той
или иной скорости, другими словами — тем быстрей будет разгоняться
машина.
Определить время разгона мотоцикла в заданном интервале скоро-
стей, так же как и ускорение, можно теоретическим путем на основании
следующих соображений.
На протяжении бесконечно малого отрезка времени dt можно считать
ускорение j постоянным. Следовательно, приращение скорости dv за
этот промежуток времени будет
. dv = i dt,
или
dt = dv • — •
< /
Чтобы получить время разгона со скорости до скорости i/.2> надо
проинтегрировать предыдущее равенство в пределах от vx до
(множитель 3 - вводится, если скорость v выражена в км ч.).
Для вычисления этого интеграла необходимо представить j как функ-
цию от v, что возможно лишь в том случае, если кривая мощности
двигателя Ne построена по определенному закону, например по формуле
проф. Хлыстова (см. § 7). Как будет показано ниже, в этом
*) В книге чертеж уменьшен, вследствие чего абсолютные величины орди-
нат несколько меньше.
46
т. е. время, потребное на разгон от до v2.
Рис. 36. К определению времени разгона.
случае не трудно установить зависимость между / и ф и, следовательно,
вычислить У -у • dv. Если же в основу расчета положена характеристика
двигателя, полученная экспериментально, — зависимость между j м. v
неизвестна. При этих условиях решить указанный интеграл возможно
только графическим путем, что обычно и практикуется.
С этой целью строят для выбранного интервала скоростей кривую
значений —., обратных ускорению, рис. 36. Площадь, заключенная между
этой кривой, осью абсцисс и ординатами vx и v.2t выражает в опреде-
г>,
ленном масштабе J
«1
Пример. Определим время разгона мотоцикла, кривая ускорений которого
дана на рис. 35, со скорости 30 км/ч. до скорости 70 км/ч.
На основании кривой рис. 35 имеем:
v = 30 40 50 60 70 80 90 км/ч.
j = 1,18 1,1 1,02 0,88 0,71 0,52 0,33 л//сек.2
.= 0,85 0,91 0,98 1,14 1,41 1,93 3,03 сек.2/л.
1
По данным последней строки и построена кривая на рис. 36.
Измерив площадь, заключен-
ную между кривой, осью абсцисс
и ординатами 30 и 70, находим,
что она равна 415 мм2.
Определим теперь время, экви-
валентное 1 мм2 этой площади.
По оси ординат: 1 мм —
—1,0 м/сек2.
По оси абсцисс; 1 мм—1 км/ч.—
= "3J- ^/сек.
’ 0,1
Следовательно, 1 мм2 — g g сек.
И таким образом искомое время:
415-0,1
t =----g-g— = 11,5 сек.
Заметим, что тот же результат мы могли бы получить и более простым спо-
собом, не прибегая к построению кривой -у, а определив среднее ускорение
и считая его постоянным в пределах скоростей от 30 до 70 км/ч.
Действительно в этих пределах:
1,18 + 0.71
/ср =------------= 0,95 лг/сек Л*).
2
Считая это ускорение постоянным, найдем время t из выражения:
*) Или несколько точнее:
1,18 + 1,1 + 1,02 + 0,88 + 0,71
/ср =---------------------------------= 0,98 сек.2
47
Полученный результат надо еще разделить на 3,6, чтобы выразить время
в секундах.
Сделав подстановку, получим:
70 — 30
0,95 -3,6 “ 11,7 сск‘
Принимая во внимание возможные погрешности в построениях кривых
и в измерении площадей, оба результата надо считать вполне равноценными.
Покажем теперь аналитический метод определения времени раз.
гона, которым можно воспользоваться в том случае, если характеристика
проектируемого мотоцикла построена по одной из формул, приведен-
ных в § 7.
Он основан на следующих соображениях.
Упомянутые формулы представляют Ne и, следовательно, Nk как неко-
торую функцию от числа оборотов — п.
^ = Л/е-7]г=/(/2).
При данном передаточном отношении i и радиусе колеса гк суще-
ствует вполне определенная зависимость между числом оборотов двига-
теля п и скоростью движения машины v.
Именно;
где А — постоянный коэфициент (см. § 7).
Следовательно, заменяя п на мы можем представить Nk как
функцию скорости:
Вычитая отсюда N и Nw, зависящие также от скорости, найдем
избыточную мощность Nu, выраженную через
w,=w*-wz-ww-A(«) *>.
Остается установить связь между Nu и ускорением /; ее дает урав-
нение (9):
2650 Nu
1~ S-G ’ v *
После соответствующей подстановки, найдем выражение для j в зависи-
мости ОТ СКОРОСТИ 'LL
Оно получается в виде:
j = a-\-bv— cv2, (10)
где а, b и с — постоянные коэфициенты.
Функции, имеющие вид трехчлена 2-Й степени, как известно, могут
быть интегрированы.
*) Все эти рассуждения можно относить и к силе тяги на заднем колесе 7V
Тогда избыточная сила тяги, за счет которой создается ускорение, также мож
быть выражена как функция v:
Pu = Pk-Pf-Pu = fM-
48
п
и м с р. Положим, что характеристика рассмотренного выше мотоцикла
построена по формуле Ф. Л. Хлыстова при а = 0,53, т. е. имеет вид, пока-
янный на рис. 22.
Тогда N
о /vmax
^ = ^->]Г=0,8- Пт !_а[
Для рассматриваемого мотоцикла /Ушах
3 — 4 а п 1
2
= 13,2 л. с.;
v
пт = 4600; а = 0,53; Z = 5,3 и п = '
После подстановки:
Nk = 0,215 • v (0,44 + 0,00505 v — 0,0000476t>2).
Для упрощения арифметических выкладок будем относить дальнейшие опе-
рации не к мощности, а к силе тяги на заднем колесе Pk.
Pk = 27°р Nk = 58 (0,44 + 0,00505 v - 0,0000476 v2).
Чтобы найти избыточную силу тяги Ри, надо из Pk вычесть силу тяги, рас-
ходуемую на сопротивление качения и воздуха, т. е.
V pf=Rf = f. 6 = 0,022 • 220 = 4,84 кг
KF • v2
Pw = Rw =----jg---= 0,00225 &s кг.
Тогда избыток силы тяги:
Ра = pk — pf-pw = 20,66 + 0,293 v - 0,00501 v2,
Р • s
j = = 0,836 4- 0,0119 v - 0,000203 v-,
т. e. трехчлен вида a -J- bv — cv2.
Следовательно, время разгона
г, г,
1 /' dv I dv
1 = 'Уб' * J ~Г~ ЗДГ ’ J ’ 0,836 + 0,0119 v — 0,000203 v2 '
с, I’,
Это выражение легко интегрируется нахождением корней трехчлена и раз-
ложением подинтегральной дроби.
После соответствующих преобразований будем иметь:
/dv _ Г dv _ 1 v \ г v v~а X г
j “ J a-\-bv-cv2~y^^T * C=K-,n^Tg+C’
где аир — корни уравнения a-\-bv—ст>2 = 0, а знаком К обозначен постоянный
коэфициент
1
1Л&2 + 4 ас
Следовательно, время разгона от скорости vt до скорости v2 км/ч.
____1 . Г dv_____________L А'. In а I _
3,6 J a-\-bv — cv^ 3,6 v — р|
Oi
_ 1 (v2 — g) foi — P)
3,6 *K-lnfo2-₽)foi-«)’ (11
A M. Иерусалимский 913 49
В рассматриваемом частном примере:
а = 0,836; b = 0,0119; с = 0,000203;
vx = 30 кл//ч. и v2 = 70 км/ч.
Корни трехчлена:
Ь — У &з +- 4ас 0,0119 — Vб/)119» Ч- 4 • 0,836 - 0,000203
а~ 2с ~ 2-0,000203 - —41г3
b -Ь Vb^ + Aac _ 0,0119 -ь /aoi 193 + 4 • 0,836 - 0,000203 , Of
Р ~ 2с “ 2 0,000203
1 1
Коэфициент К = г ==г — —................... =~ = 34,9.
Уб24-4ас /0,01192 + 4 • 0,836 • 0,000203
Таким образом время разгона согласно уравнению (11):
_ 34,9 1 (70 + 41,3) (30 — 100) _ 34,9 • 0,56 _
“ 3,6 ' lg е * lg (70 — 100) (30 + 41,3) ~ 3,6 • 0,434 “ 12,5 сек”
т. е. результат, мало отличающийся от полученного графическим путем для
действительной характеристики двигателя.
Полагая = 0, можно определить время разгона на данной пере-
даче с места до v2 (что, впрочем, имеет реальный смысл только для
1-й или 2-й передачи).
Верхний предел v2 не следует брать выше 0,95 г»шах так кас
практически можно считать, что к этому моменту разгон закончен,
и дальнейшее ускорение настолько мало, что время разгона до
очень затягивается (теоретически до бесконечности). Заметим еще, что
выведенное выше уравнение (10), выражающее зависимость ускорения j
от скорости v, дает возможность вычислить *Утах (при заданном коэфи-
лиенте сопротивления качению /).
Действительно, при ®та ускорение / = 0. Поэтому, приравнивая О
правую часть уравнения (10) и решая его относительно v, найдем отах.
В данном частном случае
100 км!ч-
(второй корень уравнения (10), как отрицательный, не имеет физиче-
ского смысла в рассматриваемой задаче).
Произведенные нами расчеты относятся только к одной высшей
передаче взятого для примера мотоцикла. Совершенно таким же образом
можно было бы исследовать его в отношении времени разгона и на
других передачах причем заранее можно предугадать, что на более низ-
ких передачах разгон потребует меньше времени.
Современные мотоциклы дорожного типа разгоняются со скорости
30 км/ч. до 70 км!ч. на высшей передаче в 10—12 сек., на второй
передаче в 7—8 сек. Мотоциклы с форсированными двигателями разго-
няются в указанных пределах еще скорей.
50
15.
Экспериментальное определение времени
мотоцикла
разгона и ускорения
Исследуя динамику мотоцикла, в частности, его способность разго-
-- ---- — .....i находим сначала ускорения машины на
передачах и затем определяем время разгона, как показано в пре-
* nonarnarhp,
^"практике, при испытаниях исполненного мотоцикла, идут обрат-
--- е. определяют опытным путем именно время разгона
различных интервалах скоростей, и отсюда получают величины уско-
Существующие приборы для непосредственного измерения ускорений
няться, расчетным путем, мы
[Над -
дыдушем параграфе.
i:_ —
ным путем, т.
в 1
рений.
С, —
(акселерометры) недостаточно удобны и не получили сколько-нибудь
широкого применения. Напротив, время разгона может быть измерено
применения. Напротив, время разгона может быть измерено
Рис. 38. Кривая пути разгона в зависи-
мое ги от времени.
Рас. 37. Кривая времени разгона
мотоцикла.
с достаточной точностью, для чего применяются приборы, записываю-
щие нарастание скорости в зависимости от времени или пройденного
расстояния. Нанося эту запись в увеличенном масштабе на координатных
осях v и t, получают кривую разгона мотоцикла, подобную рис. 37 *).
Графическое диференцирование этой кривой дает величины ускорений
с той точностью, какая вообще свойственна графическим построениям.
При отсутствии самозаписывающих приборов, регистрирующих ско-
рость в зависимости от времени или пути, можно построить кривую раз-
гона приближенно, измеряя с помощью секундомера время последова-
тельного прохождения мотоциклом ряда равных отрезков пути опреде-
лимой длины (например по 100 м). Техника такого измерения сравни-
те ьно проста. Участок дороги длиной в 11п километра разбивают на
пять частей.
Па втором или третьем из отмеченных пунктов помещается хроно-
метрист с двухстрелочным секундомером, в остальных четырех пунктах
_О_СТ
2 Вс 7639 рекомендует для оси v масштаб 10 км)ч. — 20 мм и для оси t —
При построении кривой ускорений масштаб для / — 0,5л/секЛ—
51
его помощники, делающие резкий взмах флагом или рукой в момент
прохождения мимо них мотоцикла. На основании произведенных засечек
времени t>, t3 и т. д. строится кривая s=f(t) (рис. 38) Пяти точек
для этой пели вполне достаточно. Отсюда путем общеизвестных построе-
ний могут быть най 1ены интересующие нас кривые и
при этом надо помнить, что v получается в jf/сек. Для получения -у
в км/ч. вводится множитель 3,6.
Опыты могут быть произведены на каждой передаче отдельно, при-
чем для 1-ой и 2-ой передач длину мерного участка пути следует
уменьшить до 200—-250 м, а интервалы между последовательными за-
сечками до 40—50 м.
Разгон на 1-й и даже 2 й передаче можно начинать с места, для
высших передач — с какой-либо заранее назначенной скорости, с которой
мотоцикл подводится к мерному участку.
Имея кривые разгона для отдельных передач, можно далее построить
полную кривую разгона мотоцикла при движении его с места с после-
дователь 1ым переключением передач, задаваясь определенными моментами
переключения.
Для суждения о способности современных мотоциклов быстро раз-
гоняться на рис. 39 нанесено несколько кривых разгона, полученных
экспериментально. Все мотоциклы верхнеклапанные, с ножным переклю-
чением передач (вследствие чего время переключения с одной передачи
на д )угую со тавляет не больше % секунды). Моменты переключения
отмечены на кривых ступеньками.
На рис. 40 показана кривая пути разгона s = f(v) при трех различных
регулировках карбюратора (двухтактный мотоцикл DKW, Ул —500 см3,
2 цил., карбюратор AMAL), откуда видно, между прочим, что даже
для одного и того же мотоцикла расхождение кривых может составлять
10—15% в зависимости только от одного фактора — настройки карбю-
ратора. Следовательно, несовпадение кривых, построенных расчетным
путем, сданными опыта в пределах 10 и даже 15% надо считать вполне
до: устимым и не порочащим ни качества расчета, ни его методики.
Для сравнительной оценки способности мотоциклов разгоняться
могут быть установлены и более простые показатели.
В Англии, например, в качестве такого показателя принята средняя
скорость ^cp мотоцикла при разгоне с места на участке длиной мили
(400 м), с последовательным переключением передач. Длина участка
в 400 м выбрана из тех соображений, что на таком расстоянии разгон
с места можно считать законченным. Для определения -цср достаточно
измерить секундомером время t прохождения мотоциклом мерного участка,
откуда
400-3.6 ,
г»ср =----— км!4'
По нашему мнению, было бы правильней оценивать способность
мотоциклов к разгону не по -оср, а отношением г»ср, определенной выше-
»ср
указанным способом, к г/щах, т. е. отвлеченным коэфициентом/< =-—"»
vrnax
так как это дает возможность сравнивать мотоциклы с разным объемом
цилиндра и разной степенью форсировки.
52
Рис. 39. Кривые времени разгона мотоциклов.
Рис. 40. Кривая пути разгона мотоцикла DKW.
53
Ниже приводится несколько значений этого „коэфициента разгона*
полученных из опытов:
Мотоцикл КМ/Ч. V ‘'max КМ/Ч. 7» max
1. Ariel 250 сж3 2. Sunbeam „ 3. Norton 350 см3 4. Р-М ., . 5. Velocette „ 6. DKW-SB 500 сл3 (2-тактный) 7. Levis 500 ем3 8. BSA-M-24 „ „ 9. BMW-R-5 „ „ 10. Triumph » „ 59,5 58.5 66 61 73.5 68,5 72.4 82,5 82 96 107 109 110 119 125 115 116 148 148 132 0,56 0,53 0,60 0,51 0,59 0,60 0,63 0,56 0,55 0,73
16. Путь разгона мотоцикла
Для определения расстояния, на котором разгоняется мотоцикл со
скорости до скорости т/2, пользуются обычно следующим методом.
Разбивают весь интервал скоростей от v1 до v2 на ряд равных частей
и определяют время разгона для каждого отдельного промежутка спо-
собом, описанным в § 14 (рис. 36). По вычисленным точкам строят
Рис. 41. Определение пути разгона в задан-
ном интервале скоростей.
ряд равных промежутков: 30, 40, 50, 60,
кривую времени разгона.
Тогда, как известно,
площадь заключенная
между осью t, ординатами
Vi—ф2 и построенной кри-
вой, представляет собой в
определенном масштабе путь,
пройденный за время разгона
от ф, до ^2 *).
Проделаем эту операцию,
пользуясь данными § 14.
Разобьем весь интересующий
нас интервал скоростей на
70 км'ч.
Найдем далее время необходимое на разгон до указанных скоростей,
начиная с 30 км[ч. Получим следующие результаты:
v = 40 50 60 70 км 1ч.
/=2,5 5,1 7,9 11,5 сек
По этим точкам и построена кривая на рис. 41.
Площадь F, ограниченная этой кривой, осью абсцисс и ординатами
и и,, равна 5900 мм2.
*) Так как ds = v dt и, следовательно:
5 = [ vdt.
54
Масштаб ординат :1 мм — 0,1 сек.
Масштаб абсцисс:
1 мм — 1 'и(/ч- = yg- м/сек.
Масштаб площади: 1 мм2 = м.
0,0
Таким образом путь, необходимый для разгона со скорости 30 до
"О км/ч. на высшей передаче:
п 5900-0,1 1Л.
s~—36—“ 164 М‘
Как показывает вид кривой t на рис. 41, она очень незначительно
отличается от прямой линии в интервале — u2. Поэтому заранее
можно предсказать, что, взяв среднее ускорение и считая его постоянным
от до мы получили бы приблизительно тот же результат гораздо
более простым способом, не требующим ни построения кривых, ни
измерения площадей.
Действительно, мы нашли в § 14, что для данного примера уср =
е=0,94 м сек.2 и /=11,7 сек.
При этих условиях путь разгона определится по элементарной фор-
муле равноускоренного движения:
. > , & о пс- 117 1 0,95-138 1С„
$ == -^/-J-y — == 8,35 • 11,7 -|-~-----=163 м.
Оба результата сов 1адают с точностью до ~ %.
Если закон изменения ускорения j в зависимости от скорости известен,
например, выражается уравнением (10), то путь разгона от скорости vt до ско-
рости «л2 может быть вычислен более точно, аналогично времени разгона.
Действительно
vdv
ds = v,dt=-—^~--------
а bv — cv*
откуда
/v-dv
a bv — c v2
Этот интеграл может быть решен обычным приемом, т. е. разложением под-
интегрального выражения па сумму простейших дробей.
В данном случае удобно произвести это разложение следующим образом:
/v • dv ________ 1 С Ь — 2cv j \ b Г dv
а 4- bv — cv2 2сJ a-}- bv — cv2 V ’ 2с J а 4- bv — cv2
Числитель дроби, стоящей под знаком первого интеграла, представляет собой
производную знаменателя. Поэтому этот интеграл легко берется подстановкой:
а 4- bv — ср2 — у.
Тогда
(Ь — 2cv) dv — dy.
Следовательно
/Ь — 2cv Cdy . , . .
----,-------- = / — — In (а 4- bv — cv2).
a 4- bv — cv2 J у
Второй же интеграл" уже взят раньше, при определении времени разгона I
55
Таким образом имеем окончательно:
5 = -i-ln (а + bv - Ct/2) + * /<-1п + С.
Z<v Zt с/ • р
Путь, проходимый при разгоне от скорости vx до скорости г/2 км/ч.
1
„ = 1 . Г_____V^L_______ =____1____in a+bv2-cv? b_________ (Р2-«)(г/1-е^
3,62 J a + bv — cv2 3,6а-2с a-\-bvY — cv^'З,63-2с (vt—a)(v.^a)
’ (12)
(Следует обратить внимание на то, что переводной коэфициент, вводимый в ТОм
случае, когда скорость v выражена в км[ч., будет в уравнении (12) —
3,6- ’
а не так как в числителе дроби имеются два множителя—v и dv).
Так как
К In(^2~a)^i —Р)
3,6‘ (t/j-a)^-^)-1
то уравнение (12) можно переписать в более краткой 4орме:
1 . а + bv2 — cv22 . b
3^2с’ Пa-}-bv\ — cvJ + ЗД2?*
(стр. 49)
(13)
Применительно к рассматриваемому частному примеру получим:
1 .0,836-j-0,0119’30 — 0,000203-900
5 3,62-2-0,000203-Ige ‘ Igo,836 + 0,0119-70 — 0,000203-4900 +
2-0,000203-3,6 ’12,5 875‘lg 0,674 + 10,2 — 164,2 М’
17. Тяговая характеристика мотоцикла
Динамические качества мотоцикла могут быть охарактеризованы не
только запасом мощности двигателя и распределением ее по отдельным
видам сопротивлений, как мы делали это до сих пэр, но и тем тяговым
усилием, которое мотоцикл развивает на окружности ведущего колеса.
Как увидим сейчас, анализ динамики мотоцикла именно с этой точки
зрения, т. е. в отношении силы тяги, дает наиболее полную, удобную и
наглядную характеристику.
Сила тяги на окружности заднего колеса определяется следующим
образом.
Крутящий момент двигателя Мд , в зависимости от мощности и числа
оборотов, выражается известным равенством:
Мд = 716,2 ~ кгм.
Примерный вид кривых крутящего момента мотоциклетных двигателей
разного типа представлен выше на рис. 21.
При передаточном отношении i и к. п. д. трансмиссии*^ к заднему
колесу подводится момент:
Mk = Мд -i-Tij. .
56
Разделив этот момент на его плечо, т. е на радиус колеса, мы и
получим силу тяги на окружности колеса:
П __ М? 'i‘rlT
Pk~ rk •
Если имеется кривая мощности Nk, построенная по скорости (рис. 28
и 33), то силу тяги для разных скоростей движения можно найти про-
стым делением Nk на скорость (так как произведение силы на скорость
и выражает секундную работу, или мощность):
Р4 = ^-270 /«. (14)
Множитель 270 вводится для того, чтобы получить Pk в килограммах,
если v выражена в км/час и Nk в л. с.
Таким образом по формуле (14) можно построить кривую изменения
силы тяги Pk в зависимости от скорости движения (или от оборотов
двигателя), не прибегая к вычислению крутящего момента.
Пример. На основании рис. 33 имеем на высшей передаче 5,3: 1 для рас-
смотренного ранее мотоцикла:
v =30 40 50 60 70 80 90 100 110 км/ч.
Nk — 3,9 5,2 6,5 7,6 8,6 9,4 10,1 10,5 10,2 л. с.
7^ = 35 35,1 35,1 34,2 33,2 31,8 30,4 28,4 25 /гг.
По этим точкам и построена кривая Pk на рис. 42.
Сила тяги, подведенная к заднему колесу, затрачивается на преодоление
сопротивлений движению, т. е. в наиболее общем случае на сопротивление
качению (Rf), сопротивление воздуха (Rw), сопротивление на подъеме
(7?Л) и сопротивление ускорению (/?7).
Таким образом:
Pk = Pf~\~ Pw~\~
При установившемся движении по горизонтальной дороге Rh и R
равны нулю и, следовательно,
Pk — Pf~[~
Кривая Pk, представленная на рис. 42, относится только к одной
высшей передаче.
Совершенно таким же образом могут быть построены кривые силы
тяги и для других передач, причем, очевидно, абсолютные значения
ординат будут тем выше, чем больше передаточное отношение.
Если отложить вниз от кривой Pk сопротивление воздуха Rw =
= (§ 10), то полученная кривая /^выразит тот остаток силы
тяги, которым располагает мотоцикл для преодоления сопротивлений
Дороги и ускорения.
Этот остаток называют тяговым запасом мотоцикла или свободной
силой тяги. Сопротивление качению (/?р и сопротивление на заданном подъ-
еме (ЯД как величины постоянные, выразятся при этом способе изо-
бражения прямыми, параллельными оси абсцисс.
Например, сопротивление качению при f— 0,02 и весе мотоцикла
g = 220 кг\
кг.
57
На рис. 42 это сопротивление представлено горизонтальной прямой А
Точка пересечения ее с кривой Ра определяет максимальную ско-
рость, которую может развить данный мотоцикл на горизонтальном
шоссе, ибо сила тяги в точке а равна сопротивлению. Как и раньше
^mai — ОГ/чЗС (см. рИС. 33).
Добавочное сопротивление на подъеме, например в 5° или 8,7°/
равно (§ 12):
= G sin « = = 19,2 кг.
Суммарная сила тяги, необходимая для преодоления этого подъема:
^ = ^ + ^=4,4 + 19,2== 23,6 кг.
Приведенная на этом уровне горизонтальная прямая пересекается с
кривой Ра в точке Ь, которой соответствует скорость 68 км/час. Это
значит, что на подъеме а = 5°
может быть достигнута ®max =
= 68 км/час.
Отрезки ординат, лежащие
между кривой Ра и прямой Ау,
или Pf-\-Ph выражают оче-
видно тот избыток силы тяги,
которым располагает мотоцикл
в данных дорожных условиях
для ускорения своего движе-
ния.
Например, на горизонталь-
ной дороге этот избыток до-
стигает 29 кг при скорости
30 км/час. Если весь этот за-
пас силы тяги обратить на
ускорение, то оно будет равно
(см. § 13):
_ 9,81-А/ 9,81-29
~ Go — 220-1,1
= 1 18 уи/сек.2
При скорости 60 дьи/час избыток силы тяги, как показывает рис. 42,
равен 22 кг. Следовательно, ускорение, возможное на этой скорости:
. 9,81-22 поп ,
J = 220ТГ= °’89 •И/СеК'
Те же результаты мы получили и раньше другим путем.
Пользование графиком тягового баланса делается особенно удобным,
если свободную силу тяги Ра выражать не в абсолютных единицах (в кг), а
в процентном отношении к весу мотоцикла.
Это отношение принято называть динамическим фактором
(D) или удельным тяговым запасом.
Таким образом
100-Pg.
G
58
разумеется, характер кривой Ра при этом не изменится, но по оси
ор инат откладываются в этом случае не килограммы, а проценты
(рис. 43).
4 Преимущество такого способа изображения состоит в том, во-пер-
что он дает возможность сравнивать и сопоставлять мотоциклы
-э веса и типа и, во-вторых, в том, что величины сопротивлений
ка'ения и подъемов наносятся на нем особенно удобно.
Действительно, как мы видели выше (§ 12), сопротивления качению
и поДЪему могут быть выражаемы в процентах веса машины, т. е. так же,
как и сам динамический фактор D.
Например, при /"=0,02 сопротивление качению равно 2% веса
мотоцикла. На подъеме 8,7э/0 добавочное сопротивление равно 8,7 ’ 0
вых,
разного
веса машины, а общее; ф =
__ 2 4-8,7= Ю,7°/0 и т. п.
На графике (рис. 43) эти
сопротивления представлены
горизонтальными прямыми,
проведенными на соответст-
вующей высоте. Максималь-
ные скорости, отвечающие
данным дорожным усло-
виям, определяются точками
а и Ь.
Максимальное сопротив-
ление, которое может пре-
одолеть мотоцикл на высшей
передаче, составляет, по
30 40 50 60 70 80 90 400 440км/Ч
Рис. 43. Динамический фактор (£>) на высшей
рис. 43, 15% его веса, что
при /= 2% соответствует
максимальному подъему
7/1=15 — 2=13%. Уско-
рение для любой скорости
определяется по рис. 43.
передаче.
и на любом подъеме также очень просто
Так, например, при скорости 60 oz/час динамический фактор равен
по графику 12%. На горизонтальной дороге 2% этого тягового запаса
пойдут на покрытие сопротивления качению, а 10% можно использо-
вать либо на ускорение, либо на преодоление подъема в 10%.
Согласно приведенному раньше (рис. 35) соотношению между
подъемами и ускорениями, видно, что подъему 10% эквивалентно уско-
рение /=0,9 л/,'сек2.
Можно также найти j, исходя из того, что
Рц-9,8
J 100-8 ’
где Du—избыток
и ' — коэфициент,
Таким образом
динамического фактора (в данном примере
учитывающий инерцию вращающихся частей.
Ю°/о)
10-9,8 п сп ,
7 — — 0П-1 = 0,89 м. сек -
59
На подъеме 8,7°/0 избыток динамического фактора выразится от-
резком Du—12—10,7 == 1,30/0. И, следовательно, при той же скорости
получим возможное ускорение:
1 ~ 100-1,1 ~ 2 ^сек-“
(то же и по графику рис. 35).
Итак, с помощью графика, представленного на рис. 43, все инте-
ресующие нас динамические свойства машины определяются действительно
очень удобно и просто.
Выше было показано, что в том случае, когда зависимость между N и у
известна, сила тяги Pk и, следовательно, Ра = pk — pw может быть представлена
в виде a ~j-bv — cv2 (стр. 48). Это дает возможность определить динамиче-
ский фактор D аналитически для любой скорости движения мотоцикла:
100-Ря 100 г , ,
£) = —~(а bv — cv2) = т 4- nv — lv\ (15)
где m, n и I — постоянные для данной машины коэфициенты
Например, при тех параметрах, которые были приняты для рассматривае-
мого мотоцикла, будем иметь
«00-(25,5 + 0.^,-0,00501^ = нс + 0|33р _ 000203р,
Пусть г> = 50 км/ч. При этой скорости:
D = 11,6 4- 6,65 — 5,7 = 13,5%,
что мы нашли и путем графических построений (см. рис. 42).
Уравнение (15) позволяет определить критическую скорость данного
мотоцикла. Действительно, при критической скорости динамический фактор
имеет максимальное значение. Поэтому, приравняв нулю первую производную
выражения tn-\-nv— lv2 и решив полученное уравнение, найдем критическую
скорость. Для рассматриваемого примера
У =0,133 —0,00203-2 г = 0.
Откуда
VKp = "6,00406" = 32,6 (СР’ рИС‘ 33)‘
Соответствующее этой скорости значение динамического фактора:
£гаах = П.6 4- 0,133-32,6 — 0,00203-32,62 = 13,78 ~ 14%.
Рис. 43 относится только к одной высшей передаче. Очевидно, подоб-
ным же образом можно определить динамический фактор D и для всех
других передач мотоцикла.
График, изображающий изменение D по скорости для всех передач,
принято называть тяговой или динамической характеристикой
мотоцикла.
Пример такой характеристики для дорожного мотоцикла с 4-тактным
двигателем 500 слР и 4-ступенчатой коробкой передач дан на рис. 44.
На рис. 45 воспроизведена динамическая характеристика двухтак того
мотоцикла ИЖ-8 (по заводским данным).
Отрезки ординат Da (рис. 44) представляют тот удельный тяговой запас,
которым располагает данный мотоцикл на каждой передаче для преодо-
ления подъемов и ускорения.
60
Рис. 44.мДинамическая характеристика мотоцикла.
Этот запас, по рис. 44, достигает максимума на 1-й передаче при ско-
рости 16 лг,#/ч. и составляет в данном случае £>ы=45°/0.
Следовательно, максимальный подъем, который можно теоретически
взять на 1-й передаче, равен 45°/0, или 24’, при условии достаточного
сцепления покрышки с дорогой.
Максимальное же ускорение на горизонтальной дороге при том же
условии:
Г)„-9.8 45-9,8 „ 2
/max - ]00.s - ЮО-1,8“ 2,45 М СеК- ’
принимая для 1-й передачи коэфициент 8 = 1,8.
18. Предельная сила тяги
Если коэфициент сцепления (трения покоя) покрышки с дорогой
равен иЛ, то максимальное тяговое усилие, которое может быть исполь-
зовано без буксования ведущего колеса:
Рmax Р
где О2 — сцепной вес мотоцикла, т. е. часть веса машины с водителем,
приходящаяся на заднее колесо. Как мы видели в § 4, в статическом
Рис. 46. Перераспределение нагрузки на
переднее и заднее колеса.
состоянии
62—0,556.
Реакция крутящего момента, пе-
редаваемого задним колесом, стре-
мится приподнять передок машин
и, следовательно, переносит часть
нагрузки с переднего колеса на
заднее.
Величина этого облегчения
переднего колеса, как видно из
схемы на рис. 46, составляет
л
А^—* кг,
где —крутящий момент на заднем колесе и I — база мотоцикла
в метрах.
Пусть, например, полный вес мотоцикла 6 = 220 кг\ база Z = 1,5 м,
максимальный крутящий момент двигателя достигается при числе оборо-
тов 2100 об/мин. и мощности 7 л. с.
При этих условиях:
Мс) = 716,2 • = 2,39 кгм.
Предполагая передаточное отношение на первой скорости = 15,8
и т]г= 0,8, найдем
Мк = 2,39 • 15,8 • 0,8 = 30 кгм.
Следовательно:
Л = ^ = ^- = 20ю.
__________ I 1,5
*) Значения ц для разного состояния дорог см. Мотоциклетный справоч-
ник.
62
Таким образом, если в статическом состоянии = 0,45 • G = 100 кг
и — 0,55 • G = 120 кг, то при работе заднего колеса с моментом
/И распределение нагрузки изменится, и мы будем иметь:
К Gy = 100— 20 = 80 кг и G2 = 120 -{-20 = 140 кг,
т. е. сцепной вес увеличится на Ю1^0^, а нагрузка на переднее колесо
уменьшится на 20 /0*1.
Предположим, что движение происходит на обыкновенном сухом
шоссе. При этом условии р.~0,6.
Следовательно, максимально допустимая сила тяги на заднем колесе:
РП1ах = |а G2 = 0,6 • 140 = 84 кг.
Мотоцикл, тяговая характеристика которого дана на рис. 44, имеет
максимальный динамический фактор на первой передаче D = 47,5 ’/о,
следовательно, может развить силу тяги
D-G _ 47,5-220
^тах= -100 — 100
= 105 кг,
т. е. значительно больше той, которая может быть использована.
Это значит, что, пустив в дело весь запас тягового усилия на пер-
вой передаче, мы неизбежно вызовем буксование заднего колеса даже на
сухой дороге.
Отсюда следует, что и найденное нами в предыдущем параграфе
максимальное ускорение на первой передаче тоже невозможно в реаль-
ных условиях. Предельной силе тяги Л’так — 84 кг соответствует дина-
мический фактор:
j-. 100-Ртах 100-84 осп/
'°'
За вычетом 2° 0, идущих на покрытие сопротивления качению, остается:
£>„ = 38 — 2 = 36%,
а не 45°/0, как мы предполагали.
Следовательно, в реальных условиях
£)и-9,8 36-9,8 о , 2
/— 100-8 "" 100-1,8 ~ М СеК‘
Максимальный подъем будет тоже меньше, чем найдено раньше без
учета ограниченности сцепления покрышки с дорогой.
Он будет равен только 36°/0, или 20° (а не 24°), даже если мы не
будем принимать во внимание уменьшения сцепного веса на подъеме.
С учетом этого уменьшения результат еще несколько изменится.
Действительно, на подъеме а ° сцепной вес будет уже не G2,
a G2cosa (§ 12), т. е. 140 • cos 20° = 140 • 0,94 = 132 кг.
Следовательно, Ртах 132 • 0,6 = 79 кг.
Откуда
/г___ 100-79__2„0,
U— 220 “ db/°-
Предполагается равномерное движение на горизонтальной дороге. При
значит””0** «Вижеиии или на п0Дъеме перераспределение нагрузки будет еще
63
На покрытие сопротивления качению пойдет
/ cos а = 2- 0,94 = 1,88%.
Остается Da = 36—1,88 = 34,12°/0, что соответствует подъему
а^19°.
Следует заметить, что сцепной вес мотоцикла может быть значительно
увеличен при наличии груза или пассажира на багажнике. Эта допол-
нительная нагрузка почти целиком падает на заднее колесо. Предпола-
гая, например, на багажнике пассажира весом 60 кг, мы должны были бы
в предыдущих расчетах принимать* G.,~ 14060 = 200 кг при общем
весе 0 = 220 4-60 = 280 кг.
При этих условиях максимально допустимая сила тяги на заднем
колесе была бы:
Рп,ах<200 • 0,6= 120 кг,
т. е. весь запас тягового усилия на первой передаче может быть исполь-
зован без буксования заднего колеса.
С этим обстоятельством приходится считаться при выборе низшей
ступени в коробке передач (§ 69).
19. Выбор мощности двигателя
Изложенные в предыдущих параграфах расчеты дают конструктору
руководящие основания для выбора мощности двигателя, необходимой
для получения определенных ходовых качеств машины. Впоследствии
мы увидим, что и выбор передаточных чисел в коробке передач тоже
опирается на тяговые расчеты.
Определить необходимую мощность двигателя (NJ) можно, если
задаться максимальной скоростью т>П1ах, которую желательно иметь на
очень хорошей горизонтальной дороге, оцениваемой общим коэфициен-
том сопротивления = 0,015— 0,020.
Для транспортных мотоциклов можно удовлетвориться следующими
значениями:
Легкий тип . ... 80 — 90 км!ч.
Средний .............100—110
Тяжелый „.............110 — 120
Вес мотоцикла определяется по данным, указанным в § 1, или по
аналогии с выполненными конструкциями.
Так как при максимальной скорости 7 = 0, то вся мощность, под-
водимая к заднему колесу, пойдет только на преодоление сопротивления
дороги и воздуха, т. е.
Отсюда мощность двигателя:
дг = + Nw ' (15)
е riT
Как определяются величины, входящие в правую часть этого равен-
ства, нам уже известно (§§ 8, 9 и 10).
64
ЧАСТЬ ВТОРАЯ
ДВИГАТЕЛЬ МОТОЦИКЛА
ГЛАВА III
ОСНОВНЫЕ ПАРАМЕТРЫ МОТОЦИКЛЕТНОГО ДВИГАТЕЛЯ
20. Характерные особенности мотоциклетных двигателей
Наиболее характерной чертой мотоциклетных двигателей является
их многооборотност ь, т. е. высокое число оборотов вала в единицу
времени. В этом отношении они занимают крайнее место в ряду других
двигателей внутреннего сгорания. Если даже оставить в стороне рекорд-
ные достижения отдельных экспериментальных машин, число оборотов
которых удавалось доводить до 11 000 в минуту (под нагрузкой),
то все же конструктору необходимо считаться с тем, что и серийные
мотоциклетные двигатели, предназначенные для нормальной эксплоатации,
развивают максимальную мощность при 4000—5000 об/мин., начало же
устойчивой работы их под нагрузкой лежит в пределах от 1500
до 2000 об/мин.
Двигатели форсированные, предназначаемые для спортивных мото-
циклов, дают максимальную мощность при еще более высоком числе
оборотов, порядка 6000 в минуту.
Такие громадные числа оборотов современных двигателей вызываются
необходимостью — при малом весе и габаритах мотора получить доста-
точный запас мощности, обеспечивающий хорошую динамику машины,
т. е. ее ходовые качества.
Многооборотность двигателя должна быть в первую очередь принята
во внимание как при проектировании его, так и при изготовлении.
Проектировщика она обязывает критически пересмотреть общие методы
расчета двигателей внутреннего сгорания и оценить те влияния, которые
оказывает высокое число оборотов на рабочие процессы в цилиндре;
конструктору она предъявляет требование возможного облегчения веса
всех движущихся деталей; перед технологом она ставит задачу точной
и тщательной обработки и применения высококачественных материалов.
И при всем том двигатель должен быть прост и надежен даже в руках
малоквалифицированного водителя. Это последнее обстоятельство конст-
Руктор также никогда не должен упускать из поля своего зрения.
в “торая характерная особенность мотоциклетного двигателя — его
в 3Душное охлаждение, которое весьма редко применяется
Других типах транспортных двигателей. Для мотоциклов оно является,
Ретив, основным и наиболее желательным способом охлаждения. Так
5
А- м. Иерусалимский 813 65
как оно применяется на мотоциклах в наиболее примитивной своей
форме — обдувания цилиндра встречным воздухом, без всяких вентиля-
торов, направляющих кожухов и т. п., и, следовательно, зависит
от скорости движения, то конструктору приходится считаться с целым
рядом вытекающих отсюда явлений, которые не имеют места при других,
более совершенных методах охлаждения.
Третьей особенностью мотоциклетных двигателей можно считать
широкое применение для них двухтактного процесса с криво-
шипно-камерной продувкой, который, почти никогда не встречается
в двигателях автомобильных или авиационных. Напротив, у мотоциклов
легкого типа, с рабочим объемом до 250 см\ двухтактный процесс является
преобладающим и наиболее уместным в силу простоты конструкции
двигателя, уменьшения веса и производственной стоимости. Таким обра-
зом вопрос о выборе двухтактного или четырехтактного процесса,
который даже и не возникает у автомобильного конструктора, является
при проектировании мотоцикла весьма существенным и подлежащим
всестороннему рассмотрению.
Наконец, четвертая характерная черта мотоциклетного двигателя —
малое число и малый литраж цилиндров. В подавляющем
большинстве случаев мотоциклы снабжаются одноцилиндровыми двига-
телями. Так по крайней мере обстоит дело, если рабочий объем цилиндра
не превышает 600 см3. Более крупные двигатели (750—1200 см3)
выполняются, как правило, двухцилиндровыми. Четырехцилиндровые
конструкции являются исключением в практике мотостроения и при всех
своих преимуществах не удовлетворяют основному требованию — простоте
и надежности двигателя, особенно при малой квалификации водителя.
Наиболее распространенный рабочий объем мотоциклетных двигателей
от 250 до 500 см3. Предельным объемом надо считать 1000 см8, хотя
и встречаются изредка модели мотоциклов с общим рабочим объемом
цилиндров 1200—1300 см3.
Таким образом подводя итог сказанному, мы можем охарактеризо-
вать мотоциклетный двигатель как малолитражный, много-
оборотный карбюраторный двигатель воздушного
охлаждения с одним или двумя цилиндрами, работа-
ющий по четырехтактному или двухтактному способу
21. Конструктивное оформление мотоциклетного двигателя
Конструктивные формы мотоциклетного двигателя были найдены еще
Даймлером и с тех пор сохраняют свои общие характерные черты
до нашего времени, подвергаясь изменениям и усовершенствованиям
только в деталях. Формы эти обусловлены главным образом расположе-
нием и креплением двигателя на раме мотоцикла и, следовательно,
необходимостью размещения двигателя со всеми обслуживающими его
приборами в довольно ограниченных габаритах.
Несколько типичных конструкций одноцилиндровых двигателей
представлены на рис. 47—-50. Из рассмотрения их следует, что двигатель
крепится к раме мотоцикла своим картером, который является основа-
нием для цилиндра и опорой для подшипников коленчатого вала.
Маховики четырехтактного двигателя, диаметр которых не превосходит
66
l&O—200 мм, помещаются внутри картера, образуя вместе с двумя
коренными шейками и цапфой кривошипа составной коленчатый вал.
Вынесение маховика из картера наружу редко применяется для четырех-
тактных двигателей, так как связано с увеличением его диаметра и не-
удобствами практического характера. Оно имеет место только в двух-
тактных двигателях (рис. 50), где маховик используется обычно для
помещения в нем магнето. Кроме того, вынесение маховика диктуется
здесь необходимостью уменьшить объем картера, используемого в ка-
честве продувочного насоса. При карданной передаче в маховике по-
мещают муфту сцепления и по этому его также выносят из картера.
Распределительный механизм, управляющий открытием клапанов,
помещается с правой стороны картера (считая по направлению движения
мотоцикла), в специальной камере, прилитой к картеру и закрываемой
крышкой. Привод на трансмиссию — с противоположной стороны.
Расположение клапанов, при наличии отъемной головки, не вносит особых
изменений в конструкцию кривошипного и распределительного механиз-
мов: изменение касается лишь формы самой головки, кроме того,
добавляются длинные толкатели (рис. 48).
Головка цилиндра располагается таким образом, чтобы патрубок
выхлопной трубы был обращен вперед по движению мотоцикла, а кре-
пление карбюратора—позади цилиндра.
Площадка для магнето или магдино также в большинстве случаев
помещается сзади цилиндра, образуя одно целое с картером. Картер
нередко объединяется в одно целое с резервуаром для масла (рис. 47).
Двухцилиндровые двигатели могут быть выполнены по одной
из схем, представленных на рис. 51.
Схема а представляет V-образное расположение цилиндров, при
котором шатуны надеты своими нижними головками на общую цапфу
кривошипа. Конструкция картера и коленчатого вала при этом остается
такой же, как в одноцилиндровом двигателе. Угол между цилиндрами
заключается в пределах от 45 до 60°. При угле больше 60° становится
затруднительным размещение двигателя в габаритах рамы. Рабочие такты
чередуются в цилиндрах через неравные интервалы 360+а, где а—угол
между цилиндрами. Это неравенство возрастает при увеличении угла а,
что и послужило главной причиной к отказу от V-образных двигателей
с углом между цилиндрами 90°, несмотря на прекрасную уравновешен-
ность этих двигателей.
Конструктивный чертеж V-образного двигателя дан на рис. 52,
на котором ясно видно расположение отдельных его деталей. В дан-
ном случае представлен двигатель с боковыми клапанами, но общая
композиция его сохранилась бы и при верхнем расположении их,
по рис. 48.
Карбюратор весьма удобно размещается в углу между цилиндрами,
причем длина всасывающих труб получается очень незначительная.
Картер в данном случае представляет собой общую отливку
с масляным резервуаром, что, однако, не является обязательным.
Схемы b и с на рис. 51 иллюстрируют параллельно-вертикальное
расположение цилиндров. Кривошипы в этом случае могут быть смещены
на 180 (схема Ь) или на 360° (схема с). В первом случае поршни дви-
жутся в разные стороны и, следовательно, силы инерции до некоторой
*
«7
степени уравновешиваются, но чередование рабочих ходов в четырехтакт-
ном двигателе получается крайне невыгодным, как это видно из следу-
ющей таблички:
1-й цилиндр 2-й цилиндр
Всасывание .... Сжатие
Сжатие............Сгорание
Сгорание..........Выхлоп
Выхлоп............Всасывание
т. е. рабочие такты следуют непосредственно один за другим'
Рис. 47а. Одноцилиндровый двигатель с боковым расположением
клапанов (85x100 мм. 595 сж3)—разрез.
68
Поэтому такое расположение цилиндров применяется лишь для двух-
тактных двигателей (см. рис. 53).
Более выгодно в отношении последовательности рабочих тактов рас-
положение цилиндров по схеме с, при котором оба поршня движутся
одновременно вверх или вниз, следовательно, промежутки между рабо-
чими тактами можно сделать одинаковыми и равными 360°. В отно-
шении уравновешивания инерционных сил такой двигатель не имеет осо-
бых преимуществ перед одноцилиндровым, но крутящий момент получается
более равномерным.
4/7J--------------------------------—ч
47б. Одноцилиндровый двигатель с боковым расположением клапанов
(85x108 мм; 595 см3)—вид слева.
69
Рис. 48. Одноцилиндровый двигатель с верхними клапанами (74x81 мм; 348 ел3).
Примером конструкции, выполненной по этой схеме, может служить
мотоциклетный двигатель известного английского завода „Триумф" (Tri-
umph), хорошо зарекомендовавший себя в условиях эксплоатации.
На рис 54 показан общий вид этого двигателя с частичными разре-
зами позволяющими видеть некоторые детали его механизма. Отливка
цилиндров произведена в одном блоке; головка съемная, также общая
для обоих цилиндров, с двумя отдельными крышками для клапанов и ко-
ромысел. Маховик помещен в средней плоскости картера. Коленчатый
вал состоит из двух частей, привернутых болтами к маховику.
Двигатель устанавливается в раме мотоцикла с цепной передачей та-
ким образом, чтобы ось вала была перпендикулярна к продольной оси
машины.
Возможно выполнение двухцилиндрового двигателя с параллельными
вертикальными цилиндрами также по схеме д, т. е. с двумя коленчатыми
валами, соединенными парой зубчатых колес и потому вращающимися
в разные стороны, что обеспечивает очень хорошую уравновешенность
двигателя. При карданной передаче такая схема имеет еще то преиму-
щество, что один из коленчатых валов и карданный вал можно распо-
ложить по одной прямой линии и, следовательно, осуществить прямую
передачу в коробке передач (см. рис. 9, схема г).
Наконец, схема е рис. 54 показывает еще один, довольно употреби-
тельный для четырехтактных двигателей, способ расположения цилиндров:
здесь цилиндры помещены горизонтально и обращены головками в раз-
ные стороны. Шатуны соединены с двумя отдельными кривошипами, раз-
веденными на 180°, вследствие чего поршни движутся всегда в противо-
положных направлениях, т. е. оба к коленчатому валу или оба к цилинд-
ровым головкам. Таким образом рабочие такты чередуются здесь равно-
мерно, через каждый полный оборот вала (360 ), а силы инерции пол-
ностью уравновешиваются. При цепной передаче двигатель располагается
так, что оси цилиндров лежат параллельно продольной оси мотоцикла
(рис. 10), при карданной — перпендикулярно (рис. 8, схемы в и г).
Конструктивный чертеж двигателя с горизонтально-противоположными
цилиндрами дан на рис. 55, из которой видно размещение основных
деталей.
Ввиду значительной длины двигателя, в особенности при верхнем
расположении клапанов*), применение такого рода двигателей наиболее
целесообразно при карданной передаче, что обычно и практикуется.
Чтобы длина двигателя не превосходила приемлемых величин 550—600 мм,
приходится уменьшать ход поршня, который у двигателей этого типа
меньше или равен ходу поршня, и сокращать длину шатуна, что создает
несколько невыгодные соотношения основных размеров. Карбюратор по
необходимости надо относить далеко от головок цилиндров и подводить
смесь посредством длинных всасывающих труб. Чтобы избежать связанных
С этим недостатков, предпочитают устанавливать два карбюратора от-
дельно для каждого цилиндра, что, однако, усложняет их регулировку.
Наконец, сама конструкция рамы мотоцикла, особенно при продоль-
ном расположении двигателя, претерпевает ряд существенных изменений
*) Двигатель BMW—R-75 при тех же размерах цилиндров, что и на рис, 55,
но с верхними клапанами, имеет длину 735 мм
Рис. 49а. Одноцилиндровый двигатель с верхними клапанами
(69 x 93 мм; 346 ел3)—вид справа.
Рис 496 Одноцилиндровый двигатель с верхними клапанами
(69 X 93 мм; 346 ел3)—разрез.
по сравнению с рамой для одноцилиндрового или V-образного дви-
Для двухтактных двигателей V-образное расположение цилиндров
также возможно, но соединение обоих шатунов на общей цапфе в этом
случае уже не может быть выполнено, так как, во-первых, кривошипы
надо развести на угол 180°—а, где а —угол между цилиндрами, чтобы
получить равномерное чередование рабочих процессов, и, во-вторых,
карт р должен быть разгорожен на две половины, из которых каждая
служит продувочной камерой для одного цилиндра. При этом оси цилинд-
ров располагаются по необходимости в двух разных плоскостях. Кон-
струкция, таким образом, усложняется, причем это усложнение не ком-
пенсируется никакими преимуществами. Поэтому V-образное расположе-
Рис. 51. Схемы двухцилиндровых двигателей.
ние цилиндров на двухтактных двигателях не получило распространения,
хотя можно назвать две-три выполненных конструкции этого рода.
Четырехцилиндровые двигатели, как мы уже отмечали
раньше, не являются типичными для мотоциклов и применяются довольно
редко вследствие их сравнительной сложности. Не следует забывать, что
мотоцикл только тогда может конкруировать с автомобилем, когда он
прост, дешев и общедоступен, и только при этом условии он вообще
имеет право на существование. Пример Америки, где мотоцикл почти со-
вершенно вытеснен автомобилями, достаточно убедителен в этом отно-
шении. Тяжелый мотоцикл с четырехцилиндровым двигателем и с при-
цепной коляской всегда обойдется в производстве, если не дороже, то
во всяком случае не дешевле легкого автомобиля и все же не сравняется
с ним в отношении удобств, предоставляемых пассажирам. Поэтому це-
лесообразнее, нам кажется, в таком случае добавить еще одно колесо и про-
ектировать машину именно как малолитражный автомобиль. Не считая че-
тырехцилиндровый двигатель специфичным для мотоцикла, мы в дальней-
шем совершенно исключаем его иа рассмотрения, так как все необхо-
75
Рис. 52. Двухцилиндровый V-образный двигатель (70x97 мм; 750 см*).
димые сведения могут быть получены из соответствующих автомобильных
курсов. Здесь же отметим только общие конструктивные формы этих дви-
гателей, встречающиеся на современных мотоциклах.
Четырехцилиндровые мотоциклетные двигатели выполняются по схемам,
представленным на рис. 56. Схема А изображает линейное расположение
цилиндров в том виде, как оно практикуется обычно и на автомобилях.
Цилиндры обыкновенно отливаются и крепятся к картеру каждый отдельно,
с промежутками для циркуляции воздуха, или отливаются попарно. Дви-
гатель при этом приобретает сравнительно большую длину, охлаждение же
Рис. Е6. Схемы четы-
рёхцилиндровых дви-
гателей.
средних цилиндров получается не вполне удовлетворительное. На раме
мотоцикла двигатель устанавливается продольно так, что ось коленчатого
вала совпадает со средней плоскостью машины. Наиболее целесообразным
типом трансмиссии при этом будет карданный вал, хотя применяется
и цепная передача по схеме, показанной раньше на рис. 12, а.
Схема В поясняет сдвоенное V-образное расположение цилиндров,
при котором нижние головки шатунов соединяются попарно с двумя кри-
вошипами коленчатого вала. Двигатель при такой конструкции получается
более компактным, чем при линейном расположении цилиндров, условия
же охлаждения, невидимому, более благоприятны, тем не менее и в этом
случае оно оставляет желать лучшего. Так, при испытаниях в НАТИ по-
добного двигателя, постройки первоклассного английского завода „Матч-
лес" (Matchless), было установлено, что температура головок задних
Цилиндров уже через 5—8 минут работы на полном дросселе доходила
До 450—460°, т. е. почти в два раза превышала нормальную, а основа-
ния свечей начинали светиться; температура стенок задних цилиндров до-
стигала 340 ; температуры головок передних цилиндров были примерно
79
Ha 100° ниже. Двигатель мог работать устойчиво и без перегрева только
при уменьшении нагрузки до 66°/0 от полной.
Чтобы улучшить охлаждение, завод AJS, выпустивший в 1936 г.
такой же двигатель (495 см2, 50 X Ь0 мм), увеличил угол между ци-
линдрами до 50° и расположил двигатель поперек рамы так, что ось колен-
чатого вала перпендикулярна к продольной оси машины.
На схеме С представлено так называемое „квадратное" расположение
четырех цилиндров, осуществленное заводом „Ариель" (Ariel). Здесь цилинд-
ры расположены в два ряда вертикально и отлиты в общем блоке. Два па-
раллельных вала вращаются в противоположном направлении и связаны
зубчатой передачей. Общий объем всех цилиндров 497 или 597 см3
(j=51 или 56; s=61 мм). Двигатель очень компактен, хорошо урав-
новешен и по своим габаритам мало отличается от обыкновенного одно-
цилиндрового двигателя того же литража, но едва ли эти преимущества
искупают усложнение кривошипного механизма.
Следующая схема D иллюстрирует сдвоенное горизонтально-противо-
положное расположение цилиндров, выполненное заводом Цюндап (Ziin-
dapp).
Цилиндры отлиты попарно и при поперечном расположении двигателя
на раме мотоцикла (см. рис. 14) должны хорошо и равномерно охла-
ждаться. Габаритные размеры двигателя с общим рабочим объемом —
790 см3 (г/=62 мм, s = 66—мм)—практически одинаковы с размерами
двухцилиндрового двигателя того же типа. Пожалуй, в соединении с кар-
данной передачей подобная схема является наиболее здоровой конструк-
тивной идеей многоцилиндрового мотоцикла вследствие превосходной
уравновешенности двигателя и равномерности крутящего момента, кото-
рые необходимы для карданной передачи.
Наконец, схема Е поясняет еще один вариант четырехцилиндрового
двигателя, осуществленный известным английским заводом Brough-Superior
(УЛ=1000 см3; d=71; s=63 мм). Здесь горизонтальные цилиндры,
отлитые попарно, расположены в общей вертикальной плоскости, один
над другим. Коленчатые валы сцеплены шестернями и вращаются в раз-
ные стороны. Каждая пара шатунов надета нижними головками на общую
цапфу кривошипа, поэтому все четыре поршня движутся одновременно
влево или вправо. В любом положении поршней все силы инерции могут
быть полностью уравновешены противовесами. На мотоцикле двигатель
установлен поперек рамы, причем применяется карданная передача.
Для полноты описания многоцилиндровых двигателей для мотоциклов
следует упомянуть еще о трехцилиндровом двухтактном двигателе
1000 см , выпущенном в 1935 г. известным заводом Scott. Как и на
других типах двигателей этого завода, цилиндры охлаждаются водой.
Картер разделен перегородками на три отдельных кривошипных камеры
по числу цилиндров. Коленчатый вал—составной—образован тремя парами
маховиков, соединенных шейками. Кривошипы смещены на 120° один от-
носительно другого. На раме мотоцикла двигатель располагается про-
дольно. При этом силовая передача выполняется по схеме, представлен-
ной выше на рис. 12 (схема а). В отношении равномерности крутящего
момента двигатель аналогичен 6-цилиндровому четырехтактному.
Таковы основные варианты решения задачи о применении для мото-
циклов многоцилиндровых двигателей.
80
22 Определение основных размеров двигателя
В распоряжении мотоциклетного конструктора имеется такой бога-
тый арсенал средств для повышения мощности двигателя, что задание
одной Nmax, необходимой для получения определениях динамических
качеств машины (см. § 19), почти не связывает его в отношении выбора
основных размеров. Повышая степень сжатия, изменяя фазы распреде-
ления, улучшая условия всасывания и выхлопа, увеличивая размеры
карбюратора и т. п., конструктор имеет возможность форсировать дви-
гатель в весьма широких пределах.
Это положение хорошо иллюстрируется кривыми мощности, пред-
ставленными на рис. 57.
Все они относятся к одноцилиндровому мотоциклетному двигателю
с одними и теми же размерами rf=85 и s=88 мм.
® А. М Иерусалим кий 91S 81
Как видим, при этих размерах диаметра цилиндра и хода поршня,
максимальная мощность двигателя может быть повышена с 13 до
33 л. с., т. е. почти в три раза.
Нужны, таким образом, дополнительные условия, на основании ко-
терых конструктор мог бы сделать те или другие выводы.
Наиболее правильным с технической точки зрения является, по на-
шему мнению, указание на род топлива, на котором должен работать
мотоцикл. Этим предопределяется выбор степени сжатия и, следова-
тельно, устанавливается довольно жесткий предел для форсировки дви-
гателя.
Еще лучше пртмо указать в качестве дополнительного условия же-
лательный тип проектируемого мотоцикла—транспортный, спортивный,
гоночный, так как при этом условии проектировщик может не только
рассчитать размеры двигателя, но и выбрать для него наиболее целе-
сообразные конструктивные формы. Мы исключаем из рассмотрения тот
случай, когда рабочий объем цилиндр! является наперед заданным, так
как при этом самый вопрос о выборе основных размеров, собственно
говоря, снимается и сводится к геометрической задаче: по данному
объему цилиндра определить его диаметр d и высоту $, задавшись
d
тем или иным отношением —.
$
Предполагая, наоборот, что рабочий объем двигателя является
искомым мы можем для его определения идти следующим путем. Связь
между литражем двигателя (Ий), мощностью (NJ, числом оборотов (/г)
и средним эффективным давлением газов на поршень (ре) выражается,
как известно, следующими равенствами
для четырехтактного двигателя
Д? — Pe-^h-_n__ (1)
для двухтактного двигателя:
(2)
Если Ne и п заданы, то для определения по этим формулам Vfl
необходимо знать только одну величину ре— среднее эффективное
давление.
Величина ре может быть найдена теоретически на основании тепло-
вого расчата двигателя (см. дальше § 28), или взята на основании
практических данных по аналогии с выполненными конструкциями*).
При максимальной мощности двигателя средние значения ре можно
принимать:
четырехтактные двигатели
нормальные (для работы на обыкновенном
бгнзине)..........................5—6 KzfcM2
средней форсировки.................6,5—7 „
высокой форсировки .................8—11 „
двухтактные двигатели
нормального типа..................2,6—3,5 „
форсированные .................... 4—4,5 „
*) Соответствующий цифровой материал см. Мотоциклетный справочник.
82
Максимальное значение pemax имеет место при меньшем числе обо-
ротов, причем
—1,2—1,3 pj.
Для двигателей, кривые мощности которых даны на рис. 57, легко
найти следующие значения ре, соответствующие максимальной мощности:
900f q 13,2 г q о
при е = 4,4 Р„ = -у^Г = 1 >8 • «гёГ=5-2 Кг1см'
•=5,8 ре= 1,8 здад-=6,5 кг/см*
„ е=6,9 ре= 1,8 - ~5200'=9>7 кг!см*
, е=7,5 Л = ',8 • -^-=10,3 кг/см*
Из них только первые два можно считать пригодными для нормаль-
ной эксплоатации при использовании топлива с низким октановым чис-
лом; два же остальных относятся к категории форсированных и требуют
специального топлива.
Имея зто в виду, можно с достаточным приближением выбрать ре
по данным практики и, пользуясь уравнением (1) или (2), подсчитать
требуемый литраж двигателя.
Пример: Найти Vh четырехтактного двигателя, предназначаемого для
дорожного мотоцикла среднего типа, способного развивать на шоссе нормаль-
ного качества скорость до 90 км/час на обыкновенном бензине.
Согласно уравнению (15) § 19, потребная мощность двигателя:
Ne= +
Определим мощность, расходуемую на качение, оценивая дорогу коэфи-
циентом ’|i = 0,03 и считая вес машины 150 кг и водителя 70 кг:
220-0,03-90
270 “ 2,12 л.с.
Мощность, расходуемая на сопротивление воздуха при К ®= 9,06 и F =
= 0,55 будет:
, 0,06-0,55-90s о
N*> ~~ 3500 “ 8 Л‘С*
К.п.д, трансмиссии iqr=0,8.
Тогда потребная мощность:
2,124-8
-----Q-y — 12,6 л.с.
Предполагая двигатель с боковыми клапанами и низкой степенью сжатия,
вь б граем ре =. 5,5 кг/см? и число оборотов 4500 об/мин.
При этих условиях:
Ближайший
„ 900-М,
900-12,6
5,5-4500
= 0,460 л.
иа стандартных объемов цилиндра будет 500 см2.
После того как необходимый литраж двигателя установлен,
определить число цилиндров, их диаметр и ход поршня.
можно
83
Как было уже упомянуто в § 20, при Vh, не превышающем 600 слй,
четырехтактный двигатель может быть выполнен одноцтиндровым; для
двухтактных не следует выходить за пределы 350 см2 в одном цилиндре.
При выборе диаметра цилиндра и хода поршня необходимо принять
во внимание следующие соображения.
Для многооборотных двигателей предпочтительнее длинноходкая
конструкция с отношением 4=1,3—1,5, так как при этом веса воз-
вратно-движущихся масс могут быть значительно уменьшены, а необ-
ходимая степень сжатия легко осуществляется без ущерба для формы
цилиндровой головки. Последняя получает при большом диаметре и
малом ходе плоскую, невыгодную форму, ухудшающую условия сгора-
ния смеси и понижающую термический к. п. д.
Но, с др) гой стороны, с увеличением отношения ~ увеличивается
длина цилиндра, размеры картера, общая высота двигателя, его вес и
средняя скорость поршня.
Общая высота двигателя в 550 мм является уже почти предельной
для мотоцикла и уложиться в этот 1абарит при длинном ходе и боль-
шом Vh довольно затруднительно, особенно при верхнем расположении
клапанов.
Поэтому осуществить указанное соотношение s и d удается обычно
только при малых рабочих объемах цилиндра, не свыше 250—300 см\
Средним же значением для четырехтактных двигателей можно считать;
4^1,2.
а
При горизонтально-противоположном размещении цилиндров, для
уменьшения общей длины двигателя:
у двухтактных двигателей нормально:
и*лишь в редких случаях доходит до 1,2; впрочем за последние годы
и в двухтактных двигателях замечается тенденция в сторону развития
длинноходных конструкций.
Таким образом во взятом выше примере при найденном Vft=500 см
и отношении 4=1,2 мы могли бы остановиться на следующих раз-
мерах:
т/ Ttd2’S
vh— 4
или
откуда диаметр щлиндра
g ----
d = 1 / 2~~ =8,1 см, или 80 мм (норм, диаметр по ОСТ 34).
84
Ход поршня
s=l,2 • 80 = 96 мм.
h —
При этих размерах рабочий объем будет окончательно:
тг-82-9,6 .о_ о
ТЛ------. =485 см3.
4
Средняя скорость поршня при 4500 об мин будет:
s-n 0.096*4500 . . .
^=-30-=--------30---= 14’4 Л'сек-
Обычно для мотоциклетных двигателей фср при оборотах, соответ-
ствующих максимальной мощности, лежит в пределах от 10 до 15 м/сек.
Приведем в заключение средние данны3, касающиеся веса мото-
циклетных двигателей (с магнего и карбюратором), которыми можно
руков щствоваться при предварительных расчетах, когда точный вес
проектируемого мотора еще не может быть определен.
Одн оцилиндровые двигатели Двухцилиндровые двигатели
Объем цил. (Vh) Вес Объем цил. (Vh) Вес
150 см2 175 „ 250 „ 350 „ 500—600 см2 12—15 кг 15—20 „ 20-25 „ 25—30 „ 32—40 „ 7501 1000J 40—45 кг
Меньшие значения относятся к двигателям с боковыми клапанами и
к двухтактным, большие—к двигателям с верхними клапанами, которые
всегда приблизительно на 10° 0 тяжелей.
Ориентировочно можно принимать также около 7 кг на каждые
100 слг рабочего объема цилиндра для одноцилиндровых двигателей и
около 4х/2 кг для двухцилиндровых.
Относя вес двигателя к его максимальной мощности, можно считать
8 среднем для одноцилиндровых нормальных моторов 3 кг на 1 л. с.
и для двухцилиндровых 2 кг на 1 л. с.
При высокой форсировке возможно довести вес до 1 кг на 1 л с.
У одноцилиндровых двигателей и до 0,7 кг у двухцилиндровых*).
23. Приспособляемость двигателя к изменению нагрузки
Среднее эффективное давление р не является величиной постоянной
Для одного и того же двигателя. В предыдущем параграфе указаны были
значения ре для разных типов двигателей, отвечающие максимальной
мощности при полном открытии дроссельного клапана. При работе дви-
гателя на прикрытом дросселе, т. е. с уменьшенным зарядом, значения
Ре будут, конечно, меньше по абсолютной величине. Но и при одном и
ом же положении дросселя ре не остается постоянным, а изменяется в
ависимости от числа оборотов (вследствие изменения коэфициента
ле« ) Цифровой материал, касающийся весов и габаритных размеров двигате-
разных типов, см. Мотоциклетный справочник.
85
наполнения цилиндра). Это изменение иллюстрируется несколькими
кривыми, представленными на рис. 58.
Сравнивая между собой кривые / и II, относящиеся к двум четырех-
тактным двигателям, мы видим, что характер их протекания весьма раз-
личен. В первом случае максимальная величина /?е=6,7 кг[см2 получается
при 1600 об/мин., затем она постепенно падает по мере возрастания
числа оборотов и при пт==4600 об/мин., составляет только 5,2 кг'см2.
Такое протекание кривой ре характерно для нормальных двигателей,
/600 2400 3200
устанавливаемых на мотоциклах транспортного типа.
Вторая кривая сначала идет вверх, т. е. с увеличением числа обо-
ротов ре тоже растет. Оно достигает максимума 6,5 кг) см2 лишь при
3600 об/мин. и только
после 4000 об/мин. начи-
нает заметно снижаться,
сохраняя, однако, еще и
при 5200 оборотах доволь-
но высокое значение —
5,5 кг) см2. В интервале
от 3000 до 4000 об/мин.
ре почти не изменяется.
Подобный вид кривой
ре характерен для фор-
сированных двигателей с
очень поздним закры-
тием всасывающего кла-
пана, вследствие чего на
малых оборотах происхо-
дит частичное выталки-
вание смеси обратно во
всасывающую трубу, т. е.
уменьшение заряда и, сле-
довательно, понижение ре.
40.00 О8ООоб/мин Иа высоких оборотах,
напротив, наполнение ци-
Рис. 58 Изменение ре в зависимости от числа линдра улучшается вслед-
6 ₽0 ов‘ ствие большой инерции
всасываемой смеси.
Приблизительно тот же характер имеют и кривые III и IV, отно-
сящиеся к двухтактным двигателям.
Так как крутящий момент двигателя пропорционален давлению
газов на поршень, то очевидно изменение его в зависимости от оборо-
тов будет протекать совершенно аналогичным образом, т. е. в нормаль-
ном двигателе максимальный крутящий момент будет иметь место на
малых оборотах с последующим его понижением; в форсированном
двигателе—крутящий момент будет иметь вначале меньшую величину,
достигая максимума лишь при весьма значительном числе оборотов.
В своем месте мы имели уже случай отметить это обстоятельство
(см. § 7, рис. 21).
Каким образом должно оно отразиться на ходовых качествах мото
цикла? Очевидно прежде всего, что двигатель первого типа обеспечивает
86
машине лучшую приемистость с места и вообще хорошие тяговые свой-
ства на малых и средних оборотах, на которых обычно и работает
транспортный мотоцикл. Двигатель же второго типа будет работать на
этом режиме хуже и менее экономно, но зато даст лучшие результаты при
высоком числе оборотов, которое преимущественно свойственно спор-
тивным машинам.
Далее, оба рассматриваемые типа двигателей будут неодинаково
реагировать на изменение нагрузки, которое постоянно происходит в
условиях дорожного движения. Действительно, представим себе, что
вследствие встретившегося подъема или ухудшение кач ства дороги
сопротивление движению
несколько возросло. Увели-
чение сопротивления вызо-tf
вет некоторое падение чис &
ла оборотов. В случае дви-
гателя, крутящий момент ко-
торого изменяется согласно Ю
кривой I на рис. 58, умень- д
шение числа оборотов по-
влечет за собой повышение 3
крутящего момента, которое 7
и восстановит равновесие £
между новым сопротивле-
нием и силой тяги. Двига-
тель, таким образом, мо- «
жет автоматически приспо- з
собляться в известных пре-
делах к изменениям нагруз-
ки при неизменном положе- 1
нии дроссельного клапана.
Иначе будет вести себя дви- *+000 5000об/мин
гатель, кри ая крутящего рис 59. Изменение крутящего момента,
момента которого протекает
по типу II. Здесь падение оборотов ниже 3600—3800 вообще не вызы-
вает увеличения крутящего момента и даже, наоборот, сопровождается
его снижением. Следовательно, повышение сопротивления не может быть
компенсировано за счет оборотов, и двигатель неизбежно заглохнет,
если не будет включена низшая передача (или увеличено открытие дрос-
селя, если таковое еще возможно).
Итак, приспособляемость двигателя к изменению нагрузки, или его
гибкость, лучше у двигателей первого типа, чем у второго.
Для оценки этого качества двигателя, имеющего немаловажное зна-
чение в эксплоатации машины, введено понятие о так называемом
коэфициенте приспособляемости (или коэфициент запаса
момента), под которым подразумевается отношение макси мал ь-
ного крутящего момента Л4тах к моменту А7Л, отвечаю-
щему наибольшей мощности:
__ Мтах
“ Мп
(3)
87
Рис. 60. Определение коэфи-
циента при приспособляе-
мости.
Так, на рис. 59 соответствующий 2Vm.x момент М„ = 2 кгм, а
Mmas = 2,6 кгм.
<2 6
Коэфициент приспособляемости k = 1
Чем больше k, тем лучше приспособляемость двигателя к изменениям
режима его работы.
Для двигателей нормального типа 6^1,3, но в некоторых случаях
доходит до 1,5.
Форсированные двигатели в этом отношении менее гибки; для них
k= 1,1 — 1,15.
Коэфициент k весьма просто и удобно определяется графически без
всяких вычислений, как показано на рис. 60: из начала координат про-
водят касательную к кривой мощности
двигателя до пересечения с ординатой,
отвечающей Nmax. Тогда k равно отноше-
нию отрезков а и Ь, т. е. k = .
В общем, как видим, пределы собст-
венной приспособляемости мотоциклетного
двигателя, даже и в лучшем случае, до-
вольно узки и не могут идти ни в ка-
кое сравнение, например, с приспособ-
ляемостью паровых двигателей или элек-
тромоторов, у которых падение числа
оборотов сопровождается многократным
увеличением крутящего момента. Этим и
объясняется необходимость иметь на мо-
тоцикле коробку передач.
24. Выбор числа оборотов двигателя. Коэфициент многооборотности
При определении литража двигателя и его основных размеров при-
ходится, как мы видели (§ 22), кроме максимальной скорости, которой
определяется потребная мощность двигателя, задаваться числом оборотов
в минуту, соответствующим этой мощности.
Для предварительной оценки необходимого числа оборотов весьма
удобен введенный Беккером (Becker) коэфициент, названный им коэ-
фициентом многооборотности, т. е. число оборотов двигателя
на каждые 100 м пути машины при движении на высшей
передаче.
Такое же определение коэфициента многооборотности принято в
ОСТ
-gKC---7639, Методы типовых испытаний.
При радиусе rk колесо на расстоянии 100 м совершает --------- обо-
rk
ротов, независимо от скорости движения.
Если величина передачи — /, то двигатель совершает в это время
в i раз больше оборотов, т. е.:
TS 100 ‘t gf 11
%* 2"rk °6/100 м-
Это и есть коэфициент многооборотности.
88
Можно дать для него другое выражение. Действительно, мы знаем,
что при данном радиусе колеса и передаче число оборотов двигателя
и скорость движения мотоцикла связаны постоянным отношением:
Л 60 ,
п= 2,;;.^б<см- ст₽- 31>.
откуда
I _____ 3,6//
2" гь 60-v
Произведя подстановку в написанное выше выражение для Км, получаем
__100-3,6-п 6-л
м 6J-W v
(4)
По формуле (4) может быть проверена правильность выбора числа обо-
ротов если известна величина
Проанализировав около 150 мотоциклов лучших иностранных заво-
дов, мы нашли, что коэфициент многооборотности современных мото-
Акад. Чудаков в своем курсе „Теория автомобиля" дает несколько
иное определение коэфициента многооборотности г1п, обозначая этим названием
число оборотов двигателя при скорости движения автомобиля 1 км/ч, т. е.
~ - Очевидно Км = 6-\я.
89
циклетных двигателей является весьма характерной величиной и выра-
жается следующими средними цифрами.
Рабочий объем цилиндров
150—
250—
350—
600—
750—1200
200 см*
300 ,
500 в
650 „
• 360 i 5% об/100 м
.320 ±5% „
. 280±50/0 ,
• 250 -р 5°/ п „
. 220 ± 5% „
Обращаясь к примеру, рассмотренному в § 22, видим, что для дан-
ного случая следовало бы принять ^( = 280 об. Следовательно, по урав-
нению (4) при v = км[ч'.
____250-90__лолл 1 г о /
п = —— — 4200 об/мин. zt 5° 0,
т. е. предположенное нами число оборотов (4500) выбрано достаточно
правильно.
На основании данных вышеприведенной таблицы построена номо-
грамма (рис. 61), которая устанавливает связь между п, d и Км и кото-
рой можно пользоваться вместо вычислений по формуле (4). Как увидим
впоследствии, коэфициент многооборотности является хорошим крите-
рием также и при выборе передаточного отношения на высшей передаче.
ГЛАВА IV
ТЕПЛОВЫЕ ПРОЦЕССЫ МОТОЦИКЛЕТНОГО ДВИГАТЕЛЯ
25. Индикаторные диаграммы мотоциклетных двигателей
Мотоциклетные двигатели работают, как известно, по циклу Отто.
В четырехтактных двигателях этот цикл совершается
коленчатого вала или в четыре
за два оборота
хода поршня, в двухтактных — за один
Рис. 62. Теоретическая индикаторная диа-
грамма.
оборот или в два хода.
Теоретическая индикаторная
диаграмма четырехтактного дви-
гателя, иллюстрирующая изме-
нение состояния газа внутри
цилиндра, в координатах PV
представлена на рис. 62. При
продвижении поршня от верх-
ней мертвой точки до нижней
происходит всасывание
смеси в цилиндр при давлении ра
несколько меньшем атмосфер-
ного; объем засосанной смеси
равен объему, описываемому
поршнем Vh. При обратном
ходе поршня смесь сжимается до объема Vc камеры сгорания, причем
к концу хода давление ее возрастает до рс. Изменение давления по линии
сжатия предполагается политропическим, т. е. следующим закону
р • V"1 = const,
где «j — постоянный показатель политропы сжатия.
90
При достижении поршнем в. м. т. смесь воспламеняется от электри-
ческого запала и мгновенно сгорает при неизменном объеме, вследствие
чего давление повышается от рс до р2.
Далее происходит третий, рабочий ход поршня, сопровождаю-
щийся расширением продуктов сгорания’ с одновременным пони-
жением давления до рь, при котором происходит открытие выхлопного
клапана.
Изменение давления по линии расширения также предполагается по-
литропическим по уравнению:
р . У”2=const,
где — постоянный показатель политропы расширения.
Открытие выхлопного клапана вызывает дальнейшее падение давле-
ния до величины рг, немного превышающей атмосферное, которая со-
храняется на протяжении всего четвертого хода — выпуска продуктов
сгорания.
Действительная индикаторная диаграмма, снятая с четырехтакт-
ного мотоциклетного двигателя при 2000 об мин., воспроизведена на
рис. 63*\
Отличие ее от теоретической вызывается, во-первых, тем, что мо-
менты воспламенения заряда и открытия выхлопного клапана никогда не
совпадают с мертвыми точками поршня. Воспламенение производится
в действительном двигателе до прихода поршня в. м. т., а сгорание не
совершается мгновенно, вследствие чего кривая сжатия плавно, без рез-
кого излома переходит в линию горения, причем частичное догорание
смеси наблюдается еще и по линии расширения.
Заблаговременное открытие выхлопного клапана приводит к тому,
что конец линии расширения тоже закругляется и плавно переходит
в линию выпуска. Линии всасывания и выпуска, которые на теорети-
ческой диаграмме представлены прямыми, параллельными атмосфер-
ной линии, в действительности являются кривыми, обнаруживающими
некоторое колебание давления как при всасывании, так и при
выпуске.
Наконец, при более тщательном анализе диаграммы можно устано-
вить, что кривые сжатия и расширения, особенно вторая, вовсе не
представляют собой политроп с постоянным показателем: на разных
участках кривых показатели пх и /г2 изменяются в довольно широких
пределах. Действительно, разбив эти кривые на ряд отдельных участков,
можно определить показатели пх и на каждом отдельном участке,
пользуясь равенством
гДе Рь Ръ, 17х и 1Л,— координаты крайних точек каждого участка в мм.
е производя здесь соответствующих вычислений, укажем только конеч-
ные результаты.
igoo Ди грамма снята индикатором Югач (Juhasz). Двигатель BMW выпуска
3 г, с низкой степенью сжатия.
91
Для диаграммы, показанной на рис. 63, показатель кривой сжатия
изменяется от 1,68 до 1,1, среднее же его значение w1 = l,38.
Показатель кривой расширения л2 изменяется от 0,96 до 1,65,
средняя же его величина л, = 1,28.
Это изменение показателей пг и л2 объясняется, во-первых, наличием
теплообмена между стенками цилиндра и заключенными в нем газами
и, во-вторых, изменением самой теплоемкости газов, которая не остается
постоянной на протяжении всего хода поршня. Обычно в начале сжатия
происходит подогрев свежего заряда стенками цилиндра и головки,
вследствие чего показатель п повышается Во второй половине хода
сжатия температура газа становится выше температуры стенок, и про-
исходит отдача тепла от сжимаемого газа более холодным стенкам, что
вызывает понижение показателя nv Все же кривая сжатия довольно
хорошо совпадает с политропой с некоторым средним показателем.
По линии расширения в начале хода происходит догорание смеси,
сопровождающееся выделением тепла, которое может компенсировать
теплоотдачу стенки, но вместе с тем происходит и некоторая потеря
Рис. 63. Действительная диаграмма четырёхтактного
двигателя.
тепла на диссоциацию продуктов сгорания Не остается без изменения
и теплоемкость газов. По всем этим причинам линия расширения про-
текает по некоторому сложному закону, который лишь с большим при-
ближением можно принимать за политропический с постоянным показа-
телем п2.
Все факторы, увеличивающие теплоотдачу, снижают величину пока-
зателя сжатия nY и увеличивают «2, т. е. замедляют нарастание давле-
ния при сжатии и ускоряют падение его при расширении. Важнейшим
из этих факторов является разность температур внутри и вне цилиндра,
поэтому, например, высокая температура начала сжатия Tai характерная
для двухтактных двигателей, понижает показатель политропы сжатия
Имеет также значение род топлива. Например, при спиртовых смесях,
вследствие большой затраты тепла на испарение спирта, обладающего
сравнительно высокой теплотой парообразования, показатель политропы
сжатия должен быть ниже, чем на бензине, при прочих равных условиях.
Противоположное влияние оказывает число оборотов двигателя:
с увеличением его уменьшается время соприкосновения горячих газов
со стенками, и процессы сжатия и расширения приближаются к адиа-
02
барическим. Это в особенности относится к мотоциклетным двигателям, как
наиболее многооборотным и относительно слабо охлаждаемым.
По абсолютному своему значению средний показатель кривой рас-
ширения л2 получается обыкновенно ниже показателя линии сжатия nlt
что может быть объяснено догоранием смеси на линии расширения.
В тех пределах точности, которые могут удовлетворить конструктора,
процессы сжатия и расширения в мотоциклетном двигателе могут быть
рассматриваемы как политропические, причем средние показатели поли-
троп для четырехтактного двигателя можно выбирать с учетом числа
оборотов по формулам:
и2= 1,22 + 1^
,*)
где п—число оборотов дви-
гателя.
Эти эмпирические формулы
были выведены на основании
испытаний автомобильных дви-
гателей с водяным охлаждением,
однако и для мотоциклетных
двигателей они дают вполне
приемлемые значения показате-
лей, так как число оборотов
является, повидимому, наиболее
активным фактором, влияющим
на величину показателя поли-
тропы.
Обратимся теперь к рас-
смотрению индикаторной диа-
граммы двухтактного дви-
гателя с кривошипно-камерной
продувкой.
Индикаторные диаграммы
такого двигателя, характери-
зующие изменения состояния
газа в рабочем цилиндре и в
картере, представлены на
рис. 64, причем для второй диаграммы взят более крупный масштаб
Давлений.
При восходящем ходе поршня, начиная с момента закрытия проду-
вочного окна, в картере образуется разрежение, постепенно возрастаю-
щее по мере приближения поршня к верхней мертвой точке. На диа-
*рамме соответствующее падение давления в картере изображено кри-
вой ab. Не доходя до в. м. т. (в среднем на 2О°/о хода), поршень от-
крывает всасывающее окно, и картер начинает заполняться через карбю-
) Проф. В. И. Сороко-Новицкий Теория легких двигателей, 1938.
93
ратор бензино-воздушной смесью, пока давление не уравняется с
атмосферным, что и выражается на диаграмме кривой Ьс.
При нисходящем ходе поршня всасывающее окно закрывается (точка с),
и начинается сжатие смеси в картеое до давления около 1,5 кг)см2 —
кривая cd. Не доходя н. м. т. (в среднем на 18* 0 хода), поршень от-
крывает продувочное окно, устанавливая таким образом сообщение
между цилиндром и картером (точка d). Если в этот момент давление
в цилиндре ниже, чем в картере, вследствие предварительного открытия
выхлопного окна, то сжатая в картере смесь перетекает в цилиндр,
вытесняя продукты сгорания, т. е. происходит продувка, сопровождаю-
щаяся падением давления в картере по кривой da.
Из диаграммы видно, что из всего объема, описываемого поршнем %,
эффективно используется для наполнения картера только часть его,
величина которой зависит от высоты продувочных окон.
В самом цилиндре, как показывает верхняя диаграмма, изменение
давлений протекает одновременно следующим образом.
При восходящем ходе поршня, до момента закрытия выхлопного
окна, давление сохраняется приблизительно на одном уровне, равном
давлению в выхлопной трубе рг, т. е. 1,05—1,1 кг/см2.
Сжатие смеси в цилиндре фактически начинается только с момента
закрытия выхлопного окна (т. е. при подъеме поршня примерно на 25°/в
хода после н. м. т.). Таким образом для сжатия, а также и полезной
работы, используется не более 75% хода поршня. Соответствующий
объем, описываемый за это время поршнем, мы называем эффективным
и обозначаем через V
Из диаграммы видно, что
В этом заключается одна из причин неудовлетворительности криво-
шипно-камерной продувки: в то время как у двигателей с отдельным
продувочным насосом объем продувочного воздуха всегда превышает
Vh — здесь мы имеем обратное соотношение. Вследствие этфо, а также
перемешивания отходящих газов со свежей смесью и частичной утечки
последней в выхлопную трубу, в цилиндре сохраняется большое коли-
чество продуктов сгорания. Это повышает начальную температуру сжа-
тия, вызывает усиленную теплоотдачу в стенки цилиндра и, следова-
тельно, снижает показатель политропы сжатия пх. Для диаграммы,
воспроизведенной на рис. 64, средний показатель л* =1,2. Он может
быть и выше этой величины, но все же меньше, чем у четырехтактных
двигателей. При расчетах можно принимать
п1 = 1,25 — 1,27.
После воспламенения смеси, вызывающего повышение давления до
pz, начинается обратный ход поршня, и давление в цилиндре падает по
кривой 2, относительно которой можно повторить то, что было уже
сказано при рассмотрении диаграмм четырехтактного двигателя. Средний
показатель ее (на рис. 64) — п0 = 1,25. При расчетах можно принимать
130
л2, как и для четырехтактных двигателей, по формуле «s=l,22-}——.
В точке рь открывается выхлопное окно, продукты сгорания устрем-
ляются в выхлопную трубу, и давление в цилиндре спадает и к концу
94
х да выравнивается с давлением в выхлопной трубе р В точке т
открывается продувочное окно, однако продувка может начаться в этот
момент только при том условии, что давление в цилиндре меньше, чем
в картере. В действительности в быстроходных двигателях наблюдается
всегда обратное явление.
Например, диаграмма, воспроизведенная на рис. 65 и снятая с дви-
гателя DKW 250 показывает, что давление в цилийдре в момент
открытия продувочного окна (точка д) составляет около 3 кг/см2, между
тем как давление в картере равно в этот момент 1,4 кг 1см'1. Вследствии
этого часть выхлопных газов проходит через продувочное окно в картере
и давление в последнем заметно повышается, как это ясно видно на
нижней диаграмме. Продувка при этом начинается фактически лишь тогда,
когда давления в картере и в цилиндре уравняются.
Площадь диаграммы, представленной на рис. 64 — 960 мм2, длина
диаграммы 68 мм2 и масштаб давлений 1 кг/см2 — 4 мм.
Следовательно,
960 _ , й
Pi ~ 68Л ~ 3,54 кг СМ '
Для получения среднего эффективного давления ре надо
учесть потери на трение внутри двигателя, которые оцениваются меха-
ническим к. п. д.— а также отрицательную работу на всасывание
и выхлоп или, в двухтактном двигателе, на всасывание и сжатие смеси
в картере. Эта отрицательная работа выражается на рис. 62 и 63 площад-
кой, лежащей между линиями всасывания и выхлопа, а на рис. 64 и 65—пло-
щадью диаграммы насоса (картера!. Обыкновенно эту отрицательную
работу учитывают тем, что уменьшают p-t на некоторую величину Др.
Для четырехтактных двигателей эта поправка Др ~ 0,2, для двух-
тактных примерно вдвое больше: Др ~ 0,4*).
Таким образом
Pe = 4n(Pi — &Р)-
26. Построение индикаторной диаграммы
Значение индикаторной диаграммы для конструктора мотоциклетного
двигателя заключается не в том, что она дает величину среднего инди-
каторного или среднего эффективного давления, по которому затем
может быть определен рабочий объем цилиндра Vh и основные размеры
двигателя (см. § 22).
При проектировании мотоцикла рабочий объем цилиндра задается
обычно наперед, что определяет собой и размеры диаметра и хода
поршня. Но и в том случае, если Vh является искомым, можно, как мы
видели в § 22, выбрать р по практическим данным с неменьшей досто-
верностью, чем путем построения теоретической индикаторной диаграммы.
Поэтому построение индикаторной диаграммы при проектировании
Двигателя предпринимается с другой целью: она необходима для опре-
масип рис* 64 площадь диаграммы насоса ИЗО мм2; длина диаграммы 68 мм,
а давлений 1 кг/см? □= 40 мм. Следовательно:
. ИЗО
^=6Й0=0'42-
95
деления сил, действующих в кривошипном механизме при различных
положениях поршня, нагрузок на подшипники, боковых давлений поршня
на стенки цилиндра, для суждения об изменениях крутящего момента
и пр. Приближенность упрощенной диаграммы и неполное соответствие
ее действительной картине рабочего процесса в цилиндре, при такой
постановке вопроса, не имеет особого значения и не может заметно
повлиять на конечные результаты последующих расчетов. Таким образом
можно не смущаться тем, что действительные индикаторные диаграммы
быстроходных мотоциклетных двигателей почти неизвестны, а достовер-
ность диаграмм, построенных чисто теоретическим путем, весьма про-
блематична, если их нельзя корректировать данными практики.
В пределах очерченных выше задач теоретическую диаграмму можно
считать достаточно надежной.
Для построения индикаторной
щие величины: давление в начале
кг/crf
Рис 65. Индикаторная диаграмма двухтакт-
ного двигателя.
диаграммы необходимо знать следую-
сжатия (р ), максимальное давление
вспышки (рг) и показатели по-
литроп сжатия и расширения.
Величинами р , nv и л2 — за-
даются. Величина р вычисляется
по приближенным формулам
или на основании теплового
расчета (см. дальше § 28).
Остальные характерные точки
диаграммы получаются графи-
ческим построением.
Начальное давление сжа-
тия—ра (или конца всасыва-
ния)—для четырехтактных дви-
гателей изменяется в пределах
от 0,75 до 0,9 атм.
Для двигателей с боковыми
клапанами правильнее прини-
мать рас^0,8, для двигателей
с верхними клапанами более
вероятно ро~0,9 атм*\
Средние показатели политроп сжатия и расширения можно
для кон-
структивных расчетов считать одинаковыми:
п — п2 = 1,3.
Можно также, считаясь с быстроходностью двигателя, назначать их по
формулам, указанным в предыдущем параграфе.
Давление в конце сжатия рс, в зависимости от выбранной степени
сжатия е, может быть вычислено по уравнению политропы:
Ре = Ра-^1
или по приближенной формуле:
Рс~ 2Ра(*— О.
*) Построение диаграммы двухтактных двигателей см. стр. 115.
&б
Что касается максимального давления вспышки рг, то величина где
зависит от весьма большого числа разнообразных факторов: степени
сжатия, формы камеры сгорания, расположения свечи, скорости горения,
завихрения смеси, совершенства наполнения и очищения цилиндра, числа
оборотов и пр. Поэтому для него нельзя установить точного цифро-
вого выражения даже на основании всестороннего теплового расчета.
Приближенно же можно считать для четырехтактных мотоциклетных
двигателей нормального типа:
Рг~ 4Рс> (3)
ИЛИ
рг~7е-2. (4)
Если исходить из вероятной величины среднего эффективного да-
вления ре, задаваясь им по практическим данным, то давление вспышки pz
можно подсчитать по формуле:
Pl~pc+(0,48^4-0,72) 1,25 р, ») (5)
Для двухтактных двигателей
Рг — 3Рс>
при вычислении же рс и р2 по формулам (1) и (4) надо вместо е под-
ставлять фактическую степень сжатия е', которому подвергается смесь
в цилиндре после закрытия выхлопных окон (рис. 64).
е' = (1-«) (е-1)4-1,
где а — потерянная часть хода, соответствующая высоте выхлопных
окон.
Начальное давление сжатия у двухтактных двигателей равно давле-
нию в выхлопной трубе, т. е. несколько выше атмосферного:
pz=l,05 —1,1 атм.
Таким образом все необходимые для построения диаграммы край-
ние точки могут быть легко найдены.
Пример. Пусть требуется построить индикаторную диаграмму для нор-
мальное мотоциклетного двигателя с боковыми клапанами и степенью сжа-
ия е _ 4 1. Предполагается, что максимальную мощность двигатель будет раз-
вивать при 4000-4500 об/мин.
созп М Я В ВИДУ высокое число оборотов и боковое расположение клапанов,
с мало благоприятные условия для хорошего наполнения цилиндра,
следует принять ра = 0,8 aiM.
Дав ецие в конце сжатия будет тогда по формуле (2):
Рс = 2-0.8 (4,4 —1)=5,5 кг/см2.
каторного ФоРм^ла выводится из известного выражения для среднего инди-
1 ____________1_
р = Рс ГPz .1 ~ еП‘ — 1 _____ — —1]
е 1 ^2—1 — 1 J*
если в нем пп
полноты „™ложить Л1 = л2 и принять, что ре = где К — коэфициент
7 аграммы —0,95 и механический к. п. д т1т = 0,85.
М Иерусалимский 813 О7
То же и по формуле (1), принимая zq = l,3
рс ~ 0,8 • 4,41,3 ss 5,5 кг!см*.
Давление вспышки приближенно
р2 4РС = 4*5,5 — 22 кг[см?.
По формуле (5) давление вспышки получилось бы прире=5 кг[см?\
Рг = 5,5 + (0,48-4,4 + 0,72) 1,25-5 = 23,3 кг[смя.
Ниже, в § 28, приведен более подробный тепловой расчет того же
двигателя, в результате которого найдено рг = 25 кг] см2, т. е. вели-
чина того же порядка, что и по приближенным формулам, У двухтакт-
ных двигателей рг получается обычно не выше 20 кг/см2. Для построе-
ния теоретической диаграммы по найденным крайним точкам достаточно
провести политропу сжатия через точку ра и политропу расширения
через точку pz (см. рис. 62).
При этом точки рс и рь получаются графически. Промежуточные
точки обеих кривых проще всего определяются графическим построе-
нием на логарифмической сетке, как показано на рис. 66.
Как известно, политропа изображается в логарифмических координа-
тах прямой линией. Отсюда вытекает следующее простое построение.
Принимаем полный объем цилиндра V Vh-\-Vc за 100%.
m - Tz 100
Тогда объем камеры сгорания Vc~ —.
Нанеся на осях координат логарифмические шкалы, намечаем точку рд,
соответствующую началу сжатия, т. е. 100% полного объема цилиндра
и давлению 0,8 атм.
Через точку ра проводим прямую под углом а так, чтобы tg а =г п1}
т. е. в данном случае tga=l,3O.
(Для построения угла а достаточно отложить на сторонах прямого
угла 100 и 130 мм и провести гипотенузу).
Вертикаль С на диаграмме соответствует объему камеры сгорания
ЮО г> Т7 ЮО „п-п/
в процентах, т. е. — . В данном примере Vc — = 22,7%.
Пересечение этой вертикали с политропой определяет точку рс, со-
ответствующую конечному давлению сжатия.
Построение политропы расширения производится столь же просто
и быстро: намечаем на вертикали С точку pz, отвечающую максималь-
ному давлению вспышки, т. е. 23,3 кг]см2. Через нее проводим прямую
с угловым коэфициентом tga/ = /z2. (Так как мы приняли, что =
то эта прямая пойдет параллельно первой). Пересечение проведенной
прямой с вертикалью А в точке рь определяет конечное давление рас-
ширения, а сама прямая — изменение давления в цилиндре в течение
рабочего хода, при условии, что выхлопной клапан открывается в н. м. т-
Начерченный график дает возможность быстро построить индика-
торную диаграмму в ее обычном виде, т. е. в обыкновенных коорди*
натах PV, разделенных на равные деления. При этом отпадает надоб-
ность как в вычислениях отдельных точек кривых, так и в сложных и
неточных графических построениях, вроде общепринятого способа
Брауэра: ординаты любых точек обеих кривых непосредственно прочи-
тываются на рис. 66.
Эта операция выполнена на рис. 67: на оси абсцисс отложено, так
как и на рис. 66, 1ОО°/0 полного объема цилиндра V, a Vc принят
равным 22,7°/0 от V, что соответствует г = 4,4. Затем кривые сжатия
и расширения намечены по точкам, взятым по рис. 66. В построении
линий всасывания и выхлопа нет надобности, так как ра и рг считаются
постоянными.
Рис. 67. Построение индикаторной диаграммы четырёхтактного
двигателя.
Чтобы связать давления в цилиндре с углами поворота кривошип»
на рис. 67 пристроена внизу полуокружность, разделенная на РавКу
части. Диаметр ее равен ходу поршня и условно принимается равным й
При этом конечность длины шатуна не принята во внимание. Если *
лательно уточнить это построение и учесть отношение длины ша У
к радиусу кривошипа (у- j , то вершины углов поворота следует °Tt,e
100
сти в точку О' (полюс Брикса), отстоящую от центра на длину 00' ==
_/>._по направлению к н. м. т.
Чтобы приблизить далее теоретическую диаграмму к действительному
е виду, можно закруглить углы, как показано пунктиром, руковод-
ствуясь следующими соображениями.
Зажигание смеси производится не в точке а несколько раньше.
Величина угла опережения зажигания составляет в среднем около 45°.
Начало выпуска продуктов сгорания также не совпадает с точкой рь,
так как выхлопной клапан открывается до прихода поршня в нижнюю
мертвую точку. На рис. 67 предварение выпуска принято равным 50° *).
Наконец, линия сгорания не совпадает с вертикалью, так как
гооение смеси не совершается мгновенно. Верхний конец ее откло-
-------------------- 1 ПОД) по ходу
действительное
теоретиче-
няется от вертикали на 1 — 2°/,
першня. Вследствие
давление вспышки
ского — рг- t
Приближенно pz = 0,85 • pz.
Оценить величину указанного
линии сгорания от вертикали можно
нии следующих рассуждений. Пусть на диаграм-
ме, представленной на рис. 68, точка а отме-
чает момент воспламенения и точка b—мо-
мент наибольшего давления в цилиндре.
Угол поворота кривошипа, соответствующий
периоду повышения давления от а до Ь, равен
этого
р/ меньше
отклонения
на основа-
где — есть угол опережения зажигания.
Обозначим время, соответствующее углу а,
через t и предположим, что двигатель делает
п об/мин.
Тогда очевидно
360-/-Л
—60 - =
a =
На основании ряда
Время t определялось многими исследователями. _______________
опытов Джодж (Judge) приходит к выводу, что для быстроходных бен-
иновых двигателей время t от появления искры до момента наивысшего
давления составляет в среднем около 0,002 сек. **)
1аким образом, например, при 4500 об/мин.
угол a = 6 • 0,002 • 4500 = 54°.
Если угол опережения зажигания = 45°, то
<х2 = 54 —45 = 9°,
—22_^21^етствУет около ^°/о по Х0ДУ поршня.
**) Дляфа3ах РаспРеделения мотоциклетных двигателей см. § 47.
Свечи и малпДВИГателе^ с веРхними клапанами, при центральном положении
м Диаметре цилиндра время I, вероятно, еще меньше.
101
Все указанные исправления приводят к уменьшению площади дИа
граммы приблизительно на 5—6°/0. Поэтому для нахождения по пл0'
щади построенной диаграммы среднего индикаторного давления р{ мож^
прямо пользоваться неокругленной теоретической диаграммой, без вся
ких исправлений, и затем уменьшить полученный результат на ~ 50/'
При этом отпадает надобность в планиметрировании диаграммы или
в применении приближенных способов вычисления площадей по правилу
Симпсона и т. п.
Так как уравнения политроп сжатия и расширения известны и при,
том очень просты, то ограниченные ими площади легко находятся также
интегрированием соответствующих уравнений.
В результате получается известное из курсов двигателей внутреннего
сгорания выражение:
Этим выражением и пользуются для вычисления р^ если известны
Рс и Рг
Найденное теоретическое значение р'г надо, как сказано, уменьшить
приблизительно на 5°/0, принимая во внимание округление углов диаграммы.
Таким образом исправленное индикаторное давление:
Pt — 0,95 pt
или с вычетом потерь на всасывание и выхлоп:
~0,95 р\— &р.
Например, для двигателя, индикаторная диаграмма которого изобра-
жена на рис. 67,
/ 1 j _ 1 \
, 5,5 23.3 1 ~ 4,40*3 4,«0’31 р , , 2
Pi — 4,4 _ Д 5,5 • 0,3 0.3 у 6,3 кг1см •
Исправленное р. — 0,95 • 6,3 = 6 кг[см2 *),
а с вычетом потерь на всасывание и выхлоп:
Pt =6 — 0,2 = 5,8 kzIcm2.
Более обоснованное построение индикаторной диаграммы можеТ
быть произведено на основании теплового расчета, который излагает^
в следующих параграфах.
•) Планиметрирование округленной диаграммы рис. 67 дает f = 1800 ^’
длина диаграммы 73 мм; масштаб давлений: 1 кг/см2— 4 мм.
1800 СП , ,
Pi = “73^-- 6’2 кг1см*.
102
27. Общие замечания о тепловом расчете
Значение теплового расчета для конструктора довольно ограничено,
и меткому слову проф Гюльднера, удачно сочетавшего в своем лице
П°ант конструктора с эрудицией ученого, на еснове чистой теории
Т3 па можно вычислить всякий, но только не отвечающий действитель-
ности результат*.
Е ли эта сердитая реплика справедлива даже в отношении тихоход-
ных стаи опарных двигателей, тепловые процессы которых хорошо изу-
чены и легче поддаются экспериментальному исследованию, то тем бо-
лее трудно ожидать надежных результатов от тепловых расчетов много-
оборотных мотоциклетных двигателей.
Достоверность теплового расчета определяется в конечном счете не
столько методикой самого расчета, сколько правильным выбором исход-
ных данных и некоторых коэфициентов, которые весьма ощутимым
образом влияют на конечный результат.
При наличии богатого экспериментального материала такой выбор
сделать нетрудно, но при этом самая необходимость теплового расчета
становится сомнительной, так как он сводится к ряду арифметических
выкладок, конечный результат которых легко заранее предвидеть на
основании тех же экспериментальных данных. Действительную пользу
конструктору тепловой расчет мог бы принести именно при отсутствии
данных практики и опыта, например, когда дело касается проектирова-
ния совершенно нового типа двигателя. Но при этом условии крайне
затрудняется выбор исходных величин, которыми необходимо задаваться,
и конструктору приходится идти ошупью, пользуясь разными практиче-
скими соображениями, т. е. путем не столько научным, сколько интуи-
тивным.
Все же мы не считаем тепловой расчет мотоциклетного двигателя
совершенно бесполезным, независимо от того, насколько „отвечают дей-
ствительности" абсолютные цифры, полученные в конечном результате.
Гораздо важнее то, что тепловой расчет дает конструктору полную
картину всех процессов, происходящих в двигателе, и позволяет оце-
нить, так сказать, удельный вес отдельных факторов, которыми опреде-
ляется совершенство рабочего процесса двигателя. Проделав тепловой
расчет в 2—3 вариантах, для наиболее характерных режимов работы
двигателя, конструктор ясно увидит, какие из этих факторов имеют
наибольшее значение, какие безразличны, на какие он может воздей-
ствовать теми или иными конструктивными средствами и какие лежат
за пределами его возможностей. Вместе с тем уточняется вопрос о том,
ка не величины давлений должны быть положены в основу расчета де-
талей двигателя на прочность.
Предполагая у читателя наличие обще инженерной подготовки, мы
собираемся излагать здесь методику теплового расчета и его термо-
амические основы, с которыми при необходимости можно ознако-
ться в любом общем курсе двигателей внутреннего сгорания *>.
Рекомрп тепловомУ расчету быстроходных карбюраторных двигателей можно
•Теооия овать КУРС проф. В. И. С о р о к о-Н о в и цк о г о и В. А. Петрова,
г₽амм v ЛКИХ двигателей*. ОНТИ, 1938, В книге много таблиц и номо-
* » Упрощающих вычисления.
103
Ограничимся поэтому только несколькими соображениями, касаю.
щимися выбора основных параметров, применительно к мотоциклету м
двигателям, и затем рассмотрим несколько наиболее характерных плиме.
ров тепловых расчетов.
Для выполнения теплового расчета необходимо задаться нескольким^
исходными величинами. Таковыми являются. р0 и TOi— давление и тем.
пература окружающего воздуха; Ни — низшая теплотворная способность
топлива: а — коэфициент избытка воздуха; ра— давление в конце вса.
сывания (или — кеэфициент подачи); рг и Тг — давление и темпера-
тура остаточных газов; £ — коэфициент выделения тепла; пх и п______
средние показатели политроп сжатия и расширения.
Выбор первых трех из перечисленных величин не представляет
затруднений. Давление окружающего воздуха pQ принимается рав-
ным 1 кг/см2. Его температура —15° С, т. е. То= 15 4-273°=-
= 288° абс.
Теплотворная способность Ни определяется родом топлива, на кото-
ром будет работать двигатель, и может считаться известной.
Рис. 69. Изменение в зависимости от
числа оборотов.
При выборе коэфициента из-
бытка воздуха а надо иметь в
виду, что современные карбюра-
торы при полном открытии
дросселя дают несколько обо-
гащенную смесь. При экономичной
регулировке карбюратора, свой-
ственной транспортным мотоцик-
лам с четырехтактными двигате-
лями, а=0,9—1 (на полном дрос-
селе). Для форсированных двига-
телей, регулируемых на более бо-
гатую смесь, а = 0,8—0,9.
Двухтактные двигатели на пол-
ном дросселе также работают на
богатой смеси с а —о,8.
Давление в конце всасывания
или начале сжатия — — следует
выбирать с учетом числа оборотов, при котором производится расчет.
Для режима, соответствующего 7Vmax, ра = 0,7—0,8 при боковом распо-
ложении клапанов и pfl = 0,8—0,85 при верхних клапанах. Если расчет
ведется для другого режима двигателя, например близкого к 2Итах, т0 Ра
следует принимать несколько выше: 0,9—0,95.
Вместо ра задаются нередко величиной коэфициента подачи (опре-
деляя затем ра расчетным путем).
Для оценки этой величины на рис. 69 даны кривые изменения
в зависимости от числа оборотов для трех разных типов мотоциклет-
ных двигателей. Кривые построены как средние на основании ряДа
экспериментальных данных.
Давление выхлопных газов рг для быстроходных двигателей с глу-
шителем заключается обычно в пределах р=1,1—1, 2 кг]см2, но пр11
удачной конструкции и размерах выхлопных клапанов и трубопро*
водов может быть и меньше.
104
Температура остаточных газов Тг—изменяется в сравнительно
х пределах 900—1100° абс. и притом мало влияет на конеч-
ный резул тат расчета, поэтому может быть принята в среднем
7=^ 1000°.
т Н маловажное значение имеет правильный выбор так называемого
коэфициента выд ления тепла которым учитывается доля тепла, выде-
ляющегося в период сгорания; остальная часть тепла выделяется уже в пе-
пиоде асширения (догорание) или теряется через стенки цилиндровой
гол вки. Таким образом, при калорийности топлива Ни в период сгора-
ния выделяется и переходит к рабочему телу:
Q = £-Ha кал,
где В меньше единицы.
На величину 5 влияет весьма много факторов, не поддающихся точ-
ному учету: род топлива, однородность смеси, форма камеры сгорания,
коэфициент избытка воздуха, число оборотов и пр. Надежных количе-
ственных зависимостей Е от перечисленных факторов не установлено.
В общем, однако, можно считать, что увеличение числа обо-
ротов увеличивает и $, так как сокращается время соприкосновения га-
зов со стенками во время сгорания. Для быстроходных двигателей можно
принимать Е в пределах от 0,9 до 0,95.
Имея в виду, что в двигателях с верхними клапанами мы имеем
меньшую поверхность камеры сжатия и лучшие условия для сгорания,
чем при боковых клапанах, следует для первых брать более высокие
значения %, а для вторых — ближе к нижнему из указанных пределов.
Для двухтактных двигателей, ввиду загрязнения свежего заряда большим
количеством остаточных газов, следует принимать $ = 0,8.
Что касается показателей политроп сжатия и расширения пг и rt2,
то о них было уже достаточно сказано раньше в §§ 25 и 26.
После этих предварительных замечаний обратимся к конкретным
примерам тепловых расчетов.
28. Примеры тепловых расчетов четырехтактных двигателей
Пример 1. Произведем поверочный тепловой расчет двигателя
мотоцикла BSA нормального типа с боковыми клапанами. Рабочий объем
Цилиндра Vh = 0,5 л. По данным фирмы 7Vinax = 13,2 л. с. при пт —
= 4600 об/мин, степень сжатия е = 4,4.
В качестве топлива предполагаем средний бензин состава С = 0,855;
Н = 0,145; теплопрсизводительность Ни= 10500 кал.
Принимаем следующие исходные данные:
Ро = 1 кг'см2 — давление наружного воздуха,
= 290 абс. — температура „ „
« = 1,0 — коэфициент избытка воздуха
Рг= 1,2— давление выхлопа,
Ра = 0,8 KlfCM2,
Л =1000 абс. — температура остаточных газов
|';=::0,9 — коэфициент выделения тепла в период сгорания.
105
Показатели и п2,
рем по формулам:
которые в § 26 мы считали равными 1,3, выбе-
. .. W0 -
п< = 1,41----------— 1
1 ’ п
,38,
л, = 1,22+ — =1,25,
’ 1 п
чтобы оценить влияние этого фактора на конечные результаты расчета.
Исходя из принятых данных, определяем по известным из термоди-
намики формулам*);
а) Давление в конце сжатия:
рс = Ра. = 0,8 • 4,41-38 = о,8.7,7 = 6,16 кг!см\
б) Температура в начале сжатия:
4,4-0,8.290
' __ £-Ра7’о_____yt-u.D-zw_______________о оло _
а Тг — 7о ~ А Л л О 1 о 100°— 290 “
е л М.0,8-1,2. -^5-
Подогревом всасываемой смеси о стенки цилиндра в многооборотном
двигателе можно пренебречь, т. е. считать, что смесь поступает в цилиндр
при температуре То.
в) Температура в конце сжатия:
Тс = = 380-4,40’38 = 380-1,76 = 670° абс.
Так как температура самовоспламенения наших бензинов лежит
выше 500° С, то найденная температура сжатия не вызывает опасений
в отношении преждевременных вспышек.
г) Коэфициент наполнения, т. е. отношение действительного коли-
чества засосанной смеси к тому количеству, которое могло бы поме-
ститься в объеме, проходимом поршнем, при температуре и давлении
окружающей среды:
п - 7Е-^ М 290 /4,4-0,8 1,2 \ 9
Ро(£-1) \ Та Тг)~ 4,4—1 \ 380 юоо;-
Тот же результат можно получить и по более простой формуле,
справедливой при условии, что смесь поступает в цилиндр при темпера-
туре наружного воздуха Го, без подогрева;
Ра’Е ~Рг о,8-4,4 — 1,2
Ро(£—1) 3,4
= 0,69.
Как видим, коэфициент наполнения приблизительно соответствует
средним практическим данным согласно рис. 69.
д) Коэфициент ©статочных газов, т. е отношение количества остав-
шихся в цилиндре продуктов сгорания к количеству свежей смеси:
Y — 1 ЕгЪ--------------1 . 1>2-290 ___. .g
Т Y]z,(e-l)+o Тг~ 0,69-3,4 1000 —
*) См. проф. Е. Мазинг, „Тепловой процесс двигателей внутреннего сго-
рания", или проф. В. Сорок о-Н о в и ц к и й, „Теория легких двигателей".
106
е) Химический коэфициент молекулярного изменения—jx0, т. е. отно-
шение количества продуктов сгорания (в молях) к количеству смеси до
сгорания, для среднего бензина:
^0= 1
0,053 _ , 0,053 _ .
а 4-0,017 “ 1 1,017 ~
ж) Средние молекулярные теплоемкости свежей бензиновоздушной
смеси (mC'v) и продуктов сгорания iniCv) определим по формулам, выве-
денным в курсе проф. В. И. Сороко-Новицкого: для смеси перед сгора-
нием тС' = 5 0,000266 -t кал/моль. Для продуктов сгорания тС =
4,60 Л а + GV + 3,3 а) • 10“4 • 7= 5,40,0007 • t кал/моль, при
а = 1-
В обоих выражениях температура t в градусах Цельсия.
з) Для определения температуры сгорания tz воспользуемся упрощен-
ной формой уравнения сгорания, предложенной в курсе проф. Сороко-
Новицкого:
5^+(l +Y) • «с; • 4 = Сг+|*о)-те, tr
В этом уравнении Н— теплотворная способность бензина, отнесен-
ная к 1 молю Приа=1—теплотворная способность. Н’ = 20 030 кал/моль.
Температуры t и 7, выражены в градусах Цельсия, т. е. tc — 670 —
— 273 = 397° С.
Подставляя в написанное уравнение найденные раньше величины,
получим:
0,9-20030-4(1 4-0,148) - (5 4-0,000266-397) - 397 =(0,1484-
4-1,052) (5,4-j-0,0007 Q - tz,
или:
0,00084 /*4-6,48 (,— 20 330 = 0,
или:
Т2 4- 7730 С — 24 200 000 = 0,
откуда
tz = — 3865 4-J/39 200 000 = 2390° С,
или Тг = 2390° 4- 273 = 2663° К.
и) Максимальное давление сгорания определяется из уравнения:
тг
Рг=Р‘Рс‘/-
1 с
Здесь р,— так называемый действительный коэфициент молекулярного
изменения, учитывающий наличие остаточных газов в процессе расши-
рения:
При малых значениях у можно считать р. р,0. Так как в данном слу-
чае у выражается сравнительно большой величиной, то определим пред-
варительно р.:
1,0524-0,148
И “ 1,148
= 1,048.
107
Таким обравом
р =1,048-6,16 —25 кг!см\
Г Z (э/0 /
к) Среднее индикаторное давление, соответствующее неокругленной
теоретической диаграмме:
, 6,16
1______1_ 1__________L_
25 4,40,2S 4,4°'м
----_____ ’ ____ __ __.______
3,4 L 6,16 0,25 0,38
= 6,9 кг/см2,
т. е. на несколько десятых выше того, которое мы нашли раньше в § 26
приняв — п2 — 1,3.
Исправленное индикаторное давление:
pt = 0,95 • 6,9 — 0,2 = 6,35 кг!см2.
л) Среднее эффективное давление:
Механический к. п. д. при большом числе оборотов для двигателя
серийной сборки можно принять т]и = 0,8*).
При этом условии:
ре = 0,8 - 6,35 = 5,07 кг!см2.
Тогда мощность двигателя при 4600 об/мин.
кт Pe'vh‘^ 5,07-0,5-4600
= 90б“~ =-----900---= 13 Л' С
Если бы требовалось произвести расчет для другого режима работы
двигателя, например при числе оборотов, соответствующем максималь-
ному крутящему моменту, то изменились бы исходные данные ра и рг.
Это вызвало бы изменение и других параметров расчета. В резуль-
тате мы получили бы более высокие значения pz, р{ и ре, в чем легко
убедиться путем пересчета.
Определим еще расход топлива на 1 индикаторную и эффектив-
ную л. с./час и экономический коэфициент полезного действия.
Теоретическое количество воздуха в молях для сжигания 1 кг то-
плива:
/ Н- °\
, 1 ( С . 8 1 /0,855 . 0,145 \ ,
0,21 \ 12 * 4 / 0,21 \ 12 4 — 0,515 моль кг.
Или по формуле £0 = = = 0,515 моль/кг, где Zo — теоре-
тически необходимое количество воздуха в к? и т — 28,95 молекуляр-
ный вес воздуха. Действительное количество воздуха £ = а£0 =
=0,515 моль/яг при а = 1:
*) Экспериментальные данные по ут см. Мотоциклетный справочник,
стр. 85 (2-е изд.).
108
Расход топлива на 1 индикаторную л. с. час можно найти по урав-
нению:
^ = 318,4-7^2-*),
‘ L'Tq-Pi
е ___количество воздуха в молях на 1 кг топлива.
Для данного примера:
^ = 318,4 0515.290.6Д5 = °’238 кг’
Расход топлива на 1 эффективную л. с./час.
Экономический к. п. д.
632 632 п олп оло/
= ~q^H ~ 0,298-10 500 “ °’202, или О-
Пример 2. Произведем теперь поверочный тепловой расчет форси-
рованного гоночного двигателя. В качестве объекта исследования возьмем
двигатель мотоцикла „Рудж“ 350 см3 с четырьмя верхними клапанами
(два всасывающих и два выхлопных). Степень сжатия е = 8; максималь-
ная мощность, по данным фирмы, Nt = 29 л. с. при п = 6400 об/мин.
Двигатели с такой степенью сжатия могут работать либо на высоко-
октановом авиабензине с примесью антидетонаторов (например тетра-
этилового свинца), либо на специальных смесях. Примем в качестве топ-
лива смесь: 50% этилового спирта ректификата (96®) и 50% бензола.
Элементарный состав спирта: С = 49%, Н=12,3%, 0 = 32,7% и
Н2О = 6%; бензола: С = 92%, Н = 8%.
Таким образом состав смеси: С = 70,5%, Н = 10,15%, О = 16,35%
и Н2О = 3%.
Теплотворная способность ее по Менделееву:
Н = 81 • СЦ-ЗОО-Н —26-0—6(Н2О->-9Н) = 81-70,5^-300- 10,15 —
-26- 16,35 —6(34-9- 10,15) = 7800 кал. кг.
Теоретическое количество воздуха в молях для сжигания 1 кг то-
плива:
т 1 /0,705 . 0,1015 0,1635 \
£» = o5i (тг +~1----------32~) = 380 моль-
Или в весовых единицах:
Zo = mL0 = 28,95 0,380 = 11 кг,
где т = 28,95 — средний молекулярный вес воздуха.
Так как максимальная мощность достигается на обогащенной CMecHj
ТО коэфициент избытка воздуха примем а = 0,9.
Тогда действительное количество воздуха:
L = 0,9 • 0,380 = 0,342 моль,
или Z = 0,9 • 11 = 9,9 кг.
) См. Е. К. Мазин г, Тепловой процесс д.в.с.
109
Расчет, как и в предыдущем примере, мы будем вести в объемных
единицах (в молях), поэтому отнесем найденную выше теплотворную
способность топлива к 1 молю газовой смеси. При этом учтем, что при
а = 0,9 полного сгорания быть не может, и часть топлива будет сгорать
только в СО.
Потеря тепла вследствие неполноты горения составляет:
Д/Уя = 986 (1 — a)Z0 = 986 0,1 -11 = 1085 кал/кг *>,
Таким образом „активная“ теплотворная способность 1 моля смеси
введенной в цилиндр:
гг' На-&Н№ 7800-1085 1Q7nn
пм = —--------=----------------т- = 18 700 кал моль.
aZ0-}-— 0,9 0,380-р-Дг
1 т 1 60
Здесь т—молекулярный вес топлива. Для предположенной спиртобен-
зольной смеси /тгс^бО.
Далее, имея в виду, что конструкцией двигателя предусмотрены ми-
нимальные потери на всасывание и выхлоп, принимаем:
pfl = 0,8 кг, см2 и рг=1,1 кг/см2, что для 6400 об/мин.
надо считать весьма хорошими значениями.
Показатель политропы сжатия:
Л1 1,41 ~6400~ 1,4°’
т. е. близок к показателю адиабаты, чего и следует ожидать при столь
высоком числе оборотов. Чтобы учесть охлаждающее влияние испарения
спирта, уменьшим пх до 1,35.
Показатель политропы расширения:
"2= 1.22 + ^= 1,24.
Остальные исходные данные оставляем те же, что и в предыдущем
примере.
Давление в конце сжатия:
рс — 0,8«81’35 = 13,4 кг см2.
Температура в конце всасывания:
Температура в конце сжатия:
Тс= 330-80-35 = 680° К, или tc= 680 — 273 = 407°С.
Коэфициент наполнения;
290 /8-0,8 1,1 \
~ 8 — I ’ \ 330 lUOoJ “ °’76,
величина достаточно высокая даже для верхнеклапанного двигателя
при 6400 об/мин.
*) См. проф. С о р о ко-Н о в и ц к и й, Теория легких двигателей.
110
Коэфициент остаточных газов:
_ 1-1,1.290 nnR
Y— 0,76*7.1000 жС’06’
т е. всего 6% ввиду высокой степени сжатия и хорошего очищения
цилиндра.
Коэфициент молекулярного изменения для всех топлив, содержащих
Н и О, может быть выражен при а < 1 формулой:
н = 1Н--------------------i--------= Vi,
а £о 4--
1 т
при №=60.
Теплоемкость свежей смеси
mC'v — 5 -J- 0,0002661.
Теплоемкость продуктов сгорания при а = 0,9:
тС =4,6 4-0,8.а + (3,7 + 3,3.а).10-4./=4,б4-0,8.0,9-|-
+ (3,7 4-3,3 0,9) IO"4-f= 5,32+ 0,000667-Л
Таким образом все величины, входящие в уравнение сгорания, опре-
делены.
Коэфициент выделения тепла примем £ = 0,95, имея в виду малый
объем и хорошую форму камеры сгорания:
0,95 - Н; + (1 +7) .тс; • «с = (г + 9«) • mCv-t2.
После подстановки:
0,95 • 18 700 +1,06 (5 + 0 000266 • 407) 407 =
= 1,16(5,32 + 0,000667 •
или: 0,000775 - ^+6,18 .£, — 20000 = 0,
или: ^+8000 -^ — 26 000 000 = 0.
Откуда
/, = 2500° С, или 7^ = 2773® К*
Максимальное давление сгорания:
рг= 1,1.13,4.^= 60
Среднее индикаторное давление:
( 1---------1_ 1_______1__\
’ 13,41 60 80’24 80'35 I .. о . ,
pi~ 7 \13,4* 0,24 0,35 \“ 11,3
^справленное индикаторное давление:
Pi = 0,95-11,3 — 0,2 = 10,6 кг!см*.
Для гоночного двигателя особо тщательного изготовления можно допу-
стить механический к. п. д. TjCT=0,9— 0,95.
ill
Тогда среднее эффективное давление:
рс = 0,9 • 10,6 = 9,5 кг! см?.
Максимальная мощность двигателя:
Расчет показывает, что на данном топливе объявленная фирмой
мвщность не достигается даже при весьма благоприятных допущениях.
Конечно получить „на бумаге" требуемые 29 л. с. нетрудно. Достаточно
принять рв = 0,9 вместо 0,8, и коэфициент наполнения увеличивается
сразу до т]р = 0,87, pt—до 12 кг/см2 и мощность до 28—29 л. с
Однако коэфициент наполнения 0,87 при 6400 об/мин. неправдоподобен
и для клапанных двигателей, работающих без нагнетания смеси, такие
значения его неизвестны. При столь большом числе оборотов даже и
^ = 0,76 является весьма высокой величиной, и достижение его очень
трудно и требует тщательной и искусной конструкции клапанного рас-
пределения. В рассматриваемом двигателе конструктору пришлось пойти
на удвоение числа клапанов.
Все сказанное не означает, однако, что на инвм, более калорийном
горючем (например на авиабензине с добавкой антидетонаторов) указан-
ная мощность не может быть получена, в чем легко убедиться путем
пересчета.
Расход топлива на 1 индикаторную л. с./час у данного двигателя
-?< = 318>4--2»r = °'230 ««
где Z.=s=0,342 моль.
Расход топлива на
1 эффективную л. с./час:
_ qt _ 0,230
~~ 0,9 “ 0,9
0,256 кг.
Экономический к п. д:
Г*е 0,256-7835 — 31Х
29. Тепловой расчет двухтактного двигателя
Тепловой расчет двухтактных двигателей с кривошипно-камерной
продувкой отличается некоторыми особенностями, которые необходимо
принять во внимание, чтобы получить результаты, достаточно близкие
к действительности.
При расчете четырехтактных двигателей мы принимали, что свежий
заряд поступает в цилиндр при температуре окружающей среды То.
Действительно, в этом случае смесь из карбюратора поступает не-
посредственно в цилиндр и подогревом ее при прохождении через вса-
сывающий патрубок можно пренебречь, тем более, что подогрев компен-
сируется еще испарением топлива.
В двухтактном двигателе путь смеси от карбюратора до цилиндра
более сложен. Свежий заряд поступает здесь, как известно, в картер,
112
н сжимается до давления 1,3—1,5 кг1см\ вследствие чего темпе-
где ° его еще до поступления в цилиндр 7^> То.
^Повышение температуры вследствие сжатия и подогрева о стенки
'оставляет в среднем 30—40 .
величину можно оценить, исходя из того, что
k— 1
Дэ ( Ро \
До \ Ро ) ’
Далее, весьма характерной для двухтактных мотоциклетных дви-
ателей величиной является коэфициент ©статочных газов у, который
в 3—4 раза больше, чем у четырехтактных двигателей.
Чтобы дать наглядное представление о пределах, в которых может
изменяться у (а также некоторые другие параметры), на фиг. 70
приведены результаты исследований, произведенных О. Kliisener, К. Karde
и Ленинградским Индустриальным (Политехническим) институтом *).
Если считать, что кривая у двигателя Л-300 характеризует исклю-
чительно плохую продувку и потому не типична, то все же можно
дуВ[( кривые относятся к следующим двигателям: Л-ЗЭО с поперечной прэ-
лРодуИ —250 см3 с поперечной продувкой и DKW —46J см3 с возвратной
jbkoh и поршнем без дефлектора.
Иерусалимский 913
113
видеть, что при числе оборотов, соответствующем Л/Шах, коэфициент
составляет в среднем около 45°/0 как при поперечной, так и При
возвратной продувке.
Величину у, как наиболее характерную, следует при тепловом
расчете двухтактного двигателя считать заданной, выбирая ее в проме-
жутке между двумя нижними кривыми на рис. 70.
Тогда начальную температуру смеси в цилиндре можно подсчитать
по формуле:
та= -1 + т (Е. К. Мазинг)
Коэфициент наполнения может быть определен по формуле:
, е'
е' —1
Ра , ,
Р°' Tq + ^t/
в которой отсутствует множитель Та.
В этом выражении значения ег и относятся только к .полезной"
или эффективной части хода поршня (за вычетом высоты выхлопных
окон). Связь между е', rlv и значениями е и т^, отнесенными ко всему
ходу поршня, следующая:
е' =(1—tz)(s—l)-f- 1,
где а—доля хода, соответствующая высоте выхлопных окон.
Надо вообще иметь в виду, что тепловой расчет двухтактного
двигателя ведут только для полезной части хода, до момента закрытия
выхлопных окон (точка рь на рис. 64), а затем продолжают кривые
сжатия и расширения на индикаторной диаграмме до н. м. т. Необхо-
димость такого приема вызывается тем, что оценить состояние газа
в период продувки весьма трудно, особенно при кривошипно-камерной
продувке. Действительно, в момент открытия продувочного окна
давление в цилиндре значительно превышает давление в картере. Вслед-
ствие этого не только не начинается продувка, но, наоборот, часть
выхлопных газов забрасывается в картер. Продувка фактически начи-
нается после выравнивания давлений в цилиндре и картере, причем
совершается при непрерывно падающем давлении. Таким образом
только по окончании этих процессов, т. е. к моменту закрытия выхлоп-
ного окна, можно оценить давление ра и температуру Та заряда
в цилиндре.
Как определяется для этой точки Та, было сказано выше. 410
касается давления ра, то его принимают равным давлению в выхлопной
трубе:
/?а = рг= 1,05—1,1 кг{см^.
Остальные особенности расчета двухтактного двигателя будут видны из
нижеследующего примера.
Пример. Произведем поверочный тепловой расчет двухтактного ДВ1
теля Иж-8 (cf=75 мм; s = 68mm; Vfl = 300 см^); е = 5,6-5,8; принимаем
среднее значение £ = 5,7, высота выхлопных окон 18 мм, т. е. а —0,z □ •
Продувка возвратная. Мощность Ne~8 л. с. при 3800 об/мин.
114
к Jurfl ‘ Y = 0.45; То = 290’ К; р0 = 1 кг/см*; ра = рг=\ /5 л-z/caiJ
Задз™ п = л9=1,25; а=0,8. В качестве топлива предполагаем средний
у4 ~~ 1 0
бензин. ю теМПерагуру свежей смеси, поступающей в цилиндр, будем
M 30" выше Ге. г. е. ^ = 320".
Определим температуру смеси в цилиндре в начале сжатия:
7'4_У7 320 4- 0,45-1000
г = 0 - =----------~---------= 530° К.
1,45
» к как фактическая степень сжатия, отнесенная к эффективной части хода
1а1Я е'= (1—д)(е —1) + 1 = 4,45, то давление и температура в конце
сжатия будут:
рс = ра (е' )1,25 = 6,8 кг)слА
Тс = Та (е')°125 = 770° К, или ic = 497° С.
Xj мический коэфициент молекулярного изменения для автобензина при
а 1 выражается формулой (В. И. Сороко-Новицкий):
, , 0,262—0,209а
а 4-0,017 ’
что при а = 0,8 составляет: р.0= 1,116.
Действительный коэфициент молекулярного изменения:
1,116 4-0,45 1ГЙ
=------4£-----= 1,08.
Теплоемкость I моля свежей смеси попрежнему (см. пример 1):
mC'v = 5 4- 0,000266 -t.
Теплоемкость продуктов сгорания при а = 0,8:
mCv = 4,6 4- 0,8-а 4- (3,7 4- 3,3 а) 10~4 - / = 5:24 ф- 0,000634 -t.
Активная теплотворная способность 1 моля смеси, при а = 0,8, Hv = 17 900 кал.
Коэфициент выделения тепла примем £ = 0,8 в соответствии с тем, что
было сказа ю об этом выше (стр. 105).
Тогда уравнение сгорания напишется так:
0,8 -17 900 4- 1,45 (5 + 0,000266 • 497) 497 = (0,4 5 -f-1,116) (5,24 +
4- 0,000634
или:
0,00099 tz 4- 8,2 t2 —17 800 = 0,
или: zt ’ z
4- 8300 tz —18 300 000 = 0.
Откуда
(г = 1830° С и Л = 2100° к.
Максимальное давление сгорания
pz = 1,08 • 6,8 = 22 кг/смК
Таким образом все необходимые для построения теоретической
индикаторной диаграммы характерные точки найдены, и она может быть
вычерчена, как показано на рис. 64, пунктирными линиями. При этом
кривую сжатия надо провести через точку г, продолжив ее до пересе-
1еН1!я с вертикалью Vft.
Для определения среднего индикаторного давления можно идти
ДвУмя путями.
*
115
Можно, во-первых, совсем не принимать во внимание часть
граммы, лежащую правее ординаты рь.
В таком случае надо в выражение для р. подставить вместо г
фактическую степень сжатия е':
Г 1__________1 1------1—
, __ 6,3 22 4,450,25 4,450,25 _ ц 7 .
4,45-1 L6,8 ’ 0,25 0,25 J—
Найденное значение р\ относится только к части хода (1—в\
Относя его ко всему ходу и внося поправку на потери всасывания и
сжатия смеси в картере, получим:
р. = 5,7-0,735—0,4 = 3,8 кг{см2.
Поправку на закругление углов в этом случае не делают, считая
что она уже компенсирована отброшенной частью диаграммы. Среднее
эффективное давление при т]ет = 0,8 будет:
ре = 0,8 • 3,8 = 3,05 кг)см2.
И мощность двигателя при 3800 об/мин:
д, _ 3,05-0,3-3800
/V* “ 450
= 7,8 л. с.
Во-вторых, при определении pt можно исходить из всей площади
теоретической диаграммы, но в таком случае нужно учесть потерю
площади, наметив предполагаемый действительный вид диаграммы, как
показано сплошной линией на рис, 64.
, 6,8
1------1______ 1---------1—
22 5,7 °’25 5,7 °’25
5,7-1 |_ 6/8 * 0,25 0,25
= 4,68 кг/см2.
Оценивая неполноту диаграммы коэфициентом 0,9, получим:
pf = 0,9 «4,68—0,4 = 3,8 кг[см\
т. е. тот же результат, что и по первому способу.
Найденные значения Ne и ре достаточно близки к практическим
данным. (Если принять при расчете степень сжатия е = 5,8, то обе
величины N и рс получатся немного выше).
Определим в заключение расход топлива и экономический к. п. Д-
Для этого необходимо предварительно найти коэфициент наполнения
riv и расход воздуха при а = 0,8.
' = 4>45 . ь05 . 290 — 0 51
v е'—1 ро То+тЛ 3,45 * 1 *320 4-0,45-1000 ’
Расход воздуха на 1 кг бензина в молях при а = 0,8:
L = 0,8 • 0,515 = 0,410 мол.
Подставляя эти величины в выражение для расхода топлива и
имея в виду, что для полезной части хода pt = 4,68 кг/см2, найдем:
^=318-4'-2ОТЖ- = °>292кг-
116
расход топлива на 1 эффективную л. с./час:
0,292 п ,
q = - „ = 0,366 кг л. с./час.
л е U,о 1
0,7
* 0,5
а '
0.1
0.4
о
ч есь остается неучтенной часть топлива, унесенная при продувке
выхлопными газами и не участвующая в сгорании.
С Чтобы дать наглядное представление об этой потере топлива, на
ис 71 нанесены кривые полного расхода топлива на л. с./час и топлива,
использованного в цилиндре,
для двух двигателей — с
поперечной продувкой (пунк-
тирные линии) и с возврат-
ной продувкой (сплошные
линии ).
Стрелки между соответ-
ственной парой кривых по-
казывают потерю топлива
при продувке. Эти потери
уменьшаются с увеличением
числа оборотов, а по абсо-
лютной величине меньше у
двигателей с возвратной
продувкой.
Оценивая их для рас-
сматриваемого двигателя
в 151 0, найдем, что полный
расход топлива, подавае-
мого карбюратором:
| °>3
g
&
I
О
1000 2000 3000 об/мин
Рис. 71. Расход топлива и потери при про-
дувке.
q ~ 0,366-1,15 — 0,420 кг}л. с./час.,
что, как мы видим, довольно хорошо согласуется с данными опыта.
Экономический к. п. д. двигателя, отнесенный к полному расходу
топлива:
__ 632 15®/
~ 'О’,420-10 500 —1 /о’
Г л А в А V
КОНСТРУКЦИЯ И РАСЧЕТ ДЕТАЛЕЙ КРИВОШИПНОГО
МЕХАНИЗМА
30. Силы, действующие в кривошипном механизме
мотоциклетного двигателя
Прежде чем перейти к рассмотрению конструкций и к расчетам дета-
н мотоциклетного двигателя, вспомним основные положения динамики
ривошипного механизма с учетом тех специфических особенностей,
т°рые вызываются чрезвычайной многооборотностью мотоциклетных
^^РОв^Отчетливое пРедставление ° взаимодействии всех сил, дей-
) По исследованиям О. Kliisener и К- Karde.
117
ствующих в кривошипном механизме, необходимо конструктору для того
чтобы судить, какие из них могут вызывать наибольшие напряжения в
частях двигателя и, следовательно, должны быть положены в основу
расчетов на прочность или на износ в каждом отдельном случае.
Части кривошипного механизма испытывают воздействие следующих
сил, с которыми нам будет необходимо считаться при дальнейших рас-
четах.
а) сила давления газов в цилиндре (Р),
б) сила инерции посту пательно-движущихся масс кривошипного
механизма (Р I,
в) центробежная сила е решающихся частей (Рч).
Первые две непрерывно изменяются по ходу поршня, последняя
является постоянной при данном режиме работы двигателя.
Давление газов в цилиндре на 1 см2 днища пор пня (р) для
любого положения поршня может быть определено из индикаторной
диаграммы (рис. 67). Для конструктивных расчетов имеют значение
только давления хода сжатия и рабочего. Давлениями всасывания и
выхлопа пренебрегают.
За вычетом атмосферного давления активное давление на днище
поршня будет р — 1 кг)см~у а на всю площадь поршня:
Р = (р-1)Р, (1)
где F—площадь поршня в см2
П о с ту п а те л ь н о-д в и жу щ и м и ся частями механизма являются
поршень с кольцами и пальцем и около 1/3 массы шатуна, условно отно-
симой к поршню.
Обозначая вес этих частей в кг через G„, ускорение поршня через
/и ускорение силы тяжести через g-=9,81 лг, получим
у g Ъ
или, заменяя j известным из механики выражением для ускорения поршня
в зависимости от угла поворота кривошипа (а), числа оборотов,
радиуса кривошипа (г) и длины шатуна (£),
Р, (cos a-J-X cos 2а), 2
тг/г . г
где угловая скорость ш и Л = •
Для мертвых положений поршня эту формулу можно значительно
упростить, имея ввиду, что со5 0э=1 и cos 180° = — 1, a
При этих условиях, в верхней мертвой точке:
+р; * <3)
В нижней мертвой точке
-рНзбГ-о"-'-<1-х>- (4)
т е. Р в верхней м. т. все1да больше, чем в нижней, по абсолютн Й
величине и противоположна по направлению,
из
Значения Р для промежуточных положений кривошипа могут быть
ислены *) или найдены графически одним из многочисленных при-
вы емых для этой цели способов, например по способу Толле, пока-
чанному на рис, 72.
Построение производится следующим образом. На оси ОХ отклады-
вается длина хода поршня, взятая с индикаторной диаграммы.
Вычисляются значения Р' и Р для обеих мертвых точек и откла-
дываются в определенном масштабе на ординатах, проведенных через
крайние точки ОХ, одна — вверх (точка Л), другая—вниз (точка В).
Точки А и В соединяются прямой, которая пересекает ОХ в точке С.
Через С проводят перпендикуляр до пересечения в точке Е с В£'||ОЛ' * ).
Далее строят параболу, касательную к прямым АЕ и BE в точ-
ках А и В, для чего делят эти прямые на равные части и со-
единяют одноименные деления. Обволакивающая кривая, касатель-
Рис. 72. Построение кривой сил инерции
поступательно движущихся частей.
ная ко всем проведенным
прямым 1—2 2 и т. д„ 4
и будет выражать изменение
р. по длине хода поршня.
1 Для получения кривой гр'
силы инерции при обратном
ходе поршня надо повернуть
построенную кривую на 180°
вокруг оси ОХ.
Для удобства сравнения
индикаторной диаграммы и
диаграммы сил инерции по-
следние относят также к 1 см2
площади поршня, т. е. откла-
дывают на ординатах рис. 72
п Р/
не Pjf а у , отчего, конеч-
но, характер кривой не
изменяется.
Вращающиеся части механизма, т. е. цапфа кривошипа и ок. 2/3
массы шатуна, создают, как было сказано, постоянную центробежную
силу направленную по радиусу. Эта сила всегда уравновешивается
внутри двигателя и не передается на опоры, но создает напряжения в
частях кривошипного механизма (например изгибает цапфу, стремится
разорвать маховики, если они служат щеками кривошипа), и, следователь-
но» д »лжна быть принимаема в расчет в надлежащих случаях.
Если вес вращающихся частей обозначим через Ов то величина Рц
выразится формулой:
(5)
’) Упрощающие эти вычисления таблицы см. Мотоциклетный справочник.
'*) По Толле, отрезок СЕ = ЗХа>2г При как эт0 имеет место у
М0|°Циклетных двигателей, СЕ = ХВ, т. е. прямая BE Ц ОХ
119
Силы давления газов и инерции поступательно движущихся частей
складываясь алгебраически, дают суммарные силы (Р5), которые и
нагружают порш нь, шатун и другие детали кривошипного механизма
Таким образом последние всегда испытывают суммарное воздействие
Р5=Р±РЛ
В зависимости от режима работы двигателя и его конструктивных
особенностей могут преобладать силы Р или силы Р/. Чтобы выяснить
какие из них и при каких положениях кривошипа являются преобладаю-
щими и создают наибольшие напряжения в частях двигателя, строят
диаграмму суммарных сил складывая давления Р, взятые по индикаторной
диаграмме, с давлениями Pj, взятыми из диаграммы сил инерции (рис. 72).
Это сложение произведено на рис. 73 и 74. Оно выполняется сле-
дующим образом. Строят развернутую индикаторную диаграмму, причем
избыточные давления, противодействующие движению поршня (ход сжа-
тия), откладывают вниз от атмосферной линии, а давле-
ния, направленные по движению поршня, — вверх. Давлениями всасы-
вания и выхлопа пренебрегают. В том же масштабе строят кривые сил
инерции для каждого хода, причем опять-таки силы, направленные по
движению поршня и содействующие ему, откладывают вверх, а тормо-
зящие движение поршня — вниз. Затем алгебраически складывают орди-
наты кривых давлений газов и сил инерции и получают суммарные кри-
вые Ps, показанные на рис. 74. В данном случае взят для примера тот же
двигатель 500 сл<3(85 X 88), индикаторная диаграмма которого была
построена раньше на рис. 67. Вес поступательно движущихся частей
принят Оп — 0,750 кг и число оборотов и = 4600 в минуту.
Как видим из рис. 74, при этом режиме двигателя максимальные
давления на поршень получаются не при рабочем ходе, где они не пре-
вышают 12,5 кг!см2, а в начале хода всасывания и в конце вы-
хлопа— 17 кг] см2. Во время расширения газов наибольшее давление
имеет место не в начале хода, как это можно было бы ожидать на осно-
вании индикаторной диаграммы, а в конце хода. Таково влияние сил
инерции при большом числе оборотов: именно они, а не давление газов,
вызывают при этих условиях наибольшие напряжения в частях криво-
шипного механизма.
При ином режиме работы двигателя картина существенно изменяется.
На рис. 75 воспроизведена диаграмма суммарных сил при работе дви-
гателя с полной нагрузкой, но при п = 2000 об/мин. Силы инерции
при этом уже не играют особой роли, не превышая 2—3 кг/см2, между
тем как давление газов в начале рабочего хода достигает 18,5 кг]см .
Так как части кривошипного механизма должны быть достаточно
прочными при любом режиме, то из сравнения рис. 74 и 75 вытекает,
что рассчитывать их следует именно на это последнее давление. Так
обычно и поступают, причем для большей надежности расчет ведут по
максимальному давлению вспышки /\ = 0,85 рг, взятому из индикатор-
ной диаграммы, не принимая во внимание сил инерции.
Только при наивысшем числе оборотов без нагрузки силы инерции
могут превзойти максимальное давление вспышки и, следовательно,
являются в этом случае основным расчетным усилием (см. пример ра'
счета коленчатого вала на стр, 172),
120
Рис. 75. Суммарные действующие силы Ps при 2000 об/мин.
Следует заметить, что в том случае, если индикаторная диаграмма
построена для режима наибольшей мощности Ne, как это обыкновенно
и бывает, то р2 не является максимальным для данного двигателя Ма-
ксимальное значение р имеет место при более низком числе оборотов
соответствующем Л4тах. Следовательно, для определения расчетного
давления вспышки надо или строить индикаторную диаграмму для ре-
жима, отвечающего М х, или, пользуясь диаграммой, построенной для
Мдах , вовсе не производить вышеуказанной поправки на сдвиг точки г
т. е. считать расчетной величиной рг, а не рг.
При отклонении кривошипа на угол а от в. м.т. суммарная сила Р^
действующая на поршень, разлагается на две составляющих Рг и
согласно рис. 76.
Сила Р} прижимает поршень к стенке цилиндра.
Величина этого бокового давления:
Л = <6)
или приближенно:
7^ ~Ps-X-sin а (6)
(так как tg[3~Xsina).
Очевидно, это боковое давление переменно как по величине, так и
по направлению, что и представлено соответствующими кривыми для
122
8М7
НИТ
4
Рис. 77. Дезаксиро-
ванный кривошип-
ный механизм.
четырех ходов поршня на рис. 76. Кривые построены для 4600 об/мин.
пи п казывают, что при этом режиме двигателя боковое давление
стигает максимума 142 кг во второй половине рабочего хода и
на равлено влево, но и противоположная стенка нагружается при
братных ходах лишь немного меньшими давлениями (112 кг). ри еще
более ысоком числе оборотов может получиться и обратное соотно-
сив т. е. правая стенка будет испытывать более сильные боковые
давления во время ходов сжатия и выхлопа, нежели левая сторона ци-
л н а, при рабочем ходе. Явление этого неустранимо. Применяемая в
тихэходных двигателях дезаксация цилиндра, т. е смещение оси цилин-
дра в сторону вращения с целью выравнивания давлений, очевидно не
может дать по указанным причинам никаких преимуществ в быстро-
х ном мотоциклетном двигателе. И действительно,
она никогда не применяется для этой цели, по край-
ней мере в четырехтактных двигателях. Двухтактные
двигатели иногда выполняются дезакс и рован-
ными, но по другим соображениям. В дезаксиро-
ваняом двигателе, как видно из рис. 77, мертвые
положения получаются в точках А и Д,, не совпа-
дающих с вертикальной осью кривошипа. Этим
предупреждается возможность для двухтактного дви-
гателя при пуске в ход начать вращаться в обратном
направчении, что иногда имеет место при пуске в
ход горячего двигателя вследствие преждевременного
воспламенения смеси (особенно при постоянном
моменте зажигания, установленном со значительным
one; ежением). Кроме того, вследствие более корот-
ких шатунов двухтактных двигателей и меньшего
числа оборотов разность давлений поршня на левую
и правую стенки цилиндра получается значительнее,
и выравнивание этих давлений, достигаемое деза-
ксацией, имеетнексторое основание. Величина смеще-
ния осей е~0,1—0,25г.
Теоретически
хода поршня
в дезаксированном двигателе длина
s> 2 г.
это увеличение хода поршня выражается сотыми до-
и целиком покрывается зазорами в шатунных подшип-
Практически
ями миллиметра
никах.
Вернемся снова к рис. 76. Силу Р2> действующую вдоль шатуна,
можно перенести в центр цапфы кривошипа и разложить на две соста-
вляющие Т и N.
Составляющая Т направлена по касательной к окружности кривошипа
и н азыьается, как известно, тангенциальной силой:
Т= Р , - f7\
s cos ₽ ’
Со тавляющая М направлена по радиусу кривошипа и воспринимается
коренными подшипниками:
/V— р . cosk + Р)
5 cos ₽
f
(8)
123
Обе эти силы, конечно, также переменны.
Тангенциальная сила создает крутяший момент двигателя
Мд=Т-г,
который непрерывно изменяет свою величину на протяжении каждого
хода поршня. Характер изменения Мд и абсолютная величина его зави-
сят от числа оборотов. Для иллюстрации на рис. 78 воспроизведены
три кривые крутящего момента одного и того же двигателя при 1000
2500 и 4000 об/мин.
Из сравнения их видно, что только на малых оборотах, когда силы
инерции незначительны, вращающий момент имеет максимальную вели-
чину во время рабочего хода и определяется давлением газов в цилиндре.
С увеличением числа оборотов преобладающее значение получают силы
инерции, и вид кривой Мд сильно изменяется.
Росшир
&ЫО!.ЛсЛп\
Всос.
ЮОО
500-
0
5 ОО-
/И
/500
кг-см
\ср
360° 54^
п= 4000обУ
п—2500 ••
п=^ООО ”
(ооо^ i
' /
4500 -М '
разных режимах
механизме мотоциклет-
Рис. 78. Изменение крутящего момента при
работы двигателя.
Таковы силы, действующие в кривошипном
ного двигателя, с наличием и особенностями которых нам придется счи-
таться в дальнейшем при расчете его деталей. К ним мы теперь и пе-
рейдем.
31. Цилиндры
Форма и конструкция цилиндров четырехтактного двигателя
определяются главным образом расположением клапанов. Следовательно,
этот вопрос и должен быть решен в первую очередь. Преимущества
верхних клапанов общеизвестны: они дают лучший коэфициент напол-
нения, меньшую поверхность камеры сгорания, т. е. меньшие потери
тепла в период сгорания, и в результате—повышение мощности двига-
теля на 10—15 /0. Кроме того, эта конструкция клапанов допускает
применение более высоких степеней сжатия без появления детонации.
При использовании этого преимущества, что обычно и практикуется,
Ш j
мощность двигателя можно повысить на 25—ЗО°/о без применения
специальных горючих. Но, с другой стороны, при верхнем расположении
кл танов увеличивается высота двигателя, затрудняется доступ к кла-
панам, усложняется распределительный механизм, а работа его стано-
вится иногда более шумной. Вместе с тем повышается стоимость дви-
гателя.
Поэтому такая конструкция целесообразна главным образом для
спортивных двигателей, для которых вопрос мощности и максимальной
скорости имеет решающее значение.
Для двигателей нормального типа, предназначенных для серийных
транспортных мотоциклов, решающими являются другие соображения.
Простота, надежность, доступность и бесшумность клапанного механизма,
с которой связана и его изнашиваемость, будут здесь главными пока-
зателями целесообразности конструкции. По всем этим показателям
преимущество имеют боковые клапаны, расположенные рядом в общей
клапанной камере и приводимые в действие снизу короткими толкате-
лями. И действительно, такая конструкция чаще применяется для до-
рожно-транспортных машин.
Компромиссное решение, состоящее в том, что клапаны располагаются
один над другим, причем выпускной помещается внизу и делается стоя-
чим, а всасывающий подвесным, — в настоящее время почти совершенно
оставлено, как не имеющее ровно никаких преимуществ.
Далее возникает вопрос о выполнении цилиндровой головки в виде
отдельной детали или за одно целое с цилиндром.
Собственно, при верхних клапанах на этот счет не может быть двух
мнений: головка в этом случае должна быть непременно отъемной, как
по производственным соображениям, так и по эксплоатационным, в ин-
тересах доступности клапанов для их притирки или замены.
При боковых клапанах головка может быть отлита за одно целое
с цилиндром, так как доступ к клапанам легко осуществляется через
верхние люки, закрываемые ввинченными в них пробками.
В свое время такая конструкция была наиболее распространенной.
Теперь она совершенно вытеснена съемными головками, упрощающими
отливку и обработку и, следовательно, ведущими к снижению брака,
а также имеющими ряд преимуществ эксплоатационного характера.
При боковом расположении клапанов цилиндр отливается за
одно целое с клапанной камерой, всасывающим и выхлопным каналами,
причем седла для клапанов помещаются в плоскости разъема, отделяю-
щей цилиндр от головки (см рис. 79, 47 и 52).
Стержни клапанов располагаются по большей части параллельно оси
Цилиндра и пропускаются через направляющие втулки, отлитые отдельно
и плотно вставленные в цилиндр. Однако конструкция распределитель-
но о механизма вызывает иногда необходимость в наклонном располо-
Жении клапанов, как это можно видеть на рис. 79. При таком устрой-
стве легко осуществить достаточно широкий просвет между клапанной
камерой и стенкой цилиндра, что всегда желательно во избежание местного
перегрева стенки, отделяющей полость цилиндра от выхлопной камеры.
рис. 79 показывает также, что направляющие клапанов могут быть
°тлиты за одно целое с цилиндром. Для защиты направляющих втулок
°т проникновения пыли применяют телескопические кожухи, закрыва-
125
ющие пружины и головки толкателей (см. рис. 52), или отливают за одно
целое с цилиндром специальную коробку, расположенную ниже клапанной
камеры и закрываемую крышкой (см. рис. 79).
Головка цилиндра при боковом расположении клапана превращается
в простую крышку, которая может быть выполнена из чугуна или из
легких сплавов. Углубление в головке образует камеру сгорания, объем
которой определяется требуемой степенью сжатия. Что касается формы
камеры сгорания, то она оказывает большое
влияние на протекание процесса горения и по-
тому была предметом, тщательного эксперимен-
тального изучения.
Вследствие отнесения клапанов в сторону
от цилиндра камера сгорания, даже при не-
больших степенях сжатия, порядка 4 — 4,5, по-
лучается плоской и весьма растянутой. Поэтому
наиболее удаленные от свечи части свежего
заряда, подвергаясь давлению и подогреву от
ранее воспламенившихся частей смеси, детони-
руют.
Изучение этого явления и мер борьбы с
ним привело к конструкции головки, показан-
ной на рис. 80. Она была предложена в свое
время известным английским исследователем
Рикардо и получила широкое распространение
при боковом расположении клапанов. Форма ка-
Рис. 79. Конструкции цилиндров при боковом расположении клапанов.
меры сгорания в этой конструкции довольно близка к сферической, хотя и
расположена не над поршнем, а сдвинута в сторону клапанов. Свеча
помещается приблизительно по середине камеры, вследствие чего пути
распространения пламени во все стороны примерно одинаковы. Иногда
свечу смещают несколько по направлению к выхлопному клапану из
тех соображений, чтобы находящиеся здесь части заряда, более склон-
ные к детонации вследствие высокой температуры клапана, сгорали в
первую очередь.
Куполообразная часть камеры сгорания перекрывает цилиндр при-
мерно на 40 — 5О°/0 площади его поперечного сечения, как показывает
126
схема на рис. 81. Таким образом камера сгорания отделяется От полости
цилиндра сравнительно узкой горловиной, обозначенной на схеме за-
штрихованной площадкой. Этим обеспечивается энергичное завихрение
смеси при всасывании и сжатии. Наиболее удаленная от свечи часть камеры
сгорания, как легко видеть из рис. 80, представляет собой узкую щель
между поршнем и головкой, высотой 2 — 2,5 мм. Вследствие этого
объем той части заряда, которая сгорает в последнюю очередь и может
детонировать, сведен к минимуму. Вместе с тем поверхность этого про-
странства относительно велика, следовательно, происходит интенсив-
Рис. 80. Головка типа Рикардо.
ное охлаждение находящейся здесь части заряда. Из чертежа видно так-
же, что над клапанами предусмотрено достаточно свободное простран-
ство, чем устраняется дросселирование при всасывании смеси и улуч-
шается наполнение цилиндра. Благодаря интенсивному завихрению смеси
и другим указанным выше причинам возможность детонации в зна-
чительной мере уменьшена, и степень сжатия при работе на обыкно-
венном бензине может быть повышена до 5:1.
Дальнейшие работы в этом направлении показали, что перед входом
в Щелевидное пространство камеры сгорания выгодно иметь вертикаль-
ную стенку, препятствующую распространению волны давления из
Равной части камеры.
127
1акая ступенчатая форма камеры представлена выше на рис. 55
двигатель М-72. При степени сжатия
диаметре цилиндра этот двигатель
работает без детонации на бензине
второго сорта.
5,5 и сравнительно больщОм
Рис. 82. Цилиндр двига-
теля с верхними клапа-
Рис. 83. Цилиндры с отлитыми каналами для толкающих штанг.
нами.
При верхнем расположении клапанов конструкция самого
цилиндра упрощается, так как всасывающий и выхлопной каналы вместе
с клапанными седлами перенесены на головку. Цилиндр в этом случае
представляет собой простую гильзу с ребристой наружной поверхностью
128
Рис. 84. Головка старого типа для
двигателей с верхними клапанами.
(ел. рис. 82). Выемки в ребрах, которые видны на рис. 82 сделайь!
для пропуска толкающих штанг, закрываемых трубчатыми кожухами
Часто применяется и другая конструк- кожухами,
пия, состоящая в том, что штанги
пропускают в каналы, образованные
в самих отливках цилиндра и голов-
ки, как можно видеть на рис. 83.
Слева показана отливка с двумя вер-
тикальными каналами, справа — с
одним общим широким каналом.
Таким путем сокращается число дета-
лей двигателя.
Устройство головки для верхних
клапанов также прошло несколько
этапов развития. Одна из ранних
конструкций показана на рис. 84.
Коромысла и клапанные пружины
помещались на такой головке сверху, совершенно открыто. Оси коро-
мысел укреплялись на
стойках или кронштейнах
той или другой формы,
привинченных снаружи
головки, и смазывались
самым примитивным обра-
зом — с помощью ручных
масленок. Однако неук-
лонное возрастание числа
оборотов двигателей,
требовавшее установки на
клапанах все более и бо-
лее сильных пружин,
сделало работу коромысел
весьма тяжелой. При-
шлось обратить серьезное
внимание на конструкцию
их подшипников и, в
особенности, на смазку.
Выход был найден в том,
что над головкой укреп-
лялся на стойках особый
закрытый картер, в кото-
ром и помещались коро-
мысла. Конструкция та-
кого рода представлена на
рис. 85. Она применяется
и в настоящее время в
тех случаях, когда по
каким-либо соображениям
желательно оставить пру-
жины и стержни клапанов
открытыми (например на
,L2«J
гоночных машинах). Закрытый картер обеспечивает достаточно надежную
смазку коромысел, но не защищает направляющие втулки клапанов от
проникновения пыли. .Современное решение задачи можно видеть на
рис. 48, 49 (стр. 70), а также на рис. 86, где дано несколько примеров
хорошо выполненных конструкций головок верхнеклапанных двигателей
Это решение ссстоит в том, что картер для коромысел и клапанов
отливается за одно целое с головкой и закрывается сверху одной или
двумя крышками. Вследствие этого головка сделалась компактней и
Рис. 86. Головки верхнеклапанных двигателей.
ниже, а смазка и защита от пыли всех движущихся и трущихся
частей механизма обеспечены наилучшим образом. Надо заметить, что
данная конструкция органически связана с так называемой циркуляцион-
ной системой смазки (см. гла ty VIII), при которой масло, нагнетаем е
насосом, непрерывным потоком омывает все трущиеся части двигателя.
По трубкам, которые хорошо видны на рис. 48, оно педается также
и к осям коромысел, затем стекает на дно головки и, наконец, уходи
вниз по трубам, в которых заключены толкающие штанги. Это мае
не только смазывает коромысла, но и охлаждает головку в допол
нение к воздушному охлаждению.
130
Форма камеры сгораний при верхнем расположений йдапа-
наиболее близка к сферической, что можно видеть, например, на
н 49 и 84. Клапаны при этом, конечно, могут быть установлены
^олько наклонно с углом между ними от 70 до 90°, но для свечи уже
остается места в центре камеры, и ее приходится относить в сторону
помещать тоже наклонно, что, впрочем, несколько предохраняет ее от
забрасывания маслом. Степень сжатия (для бензина) может быть допу-
щена более высокая, чем при боковых клапанах,—до 6, а при очень
малых диаметрах цилиндра—даже до 6,5.
Из рассмотрения чертежей явствует, что при верхнем расположении
клапанов всасываемая и сжимаемая смесь все время должна находиться
в движении внутри цилиндра, и в камере сгорания отсутствуют мерт-
вые пространства, в которых смесь могла бы частично задерживаться
и оставаться в неподвижности, способствуя детонации.
Чтобы придать потокам всасываемых и отходящих газов различные
направления (что имеет значение при большом перекрытии клапанов),
а также направить струю свежих газов на
свечу, оси всасывающего и
Рис. 87. Расположение всасывающих
и выхлопных каналов.
выхлопного трубопроводов смещают на некоторый угол, как показано
на рис. 87, изображающем в плане контуры головок с одной и двумя
выхлопными трубами. Впрочем, такое смещение осей каналов вызывается
иногда и конструктивной необходимостью, т. е. удобством расположения
карбюратора относительно других агрегатов двигателя и выпускной трубы
относительно рамы.
При боковых клапанах тоже придают оси всасывающего канала такое
положение, чтобы струя свежей смеси имела направление к центру
Цилиндра, а не в сторону выхлопного клапана. Той же цели служит
вертикальный козырек на внутренней поверхности головки, как это
выполнено в конструкции, показанной на рис. 52.
Крепление головки к цилиндру производится 6—8 короткими шпиль-
ами или болтами.
го ^е>ке применяются длинные анкерные болты, которыми цилиндр и
ловка одновременно притягиваются к картеру. В этом случае в картер
'Г*Теля ввинчиваются предварительно стальные втулки ввиду слабости
СЛуЫ в алюминии. Возражением против такой конструкции может
(ко ИТЬ Т0 обстоятельство> что при удлинении цилиндра от нагрева
ТоР°е достигает 0,3—0,4 мм) в болтах возникают большие напря-
131
Рис. 88.
жения, а прокладка в стыке между головкой и цилиндром подвергается
смятию, вследствие чего нарушается герметичность соединения. Тем не
менее можно указать ряд первоклассных заводов с многолетним опытом
(например JAP), применяющих такую систему крепления.
Конструктор должен обратить внимание на доступность крепежных
деталей и удобство монтажа. Желательно обойтись здесь без примене-
ния специальных ключей.
Необходимое уплотнение в стыке между головкой и цилиндром
достигается помещением здесь медно-асбестовой прокладки.
При наличии центрирующего буртика, как это имеет место при
верхнем расположении клапанов или в двухтактных двигателях, ставят
тонкую медную прокладку (0,3—0,5 мм) или обходятся совсем без
прокладки.
Для правильной установки оси цилиндра нижний фланец его снаб-
жается центрирующим кольцевым выступом, который входит в соответ-
ствующую выточку в картере (рис. 79, 82, 83).
Удлинение этой части гильзы цилиндра, входящей
внутрь картера, позволяет приблизить нижнее по-
ложение поршня к оси коленчатого вала и умень-
шить высоту двигателя. Предел этому удлинению
ставит, с одной стороны, габарит маховикоз или
противовесов коленчатого вала, а с другой—мак-
симальное отклонение шатуна от оси цилиндра,
что должно быть проверено кинематической схе-
мой, во избежание ударов шатуна о нижнюю кромку
цилиндра (рис. 88). При необходимости—в нижней
кромке гильзы цилиндра могут быть сделаны про-
рези для прохода шатуна (см. рис. 83, справа). Коль-
цевой выступ, углубленный внутрь картера, не
только центрирует цилиндр, но и придает ему
устойчивость, разгружая крепящие шпильки от
изгибающих усилий.
Для изменения степени сжатия под фланец
цилиндра могут быть помещены одна или две
латунных или алюминиевых прокладки толщиной
0,75—1 мм, удаление которых позволяет повышать степень сжатия в до-
вольно широких пределах.
Для многоцилиндровых двигателей цилиндры и головки могут быть
отлиты попарно. Пример такой конструкции дан на рис. 89, на кото-
рой изображен двухцилиндровый блок двигателя „Триумф" (500 см ),
показанного раньше на рис. 54.
Здесь обращает на себя внимание чрезвычайно массивный фланец
для крепления к картеру с плавными переходами к стенкам цилиндра-
Действительно, в форсированных двигателях напряжения в этой части
цилиндра могут быть очень велики, так как давление в момент вспышки
при высоких степенях сжатия доходит до 60 кг]см2, т. е. более чем в
два раза превосходят давления в цилиндрах нормальных двигателей.
Так как промежуток между соседними стенками цилиндров невелик и
слабо продувается воздухом, то эти части стенок поставлены в менее
благоприятные условия в смысле охлаждения. Интересное конструктивное
132
шениедля устранения этого недостатка применено заводом „Триумф"
реодн й из военных моделей 1942 г. (см. рис. 89, б). Оно состоит в том,
канал, подводящий рабочую смесь от карбюратора к всасьвающим
4 япанам, проведен между цилиндрами. Фирма считает, что свежая смесь,
хо;яшая по этому каналу, охлаждает внутреннюю стенку цилиндра.
К нструкции цилиндров двухтактных двигателей отличаются от
у ^описанных только расположением и формой выпускных и впускных
0 в стий, которые помещаются в боковых стенках цилиндра и обра-
зуются уже в процессе литья. Здесь также применяют обычно отъемную
ГОЛОВЕ , отлитую из легких сплавов с высокой теплопроводностью.
Пример такой конструкции мы видели на рис. 50, где воспроизведен
ра рез двигателя „ИЖ-9“ с чугунным цилиндром и алюминиевой голов-
кой.
Детали конструкции цилиндра этого двигателя с двухканальнои
возвратной продувкой видны на рис. 90.
У
Рис. 89. Двухцилиндровый блок („Триумф" 500 см2).
Здесь перепуск смеси из картера в цилиндр производится по двум
каналам, расположенным по обе стороны выхлопного окна. Нижние
отверстия каналов совпадают с отверстиями, прорезанными в юбке
поршня, при положении поршня в н. м. т. Подробнее о размерах и рас-
положении окон см. § 51. Окна в стенках цилиндра получаются уже в
процессе литья с последующей зачисткой пескоструйным аппаратом,
причем поверхность их должна быть чистая и ровная. Это предъявляет
сравнительно высокие требования к качеству литья, так как иначе при-
ходится прибегать к исправлению дефектов отливки путем ручной обра-
ботки, чтобы выдержать необходимые размеры и форму окон.
Материалом для отливки цилиндра служит специальный легирован-
н Йчу1ун с присадками никеля и хрома, повышающими твердость зеркала
Цилиндра*). Такой чугун обладает мелкозернистым плотным строением,
хорзшО обрабатывается и после шлифовки приобретает зеркально-глад-
Цук» п верхность Временное сопротивление разрыву 2300—3100 кг см~
\ДДя обыкновенного чугуна 1800 кг сл/2); твердость по Бринеллю 190—200.
) См. Мотоциклетный справочник, 1940 г.
133
п я уменьшения веса и улучшения охлаждения применяют иногда
Д <у алюминиевых ребер поверх чугунной гильзы, как показано иа
°тЛИ слева изображен цилиндр гоночного мотоцикла „Нортон*
Рис двухтактного двигателя „Триумф* (250 см3). Последний завод
С Р I жял эту конструкцию для серийных машин.
" период войны известным английским заводом Scott был разрабо-
н ругой метод, состоящий в том, что на внутреннюю поверхность
Т3 л ш ра, отлитого целиком из алюминиевого сплава, наносится элек-
U литическим способом слой твердого металла (хрома). Твердость этого
ТР°Я достигает 400—450 по Бринеллю, износоустойчивость его очень
^сок Способ этот особенно целесообразен для двухтактных двигате-
ей окна которых располагаются на самом зеркале цилиндра *).
Л Головки цилиндров помимо чу-
а могут быть отлиты из сплава
12° 0 меди и 88% алюминия, или
более сложных сплавов с прибавле-
нием кремния, никеля, магния.
__________ (80 -------
Рис. 91. Алюминиевые цилиндры с чугунными гильзами.
Временное сопротивление медно-алюминиевых сплавов 1200—
1400 кг см2, специально-легированных — до 2200 кг см2.
В качестве материала для головок применяется также алюминиевая
бронза, обладающая не только высокой теплопроводностью, но и
Х0Р°шими механическими качествами (твердость до 200 Бр., временное
сопротивление до 5000 кг/см2). Однако удельный вес ее 8,5, т. е.
ольше чем у чугуна. При отливке цилиндровых головок из алюми-
ниевых сплавов, твердость которых не превышает 50—70 Бр., седла
!анов, а также нередко и втулки под свечи, изготовляют отдельно
и жароупорной аустенитной стали или алюминиевой бронаы и вста-
Я|°т на место либо в процессе самого литья, либо запрессовкой. При-
еры применения вставных седел и втулок даны на рис. 92. Так как
к эФиЦиент линейного расширения аустенитных сталей и бронзы близок
таковому у алюминиевых сплавов, а температура седла или втулки
) Automobile Engineer, 1945 г., № 469.
135
для свечи выше температуры окружающего их металла головки, то плот
ность посадки не нарушается при нагреве во время работы двигателя
Размеры цилиндра по высоте определяются ходом порщНя
длиной шатуна, высотой поршня, объемом камеры сгорания и легко
могут быть найдены графически после того, как окончательно устано-
влены размеры перечисленных деталей, рассматриваемых дальше. В по-
перечном направлении размеры цилиндра определяются его диаметром
а также размерами клапанов и охлаждающих ребер, следовательно, также
могут быть найдены только после выбора размеров этих деталей.
Объем камеры сгорания зависит от выбранной степени сжатия и
выражается уравнением:
При проектировании двигателя этот объем может быть практически
проверен изготовлением по чертежу деревянной или глиняной модели
полости головки.
Рис. 92. Вставные седла клапанов и втулки под свечи.
Взвесив модель и разделив на удельный вес материала, находят
точный объем запроектированной камеры.
Допуски на диаметр зеркала цилиндра для мотоциклов массового
производства назначаются обыкновенно по 3-му классу точности (Л3),
для более дорогих машин—по 2-му классу (А,). Обработанные цилиндры
затем сортируются при контроле на две или три группы. На такие же
группы разбиваются и поршни с тем, чтобы зазор между сопряженными
поверхностями в каждой группе оставался приблизительно одинаковым.
Так, например, цилиндры двигателя „ИЖ-8“ сортировались на две группы
с диаметрами: 1) 74 до 74 +°’030 и 2) от- 74+0,03° до 74+°,осо. Цилин-
дры двигателя М-72 разбиваются на три группы с отклонениями.
+0,020 . з)
Расчет цилиндра на прочность не имеет большого значения,
так как получающиеся при этом прочные размеры обычно меньше тех,
которые практически допустимы по литейным и ремонтным соображе-
ниям.
78.00—78~1'0,010: 2) 78+0,011—
у g +0,021 __ у g+ 0,030
136
Напряжение материала под влиянием внутреннего давления, стремя-
щегося разорвать цилиндр по образующей:
D = P^D (1)
2е ’
„ __максимальное давление сгорания на 1 ел/2,
ГДС rz
£) — диаметр цилиндра в см,
е — толщина стенок в см.
допускаемым напряжением следует считать #г=300—350 кг) см2,
т е. принимать более пятикратного запаса прочности, имея в виду воз-
можные пороки литья.
Напряжение стенок в направлении оси цилиндра вдвое меньше
£ = (2)
Найденные расчетом значения толщины стенок (порядка 3—3,5 мм)
необходимо сильно увеличивать, так как получение доброкачественной
отливки с толщиной стенки меньше 7—8 мм затруднительно, кроме
того надо учесть возможность последующего ремонта.
Практически толщина стенок зеркала цилиндра в обработанном виде
получается не менее 5 мм.
Напряжение в шпильках или болтах, крепящих фланец цилиндра
к картеру или головку к цилиндру:
где рг и D — имеют то же значение, что и выше,
—внутренний диаметр нарезки шпильки в см,
п —число шпилек.
Допускаемое напряжение для них, с учетом предварительной за-
тяжки и температурных напряжений, #., = 500—600 кг1см2.
Износ и деформацию цилиндра от нагрева предотвратить
гораздо труднее, чем найти прочные размеры его. Поломки цилиндров
почти не встречаются на практике, между тем как изнашиваются ци-
линдры современных мотоциклетных двигателей гораздо быстрее, чем
было бы желательно.
Это почти неизбежное последствие высокого числа оборотов и сред-
ней скорости поршня, а также сравнительно больших зазоров между
поршнем и цилиндром, необходимых при изготовлении поршней из лег-
ких сплавов. К сожалению, возможности конструктора в этом отноше-
нии довольно ограничены,—все же он обязан принять все меры к устра-
нению причин, увеличивающих износ: не применять очень низких порш-
ней» легче принимающих в цилиндре косое положение, при котором
Удельное давление на стенки цилиндра вблизи верхней и нижней кро-
мок поршня возрастает в несколько раз; не применять очень коротких
•и а ту но в с малым отношением к радиусу кривошипа, так как при этом
повышается боковое давление поршня на стенки цилиндра; обеспечить
надежную смазку стенок цилиндра; снабдить карбюратор воздухоочи-
стителем, препятствующим проникновению в цилиндр пыли. Кажется,
это и все, что может быть предпринято в отношении самой конструк-
ции двигателя.
137
Остальное относится уже к области металлургии и связано с повы-
шением сопротивляемости чугуна истиранию, например путем азоти.
зации.
Что касается деформации цилиндра от нагрева, то для устранения
ее необходимо стремиться к равномерному распределению температ р ,
в стенках цилиндра, что достигается облегчением отвода тепла от на
более нагреваемых точек, прилегающих к выхлопному клапану. При бо-
ковых клапанах особого внимания в этом отношении заслуживает уча-
сток стенки, отделяющей полость цилиндра от выхлопного канала
Облегчение отвода тепла от всех таких участков и предотвращение де-
формации осуществляется, во-первых, местными утолщениями металла и
во-вторых, увеличением поверхности охлаждающих ребер, которые всегда
несколько более развиты в области выхлопного клапана.
Другое решение вопроса состоит в том, что части цилиндра с раз-
личными температурами отделяют одну от другой таким образом, чтобы
Рис. 93. Цилиндр с усиленным оребрением.
каждая из них могла расширяться независимо от другой. Пример
такой конструкции мы видели выше, на рис. 79. В этом цилиндре на-
правляющие клапанов не связаны ребрами ни с основной гильзой ци-
линдра, ни с расположенной ниже коробкой, от которой они отделены
кольцевыми прорезями (выполненными после отливки).
Другой пример аналогичного характера представлен на рис 93. Он
изображает общий вид и поперечное сечение цилиндра двухтактного
двигателя „Триумф", показанного выше на рис. 91. Из чертежа видно,
что ребра на цилиндре выполнены здесь не в виде сплошных колец,
а в виде отдельных пластинок четырехугольной формы. При таком
устройстве ребра не мешают свободному расширению стенок цилиндра,
имеющих значительно более высокую температуру. Следовательно, этой
мерой также предупреждается возможность деформации цилиндра при
нагреве.
32. Охлаждающие ребра цилиндра
На мотоциклетных двигателях применяется, как известно, почти
исключительно воздушное охлаждение при помощи ребер, помещаемых
на головке и стенках цилиндра и обдуваемых встречным воздухом. При
138
далеко не в такой степени. Это видно
К
го 30 *0 чо во 80 ЮО 150 Ч;
Рис. 94. Изменение коэфициента теплопере-
дачи в зависимости от скорости воздуха.
интенсивность охлаждения зависит от скорости движения мото-
эТ°М * что и является основным недостатком этой системы. Правда, с
ЦИКЛ ’ нием режима работы двигателя, и следовательно, количества тепла,
иЗМ Н емого наружу через стенки цилиндра, изменяется обычно и ско-
пеР вижения, т. е. с увеличением числа оборотов двигателя, охла-
Р ие делается интенсивней. Но, во-первых возникает нередко и обрат-
Явление, например, на продолжительном подъеме или при езде по
Н 6 эй дороге на низкой передаче, когда скорость движения мала,
Т ' игатель работает с большой нагрузкой. Во-вторых, как известно из
аДД ых расчетов, модность, потребная для движения машины, возра-
жает пропорционально кубу скорости. В такой же степени увеличи-
вается и количество тепла, подлежащее отдаче воздуху. Между тем ин-
тенсивность охлаждения растет
из рис. 94, на котором пред-
ставлено изменение коэфи-
циента теплоотдачи k в за-
висимости от скорости воз-
духа.
Кривая I относится к чу-
гунным головкам; кривая
ц—к алюминиевым. Под
коэфициентом теплоотдачи
здесь разумеется количество
тепла в малых калориях, от-
даваемое 1 см2 охлаждаю-
щей поверхности в 1 секунду,
при разности температур воз-
духа и цилиндра Iе С.
Из всего этого следует,
что при воздушном охлажде-
нии, основанном только на
обтекании цилиндров встреч-
о
ным воздухом, нет возмож-
ности сохранять постоян-
ную, наивыгоднейшую тем-
пературу стенок цилиндра. Поэтому нередко и наблюдается на прак-
тике, что двигатель, хорошо и экономично работающий при умеренных
скоростях движения, перегревается при более или менее продолжитель-
ном пробеге на полном дросселе.
Сделать охлаждение цилиндров независимым от скорости езды или
н правления ветра можно только путем применения вентиляторов, что
иногда и практикуется. В качестве вентилятора может быть использо-
8 н вынесенный наружу маховик, который снабжается крыльями. Воз-
душный поток направляется надлежащим образом на ребра цилиндра
специальным кожухом Пример такой конструкции дан на рис. 95, изобра-
жающий двухтактный мотоциклетный двигатель (см. также рис. 53).
Надо, однако, заметить, что особой надобности в подобных усовер-
шенствованиях нет, и прибегать к усложнению конструкции ради неко-
Рого улучшения охлаждения не имеет смысла, так как при всей своей
Римитивности и теоретических недостатках воздушное охлаждение обыч-
139
кого типа действует все же весьма удовлетворительно, о чем мот-
судить уже по тем высоким степеням сжатия, которые применяю я °
современных мотоциклетных двигателях, и по числу оборотов, котов В
они способны поддерживать под нагрузкой в течение многих часов
подряд.
Вентилятор необходим, однако, при некоторых особых заданиях, i
пример, в том случае, когда двигатель должен продолжительно работать
Рис. 95. Охлаждение цилиндра с помощью
* вентилятора.
в стационарных условиях Как
это имеет место в практике п
жарных мотоциклов (см. рис. 53)
Расчет охлаждающей по-
верхности цилиндра можно про-
извести на основании след ю-
щих соображений.
Количество тепла, которое
необходимо отвести для полу-
чения практически приемлемых
температур, можно принимать
в среднем:
для четырехтактных двигате-
лей . . . Q = 700 кал. в
час на 1 л. с.
для двухтактных двигате-
лей . . . Q=1000 кал. в
час на 1 л. с.,
исходя из средних норм рас-
хода топлива на 1 л. с./час и
считая, что около 2О°/о выде-
ляющегося при сгорании тепла
рассеивается через стенки ци-
линдра. Если А — площадь ре-
бристой поверхности цилиндра
(в см2) на 1 л. с., то теплота,
которая должна быть отнята в
1 сек. с 1 см2 поверхности:
1000-Q 1000-700
— 3600-Л “ 3600-л
= малых кал.]см2 сек.
Для двухтактных двигателей
будем иметь таким же обра
зом:
JtOU ; П
= —— малых кал./слг сек-
* А 1
Разность температур цилиндра и воздуха:
t —t = ч
1ч к
140
Отсюда, задаваясь коэфициентом k, соответственно предпола!аемой
ости мотоцикла, и допускаемой температурой головки цилиндра,
CI ° н0 определить величину охлаждающей поверхности А.
М Максимально допускаемой температурой головки цилиндра можно
ять 270—300° С. Но при расчетах лучше не превосходить 250°.
СЧИПо измерениям HATH, произведенным на двигателе BSA500 смг
еохними клапанами при полной нагрузке и 3300 об/мин., температура
различных частей цилиндра оказалась такова:
Головки цилиндра..............265
Средней части цилиндра . . . . . 220°
Нижней „ „ ....... 175°
В свече.......................650—710° С.
температуры сохранялись при разных степенях сжатия
Определим необходимую площадь охлаждения для двига-
с чугунной головкой, характеристика которого дана выше
Указанные
от 5 до 6,5.
Пример,
теля 500 см
на рис. 33. Поставим условием, чтобы при средней скорости движения
45___50 км)ч. температура головки цилиндра не превосходила t4 — 250°.
Температуру воздуха примем te = 15°.
Согласно номограмме рис. 94 коэфициент теплоотдачи при заданной
скорости k = 0,002, а мощность двигателя по характеристике Ne =
—7,5 л. с.
При этих условиях имеем:
q = (tti—^)-А = (250—15)0,002=0,47 кал см2 сек.
Необходимая площадь охлаждающей поверхности на 1 л. с.:
. 195 195
А — — = —= = 415 сл«2/л. с.
q 0,47 '
Общая площадь при Д/₽=7,5 л. с.:
Аг = 415X7,5 = 3100 см2.
Проверим температуру головки при максимальной скорости
100 км час. При этом условии k — 0,0035 и 7Ve= 13 л. с.
Охлаждающая площадь, приходящаяся на 1 л. с., будет:
. 3100 о.„ ,,
А = —=- = 240 см2 л. с.,
1о
195 195 no. I я
<7 = — — —-- = 0,81 калсм2 сек.
1 А 240 ’ '
Температура головки:
^ = (+^ = ода + 15 = 245°-
Летом температура воздуха обычно выше 15°. Соответственно увели-
чится на 8—10° и 1ц. Все же она не превзойдет допускаемых величин,
из чего заключаем, что исчисленная площадь достаточна.
При алюминиевой головке и чугунном цилиндре найденные значения
Или А' могут быть уменьшены на ~ 25°/0.
Не менее 5О°/о вычисленной площади охлаждения должно быть раз-
Щено на головке, остальная часть — на самом цилиндре.
141
В целях равномерного распределения температуры в отдельных част
цилиндра ох 1аждающие ребра усиливают в области выхлопного кла Х
и на головке цилиндра; книзу цилиндра размеры ребер постепенно у>меньа
шают; в самой нижней части, по длине несколько меньшей высоты по
шня, ребер совсем не делают. Толщина в конце ребер — 2 мм. При хо'
рошем литье можно толщину концов ребер уменьшить до 1,5 мм.
По мере удаления от концов толщина ребер увеличивается вслед-
ствие литейного уклона, который составляет 3,5 — 4°/0. Основания ребеп
соединяются со стенками цилиндра плавным переходом (радиус закруг-
ления г—1—2 мм).
Расстояние между осями ребер не рекомендуется делать меньще
9—10 мм для удобства очистки и предупреждения загрязнения промеж т <oj
Максимальная высота чугунных ребер — 0,5 диаметра цилиндра.
Алюминиевые ребра могут быть на 5О°/о выше.
Расположение ребер на цилиндре и головке совбразуется с напра-
влением воздушного потока; плоскости их должны быть по возможно-
сти параллельными этому направлению.
33. Поршни
Поршни современных мотоциклов изготовляются исключительно из
алюминиевых или магниевых сплавов (электрон). Преимущества этих
сплавов, имеющих разные названия, общеизвестны и с достаточной пол-
нотой описаны в автомобильной литературе, так что подробно оста-
навливаться на них здесь нет надобности. Отметим лишь, что с точки
зрения конструктора быстроходного мотоциклетного двигателя с воздуш-
ным охлаждением важнейшим свойством легких сплавов является их вы-
сокая теплопроводность и, следовательно, сравнительно быстрый отвод
тепла от днища поршня к стенкам цилиндра. Это дало возможность сни-
зить температуру днища поршня до 250 — 270 с одновременным повы-
шением степени сжатия и всеми вытекающими отсюда выгодами. Разу-
меется, немаловажную роль имеет также и меньший удельный вес лег-
ких сплавов, вследствие чего вес электронного поршня получается в
среднем на 4О°/о и алюминиевого на 25—ЗО°/о меньше, чем чугунного,
несмотря на увеличенную толщину днища и стенок.
Отрицательным свойством легких сплавов является большой коэфи-
циент линейного расширения, который, например, для алюминиево-мед-
ных сплавов составляет от 24 • 10—Ь до 28 • 10~6, т. е. вдвое больше,
чем у чугуна. Это приводит к необходимости увеличивать зазор между
поршнем и стенками цилиндра, что влечет за собой шатание поршня в не-
прогретом двигателе и появление стука. Впрочем, эти явления могут быть
устранены чисто конструктивными мерами. Кроме того, надо заметить, что
усилиями металлургов коэфициент расширения легких сплавов значительно
снижен: в настоящее время имеются уже сплавы (с присадками кремния
и пр.), расширение которых выражается коэфициентами 16 -10 ~6—19*10 >
т. е. мало отличается от чугуна.
Конструкция поршня должна удовлетворять целому ряду требований,
соответственно его назначению и условиям работы.
Прежде всего, конечно, он должен герметически замыкать цилиндр,
не допуская прорыва газов в картер. Как известно, эта задача разре
142
шается применением упругих поршневых колец. Считается, что утечка
газов через замки колец обратно пропорциональна корню квадратному
и3 числа колец. Если принять утечку при одном кольце
за 100%, то при двух кольцах она составит 70%,
при трех—58%, при четырех 50% и т. д. Отсюда
следует, что с точки зрения герметичности нет смысла
делать больше трех колец, так как в дальнейшем
улучшение уплотнения незначительно.
Однако при конструировании поршня приходится
считаться не только с герметичностью, но и с дру-
гими обстоятельствами. Прежде всего общая поверх-
ность колец, расположенных выше поршневого паль-
ца, должна быть достаточна для отвода тепла от
поршня к стенкам цилиндра. На основании практи-
ческих данных «можно считать, что это требование удовлетворяется
при суммарной высоте всех колец /7=0,12/2 для поршней с плоским
Рис. 96.
«нищем и /7=0,15/2 для поршней с очень выпуклым днищем и двух-
тактных двигателей, где D — диаметр цилиндра.
Например, для поршня, показанного на рис. 97 с диаметром 76 лглг,
имеем: /7=0,12-76 ~ 9 мм. Следовательно, можно взять три кольца
высотой 3 мм, как это и выполнено в действительности.
143
Далее надо позаботитьсй, особенно при алюминиевых поршнях og
уменьшении износа канавок. С этой целью торцевые поверхности кольца
должны быть возможно больше, что достигается увеличением толщины
кольца (в радиальном направлении). Одновременно приходится умень
шать высоту кольца, чтобы не сделать его слишком жестким, а также
для облегчения веса. И действительно, на современных машинах можно
видеть кольца высотой до 1,5 мм. При такой высоте число колец прихо-
дится увеличивать до 3—4.
Глубина канавок должна превышать толщину колец~(в радиальном
направлении) на 0,5 мм при диаметрах поршней от 50—70 мм и на
0,65 мм при диаметрах от 70 до 100 мм с тем, чтобы ни при каких
условиях кольцо не могло упереться в дно канавки, даже при отложе-
нии в ней слоя нагара
По высоте номинальные размеры канавки и кольца назначаются оди-
наковые, и необходимый для свободного сжатия и расширения кольца
зазор образуется только за счет посадочного допуска (верхнее откло-
нение для канавки от-J-0,010 до-}-0,020, для кольца — 0,020).
Рис. 98 Поршень двигателя М-72.
Промежутки между канавками—не меньше высоты кольца—обычно
3—4 мм. Верхнюю канавку следует помещать не ближе 5 мм от по-
верхности днища, чтобы не сделать край поршня слишком тонким и
предохранить его от выгорания.
На рис. 98, изображающем поршень мотоцикла М-72, верхнее кольцо
отнесено на 12 мм от края днища, причем выше кольца проточена
температурная канавка, отклоняющая поток тепла от верхнего кольца.
Всеми этими мерами обеспечивается герметичность поршня.
Для уменьшения работы трения и износа стенок, как самого поршня,
так и цилиндра, надо стремиться к понижению среднего бокового да-
вления на единицу трущейся поверхности. Трущейся поверхностью счи-
тается проекция юбки поршня, т. е. части, лежащей ниже поршневых
колец (рис. 96), равная а X d.
Это требование равносильно увеличению высоты поршня Н, кото
рая у мотоциклетных двигателей нормально составляет:
Н= (1-t- 1,2) d.
144
V сличение высоты поршня до верхнего из указанных пределов дик-
У также необходимостью предохранить поршень от перекоса в ци-
туется вОЗНИКаЮщего при малой высоте юбки вследствие значительных
Л Ih в между стенками цилиндра и поршня.
за3 резкие поршни, в роде изображенного на рис. 97, допустимы только
спортивных двигателей в целях возможного снижения веса.
дЛ Типичная конструкция поршня для двигателя с низкой степенью ежа- ,
Ия приведена на рис. 99.
у двухтактных двигателей высота Н должна быть на 4—5 мм больше
хода поршня (по условиям расположения окон), т. е. /У = 6’~|-5 мм>
Остальные геометрические размеры поршня, отмеченные на рис. 96,
могут быть приняты следующие.
Ось поршневого пальца помещается на середине высоты поршня или
немного ниже, так что
h = (0,42 4-0,5) И.
расстояние b между бобышками для поршневого пальца определяется
шириной головки шатуна плюс зазор в 1 мм, предусматривающий воз-
можность несовпадения осей шатуна и поршня.
В среднем
Ь= 0,4 — 0,5 d.
Юбка поршня выполняется обычно цилиндрической, верхняя часть
тоже может быть выполнена цилиндрической, с несколько меньшим диа-
метром, или обточена на конус.
Толщину днища е выбирают главным образом по соображениям
надежного отвода тепла от центра к периферии. Чтобы получить доста-
точные для хорошего отвода тепла сечения, толщину е делают не меньше
5—6 мм (а при диаметре цилиндра >75 мм—7—8 мм) с посте-
пенным увеличением ее пропорционально удалению от центра и с обра-
зованием плавных переходов от днища к стенкам.
Принимая во внимание высокий коэфициент расширения легких спла-
вов, необходимо предусмотреть достаточные зазоры между стенками ци-
линдра и поршня, во избежание заедания последнего при работе двига-
теля. Это достигается уменьшением диаметра поршня на некоторую ве-
личину Д по сравнению с диаметром цилиндра (D).
Уменьшение диаметра в верхней части, сильнее нагреваемой, соста-
в яет ориентировочно для алюминиевых поршней:
Д = 0,006 D,
в нижней части
А = 0,003 D.
Для двухтактных двигателей или форсированных двигателей, предна-
значенных для продолжительной работы с полной нагрузкой, зазоры
Должны быть относительно больше. Для нормальных двигателей, работя-
щих обычно с неполной нагрузкой, можно делать зазоры меньше. Играет
чин*"?акже КоэФициент расширения материала поршня. В результате, вели-
*азора может несколько отклоняться от вышеуказанных средних норм.
Ример, поршни и цилиндры двигателей М-72 после обработки сор-
делаЮлСЯ таким образом, чтобы зазор в нижней части заключался в пре-
х °>080—0,100 мм, т. е. значительно меньше, чем 0,003£>.
А- М. Иерусалимский 61 145
Рис. 99. Поршень из алюминиевого сплава для двигателя 600 см3.
ными прорезями, позволяющими стенкам несколько пружинить. При
этом зазор в нижней части поршня может быть уменьшен вдвое против
указанной выше средней нормы.
2Ь0 2Z0 200 180 °C
Рис. 100. Влияние прорезей на распределение температуры
поршня.
Следует иметь в виду, что поперечные прорези в боковых сте ка
поршня преграждают распространение тепла от дниша к юбке и вы
вают неравномерное распределение температуры по окружности порш
Это явление иллюстрирует рис. 100, из которого видно, что ча
146
оК в плоскости пальца нагреваются сильней, чем в перпендикулйр-
СТ«Ь к н гму плоскости, где расположены прорези. Неравномерный на-
Н в ечет за собой деформацию поршня, т. е. более значительное
^сширение в направлении оси пальца.
Ра цтОбы компенсировать эту деформацию, юбку поршня иногда заранее
ифуют эксцентрично, снимая несколько больше металла в наиболее нагре-
Ш мых местах, как показано на рис. 101. В нагретом состоянии поршень, рас-
ой сь сильнее по диаметру а, может принять правильную форму.
С той же целью делают в стенках поршня неглубокие выемки, так
называемые „холодильники" (см. рис. 97, горизонтальный разрез).
В целях уменьшения веса поршня части боковой поверхности, при-
легаю цие к бобышкам пальца, могут быть совершенно удалены, так как
эффективно работающая поверхность лежит в направлении, перпендику-
лярном к оси пальца, и по исследованиям Рикардо заключена в преде-
лах центрально! о угла 90 100 .
Рис. 101. Эксцентричная шлифовка поршня.
Бобышки пальца поддерживаются в этом случае специальными реб-
рами, отходящими вниз от днища. Аналогичная конструкция поршня
представлена на рис. 102.
Форма днища поршня может быть, вообще говоря, плоская, вогну-
тая или выпуклая. Вогнутая форма почти никогда не применяется в мо-
тоциклетных двигателях ввиду невозможности сочетать ее с необходи-
мой степенью сжатия. Выпуклые днища применяются для достижения
повышенной степени сжатия, в особенности при верхних клапанах, когда
и сама камера сгорания имеет сферическую форму.Основной формой для нор-
мальных двигателей с относительно невысокой степенью сжатия является
плоская, которая наиболее проста и в производственном отношении.
Помимо герметичности, легкости, хорошего отвода тепла и малой
1131ащиваемости конструкция поршня подчиняется еще одному требова-
нию: поршень при движении должен равномерно распределять масло по
Стенкам цилиндра, не допуская в то же время избыточного проникнове-
ния масла в цилиндр. Эта задача разрешается, во-первых, протачиванием
поверхности поршня неглубоких круговых канавок, в которых задер-
ивается некоторое количество масла, и, во-вторых, просверливанием
е стий или продолговатых прорезей в канавке нижнего поршневого
льца, через которые избыток масла удаляется на внутреннюю поверх-
вцСТЬ ПОРШНЯ (Рис. 97, 98, 99,102). При этом нижнее маслосъемное кольцо
чек °лняегся таким образом, чтобы удельное давление его было выше,
1 Уплотняющих колец (см. § 34).
J47
самой работы поршня,
Независимо от рассмотренных требований, вызываемых услови
«м ройлти» плп.т.о^ конструктивные формы его находятся *в
Наружную поверхность мости также и
лоршня полировать риала, идущего
Щ
завися-
от Мате-
его
риала, идущего на
изготовление.
Поршни из алюминие.
вых сплавов изготовля-
ются отливкой, лучц е
всего в металлические
формы, дающие очень чи-
стую отливку и уплотнен-
ную структуру металла.
Заготовки для элек-
тронных поршней штампу,
ются, поэтому им должна
быть придана форма, при-
годная для такой опера-
ции. Особенности ее ясно
«и-
'^-012—М
Рис. 102. Поршень спортивного мотоцикла с вы-
сокой степенью сжатия.
видны на рис. 103 и за-
ключаются в том, что бо-
бышки для пальца дела-
ются в этом случае удли-
ненной формы и дово-
дятся до самого днища.
Эта форма представляет
еще то удобство, что по-
ложение оси пальца может
быть легко изменено без
нарушения остальной кон-
струкции поршня.
Размеры заготовок со-
гласно обозначениям на
рис. 103 приведены в
следующей таблице в мм (по данным К. Ридль) *>:
D Е L е d а Приблиз. вес в кг
55 51 80 11 44 20 0,22
58 54 84 И 47 20 0,29
61 57 90 11 50 20 0,30
64 60 95 11 53 20 0,39
67 63 100 12 56 26 0,41
70 66 103 12 59 26 0,51
73 69 110 13 62 28 0,56
76 72 115 13 65 28 0,64
79 75 120 13 68 30 0,70
82 78 124 13 71 30 0,73
85 81 130 14 74 32 0,84
88 84 135 14 74 32 0,89
91 87 140 14 77 36 1.05
*) К. Ридль, Конструкция и расчет современных автомобильных двигат
лей, ОНТИ, 1934.
148
f
Рис.103. Заготовка для
электронных порш-
ней.
пример обработанного электронного поршня, полученного из заго-
т0Вки 0 = 64, дан на рис. 104.
Поршни двухтактных двигателей с поперечной продувкой отличаются,
уже известно из предыдущего, особой формой днища, образующей
к называемый дефлектор, или отражатель, который отклоняет струю све-
теГ0 заряда по направлению к головке цилиндра.
Р старых двигателях этот дефлектор делали в виде прямой перего-
оодки, возвышающейся на плоской головке поршня. Такое устройство
было неудовлетворительно, во-первых, потому, что подобная перегородка
быстро перегревалась; во-вторых, так как она не давала должного на-
правления входящей и отходящей струям газов, вследствие чего проис-
х ило не вытеснение отработавших газов свежими, а перемешивание
тех и других. В современных конструкциях для образования дефлектора
все днище поршня приподнято и отливается так, чтобы получились плав-
ные хорошо обтекаемые линии (рис. 105).
Обращает на себя внимание большая толщина т
днища, значительно превышающая требования проч-
ности и предусматривающая только хороший от-
вод тепла. Два отверстия 0 10 мм по сторонам £
поршневого пальца служат для охлаждения его
при продувке. Четыре отверстия 0 3 мм предна-
значаются для штифтов, препятствующих поверти- .-
ванию колец в канавках.
Наивыгоднейшая высота дефлектора может быть
найдена только экспериментальным путем, но во
всяком случае она должна превышать высоту про-
дувочных и выхлопных окон во избежание непо-
средственной утечки свежей смеси в выхлопную
трубу и для достижения удовлетворительной про-
дувки верхней части полости цилиндра.
При проектировании формы дефлектора следует обратить внимание
на то, чтобы не получалось сужения прохода газов в сечениях а и b
согласно схеме, представленной на рис. 106. Поршни двухтактных дви-
гателей при возвратной или встречной продувке выполняются без де-
флектора.
Расчет на прочность поршня, как и цилиндра, не представляет
интереса, так как необходимая по условиям отвода тепла толщина
Днища обычно превышает требования прочности, сам же расчет осно-
ван на нескольких допущениях, делающих его весьма приближенным.
Напряжение в днище проверяется по формуле Баха:
R
.Рг
ь 4е2
(1)
Где — допускаемое напряжение на изгиб в кг/см2,
Рг—максимальное давление вспышки в кг[см2,
— внутренний диаметр поршня в см,
е толщина днища в см.
допускаемое напряжение на изгиб для легких сплавов принимается
кг!см2.
149
Рис. 104. Поршень из электрона для двигателя 250 см3.
335
Рис. 106. Формы дефлекторов
Пои этом предполагается, конечно, что физические свойства сплава
ятся на уровне современных требований, о которых можно судить,
няХ р по характеристике, воспроизведенной на рис. 107 и относя-
на к сплаву хорошего качества. Как видно из диаграммы, твердость
^лава сильно понижается с повы-
СПением температуры, все же в данном
ш ае она составляет еще 55 еди-
Бринелля при 275°. Сопротивле:
Н е разрыву тоже понижается с
1900 до 1700 кг!см?.
Применяемые у нас алюминие-
в е сплавы редко имеют такие по-
ка атели, особенно при отливке в песок,
форму, К- .
лие составляет около 1100 лгг/слг
при высокой температуре.
Имея это в виду, иногда рекомендуют не допускать в днищах напря-
жений выше 250 кг/см?, что, однако, по нашему мнению, является слиш-
или хотя бы и в металлическую
но с земляным сердечником. При этих условиях разрывающее
с дальнейшим его понижением
ком осторожным и приводит к чрезмерному утолщению днища.
Рис. 107. Изменение свойств алюминиевого сплава от температуры.
Например, проверка даже такого толстого днища, как у поршня
Л-300 (рис. 105), дает все же /?ft~300 кг!см? (при pz~ 20 кг[см?)\
„ 6,22-20 ,
^ = to> = 295 кг!см '
незда для поршневых пальцев достаточно проверить на износ по
Удельному давлению, которое не следует допускать выше 200 кг см2.
В быстроходных мотоциклетных двигателях силы инерции могут со-
впадать более серьезные напряжения, чем давление газов. Поэтому сле-
151
дует произвести проверку на отрыв головки поршня силами инерцИи
при максимальном числе оборотов.
Обозначая силу инерции через Pj и площадь кругового сечения
(рис. 9о) в плоскости оси поршневого пальца через F, будем иметь
условие прочности:
р ^Pj _. m-/?-<o3(l+M
Kz^ р — * (2)
и Кб
где «=-g8i — масса верхней части поршня, R—радиус кривошипа (в л<)
о — угловая скорость, X — отношение длины шатуна к/?, dr и d
диаметры кольцевого сечения поршня (в см).
При наличии прорезей, ослабляющих сечение / — Z, площадь должна
быть соответственно уменьшена.
34. Поршневые кольца
Рис. 108. Поршневое кольцо.
Поршневые кольца в настоящее время можно относить к числу нор-
мализованных деталей, формы и размеры которых для разных диаме-
тров определяются стандартами и приводятся во всех справочниках*).
Это избавляет конструктора от необходимости производить сложные
и весьма мало достоверные расчеты, тем более, что качества кольца,
надежность и долговечность его работы
главным образом зависят от свойств ма-
териала, последние же нередко оказыва-
ются различными даже у колец, изготовлен’
ных из одной и той же маслоты.
Конструкция компрессионного кольца
для поршней, изготовленных из легких
сплавов сравнительно малой твердости,
обусловлена стремлением предохранить ка-
навки поршня от быстрого износа. При
движении поршня кольцо попеременно при-
жимается силами инерции то к верхней, то к нижней поверхности ка-
навки, что и вызывает разработку последней. Для уменьшения износа
надо, очевидно, уменьшить вес кольца и одновременно увеличить его
опорные поверхности. Первое достигается снижением высоты кольца h
(рис. 108), второе — увеличением его толщины е. В результате кольца
современных двигателей стали более низкими, но более толстыми, чем
кольца чугунных поршней. Высота колец для тех диаметров, которые
применяются в мотоциклетных двигателях, составляет от 2,5 до 3,5 ММ-
Толщина е ограничивается возможностью надевания колец на пор-
шень, которое затрудняется при большой толщине. Пределом в этом
отношении можно считать е==0,04/Э.
Упругость кольца и, следовательно, давление его ркг1см2 на стенки ци-
линдра также зависит от е.
Это давление должно быть достаточным для того, чтобы предупре-
дить прорыв газов между стенками цилиндра и поршня, но вместе с тем.
*) См., например, Мотоциклетный справочник.
152
ишняя его величина нежелательна, как вызывающая усиленную ра-
боту трения и износ цилиндра.
Вполне достаточной величиной для быстроходных двигателей можно
считать
р~0,7—1,0 кг-см2.
Величина этого удельного давления р может быть приближенно
годсчитана по формуле:
£2 • Rh I о
P = ~3D^ кг1см >
где р>ь—допускаемое напряжение на изгиб для чугуна 2000—2500 кг/см2.
Однако испытания показывают, что при одних и тех же геометрических
размерах кольца величина р колеблется в довольно широких пределах*).
Поэтому целесообразнее судить о величине р на основании непосред-
ственного испытания, которому, ввиду его несложности, обычно и под-
вергается на заводах каждое
отдельное кольцо.
Испытание состоит в том,
что готовое кольцо нагру-
жают по одной из двух схем,
показанных на рис. 109, т. е.
или стягивают
кой-либо
почти до
концов в
мают его
пендикулярному к плоскости
замка.
Если Q натяжение ленты
или давление на кольцо, определенное из опыта, то удельное давление
р может быть
для
кольцо ка-
гибкой лентой
соприкосновения
замке или сжи-
по диаметру, пер-
(1)
Рис. 109. Испытание упругости колец.
вычислено
1-й схемы
по следующим формулам;
Р = ^кг/см2,
(2)
для
2-й схемы
р = 0,76 кг[см\
(3)
где h и D в см.
На практике применяется обычно вторая схема, как более удобная
Дл быстрого контроля, хотя и менее соответствующая действительным
Условиям нагрузки кольца, вставленного в цилиндр **).
Это же испытание дает возможность судить до некоторой степени и
0 качестве чугуна, для чего определяется так называемый условный мо-
дУль упругости Е.
" 3 * 1935 М' М’ X Р У Ш ° в. Поршневые кольца, Труды НАТИ, вып.
**) Она же рекомендована ведомственным стандартом ГУТАП 72.
1оЗ
Для нагрузки по схеме 2-й он вычисляется по формуле-
£=5>37-^-(?-1у
(4)
здесь все размеры кольца в мм.
Для колец хорошего качества Е — 10 ООО кг мм2.
Зазор s между концами замка в свободном состоянии у нормальных
колец составляет
s —0,1£>.
У вставленного в цилиндр кольца этот зазор должен быть мини-
мальным, предусматривающим только температурное расширение. В за-
висимости от диаметра цилиндра этот температурный зазор Д может
быть ограничен следующими средними нормами:
Для диаметров..... 50 — 60 мм Ь =0,15 мм
» „ 60 — 80 „ „ =0,20 „
, ........80 —100 , „ =0,25 „
Иногда в верхнем кольце, сильнее нагреваемом, делают зазор бол( ше
чем в остальных. Например, у мотоциклов „Санбим“ зазор в первом
кольце 0,38 мм\ во вто-
ром — 0,25 мм, в
третьем — 0,2 мм.
У двухтактных двига-
телей положение замков
колец должно быть фи-
ксировано таким образом,
чтобы они не проходили
при движении поршня
мимо окон, прорезанных
Рис. ПО. Маслосъемные кольца. в стенках цилиндра, во
избежание зацепления их
за кромки окон. Это выполняется при помощи каких-либо штифтов,
препятствующих повертыванию колец в канавках.
Маслосъемные кольца по своей конструкции несколько отли-
чаются от компрессионных. Для выполнения своей задачи — счищать из-
быток масла при обратном движении поршня — они должны оказывать
более сильное давление на единицу площади стенки. С целью увеличе-
ния удельного давления боковую поверхность их уменьшают снятием
фаски или выточкой круговой канавки.
Три типа маслосъемных колец показаны на рис. ПО. Кольца типа А
с косой фаской обладают тем недостатком, что по мере износа высота
активной части кольца увеличивается, вследствие чего удельное давле-
ние быстро понижается.
Кольца типа С имеют посредине круговую канавку со сквозными
отверстиями круглой или продолговатой формы. Отверстия в поршне
для отвода масла сверлятся в этом случае не под кольцом, а в глубине
канавки. Диаметр их 2—2,5 мм. Достаточное число отверстий 8—10 шт.
/г0
Удельное давление маслосъемного кольца зависит от отношения,
где Ао— высота активной части кольца — не меньше 1 мм.
154
Нормально = 0,4.
располагать маслосъемное кольцо следует выше поршневого пальца.
По отношению к остальным кольцам оно является самым нижним.
35 Поршневые пальцы
Диаметр поршневого пальца желательно иметь возможно больший
я уменьшения удельного давления как в бобышках поршня, так и на
па очей поверхности самого пальца. При этом, чтобы не утяжелить па-
лещ его делают полым.
Обычно наружный диаметр пальца'
d~ 0,250,
где D—’Диаметр цилиндра.
Внутренний диаметр:
^—0,75^,
Рис. 111. Поршневые пальцы.
Ъ Обработка
ОолироЁатЬ gHymp побетностО
Фаска Ь5 °*05\ предохранить от
'цементации
53-------
Эллиптичность и конусность
долХсно ббтЬ 6 пределах ООО8
Цементир по
глубину 0,6-0,8
mb. по {6-55-611
причем, однако, толщина стенки не должна быть меньше 2,5 мм, так
как палец подвергается цементации и при тонкой стенке может быть
процементирован насквозь.
Нив поршне, ни в головке шатуна палец в настоящее время не за-
крепляется („плавающий" палец). От бокового сдвига его предохраняют
пружинными проволочными кольцами или грибками из бронзы и алю-
миния с выпуклой поверхностью, которые вставляются в торцы пальца
(рис. 111).
Выбранные конструктивно размеры пальца проверяются на изгиб и
износ. Для проверки на изгиб палец можно рассматривать как балку,
нагруженную равномерно распределенной нагрузкой на длине Z, с ча-
стично закрепленными концами (что ближе к действительности, чем до-
пущение, что концы пальцев свободно лежат на опорах).
Изгибающий момент:
.. Р‘1
М=- —в- ,
о
где р—максимальное давление сгорания на всю площадь поршня, рав-
ное
TiD2
~~4~ Р2 кг.
155
Таким образом условие прочности:
L1-P . * ( )
6 32 \ d / ’ (1)
где dlt d и I выражены в см.
Допускаемое напряжение на изгиб /?й = 2000—2500 кг!см2 при из-
готовлении пальца из хромоникелевой стали, которая для этой детали
обычнэ и применяется*). Указанное допускаемое напряжение меньше
предела усталости на изгиб, который для цементируемых хромоникеле-
вых сталей достигает значений = 3500—4500 кг/см2. Проверку на
срез можно не делать, так как она дает всегда значительно меньшие
напряжения.
Проверка на износ производится по удельному давлению:
• (2)
При этом предполагается, что на палец действует полное давление
вспышки, чего при нормальной работе двигателя никогда не бывает (ввиду
противодавления сил инерции). Подсчитанные по этому методу удельные
давления в выполненных конструкциях заключаются в пределах от 185
до 260 кг) см2, которые и приходится считать допустимыми. Для мото-
циклов транспортного типа следует все же стремиться к нижнему из ука-
занных пределов, считаясь с тем, что они работают преимущественно
на средних оборотах, при которых инерционные силы сравнительно не-
велики.
36. Шатуны
Типичные конструкции шатунов мотоциклетных двигателей предста-
влены на рис. 112—114.
Характерной особенностью их являются неразъемные нижние головки,
монтируемые, как правило, на роликовых подшипниках. Такая конструк-
ция возможна, конечно, только в том случае, если сам коленчатый вал
сделан составным, как это обычно и бывает в мотоциклетных двигателях.
При цельнокованом коленчатом вале нижнюю головку приходится
выполнять по типу автомобильных шатунов, т. е. снабжать ее отъемной
крышкой на болтах, причем роликовые подшипники уже не могут быть
применены и заменяются гладкими вкладышами с баббитовой заливкой.
Пример такой конструкции мы видели выше на рис. 54. В этом двига-
теле шатун выполнен из легкого алюминиевого сплава „Хайдуминиум“
RR-56; крышка — стальная, залита по внутренней поверхности бабби-
том; верхняя половина головки работает по цапфе непосредственно
(рис. 115).
Впрочем, ценою некоторого усложнения можно сохранить цельную
головку с роликовым подшипником и при неразборном коленчатом
вале. Такое устройство применялось, например, на мотоциклах Л-600
(рис. 53). Головки шатунов сделаны настолько большого диаметра,
что их можно провести через колено кривошипа, вынув предвари-
тельно ролики, применяющиеся здесь без сепаратора.
*) Анализы и термообработку см. Мотоциклетный справочник.
156
Выгода применения роликовых подшипников в нижней головке
туна заключается не только в уменьшении трения, но и в том, что
и менее требовательны к смазке, чем гладкие подшипники, а также
° нимают меньше меаа. Длина гладкого подшипника должна быть при-
пно в Р/г ₽аза больше его диаметра, что приводило раньше к весьма
массивным устройствам нижней головки. Между тем, при роликах
длина подшипника может составлять только г/2 и даже меньше диа-
метра цапфы. Ролики работают непосредственно по поверхности цапфы
кривошипа и по внутренней поверхности головки шатуна, если твердость
ее поверхности доведена путем термообработки до 650 по Бринеллю,
что требует, однако, применения для шатуна хромоникелевых сталей.
При наличии же впрессованной каленой втулки шатун можно изгото-
влять из обыкновенной углеродистой стали с содержанием углерода
и временным сопротивлением 5500—6500 кг]см?. Вполне
оправдало себя также применение для нижней головки так называемых
игольчатых подшипников, в которых длинные ролики малого диаметра
(2—2,5 мм) работают без сепаратора.
Для увеличения жесткости нижней головки ее усиливают одним или
Двумя ребрами, как показано на рис. 113.
По вопросу о выборе того или другого типа подшипника для
нижней головки шатуна небезынтересно привести мнение Э. Тернера —
технического директора английских фирм BSA и „Триумф." В своем
Докладе, прочитанном в 1943 г. в Лондоне в обществе автомобильных
инженеров о путях развития конструкции мотоциклов после войны,
Тернер утверждает, что конструкторы мотоциклов излишне широко
157
применяют шариковые и роликовые подшипники. [Обычные под
шипники скольжения со смазкой под давлением работают более
спокойно, являются более дешевыми и в то же время достаточно
надежными. Обыкновенные вкладыши большой головки шатуна со смаз-
кой под давлением в 3—4 л:г/сз«2 не только работают удовлетвори-
тельно, но и дают хорошие результаты в отношении уменьшения износа
стенок цилиндра*).
Рис. ИЗ. Усиление нижней головки ребрами.
Для верхней головки вполне удовлетворительным типом подшипника
является гладкая втулка из бронзы с толщиной стенок 2^ 2 мм, за'
прессованная в отверстие головки. По внутренней ее поверхности про-
резают канавки для равномерного распределения масла, а вверху
головки высверливают отверстие, в которое попадает стекающее
с поршня масло. Такая конструкция и является общепринятой. Иногд
бронзовую втулку заменяют стальной, каленой и тщательно отшлифо-
ванной. Обработав соответствующим образом самую головку, можно
*) Automobile Engineer, V, 1943.
156
обойтись и без всякой втулки, как это было^выполнено, например, в дви
гателях Харлей-Давидсон, 350 см3.
Стержень шатуна выполняется обычно двутаврового сечения,
с постепенным уменьшением сечения к верхней головке При малых
-----------------------16225--------------
Рис. 114. Шатун двухтактного двигателя.
Рис. 115. Шатун из лег-
кого сплава с разъемной
головкой.
рис. 116 Шатуны V-образного
двигателя.
объемах цилиндра нередко применяются также прямоугольное или
Элоптическое сечения.
У двухцилиндровых V-образных двигателей одна из нижних головок
Ла ся ] ильчатой (рис. 116) Ролики помещаются с каждой стороны
ьчатой и в средней головке, причем каждый ряд отделяется от
Ругого тонкой стадьной шайбой.
159
Предварительные конструктивные размеры шатуна находятся На
основании следующих соображений.
Длина шатуна £, т. е. расстояние между центрами головок, выби-
рается так, чтобы отношение ее к радиусу кривошипа заключалось
в пределах:
-=3,5 — 4,25.
г ’
Большие значения — для двигателей с боковыми клапанами, мень-
шие— для двухтак!ных и .двигателей с верхними клапанами.
Короткие шатуны, конечно, легче, что имеет большое значение для
быстроходного двигателя, но невыгодны в том отношении, что увеличи-
вают боковое давление поршня на стенки цилиндра.
Длина и диаметр отверстия верхней головки определяются размерами
пальца и расстоянием между бобышками поршня (см. § 33).
Длина и диаметр отверстия нижней головки выбираются кон-
структивно, в зависимости от размеров цапфы, роликового подшипника
и наличия места между маховиками.
При выборе профиля сечения шатуна можно руководствоваться
соотношениями по рис. 117, если этому не препятствуют конструктив-
ные причины. При этих соотношениях:
момент инерции сечения Jx= 0,048/74
, „ „ Jv = 0,012/74,
т. е. JX = 4JV.
Площадь сечения F=0,36/72.
Полкам сечения необходимо придать достаточный уклон, углы
скруглить, чтобы удовлетворить условиям ковки шатуна в матрицах.
Предварительный выбор размера Н и связанных с ним можно сделать
простым расчетом на сжатие.
F=0,36H2 = —,
Кд
где Р—максимальное давление вспышки на всю площадь поршня;
Rd — допускаемое напряжение на сжатие 1200 —1600 кг/см2.
Далее стержень шатуна должен быть проверен на продольный
и поперечный изгиб.
Расчет на продольный изгиб производится по формуле Ранкин-
Гордона:
где Р — максимальное давление вспышки на поршень в кг;
F—минимальная площадь поперечного сечения шатуна в см2,
L — длина шатуна в см,
Е — модуль упругости 2100 000 кг1см2,
ае— предел упругости 4000 — 6000 кг] см2,
Jx— момент инерции в среднем сечении шатуна ел/4.
Поперечный изгиб от центробежных сил, возникающих при движе
нии шатуна, определяется по наибольшему изгибающему моменту,
160
па шатун образует с кривошипом уюл~90°. Этот момент может
быть выражен следующей формулой:
Мшт = 0,00556 ,
\lUUu/
(2)
де г—P^yc кривошипа в см,
р__площадь среднего поперечного сечения шатуна в см2,
п__число оборотов в минуту,
остальные обозначения прежние.
/И х — относится к опасному сечению, отстоящему на 0,577
центра верхней головки.
Напряжения изгиба от этого момента:
L от
2J
где \^=-~ — момент сопротивления сечения.
Суммарное напряжение в стержне шатуна:
о = О14-б2. (3)
Запас прочности следует принимать 5-кратный по отношению
временному сопротивлению на разрыв или 4-кратный относительно
предела упругости.
При отступлении от соотношений, указанных на рис. 117, моменты
инерции Jx находятся из известных выражений (рис. 118):
Для двутаврового сечения
_ В№ — Ь№
Jx 12
Для прямоугольного сечения
г
Jx~ 12 '
Для эллиптического сечения
Jx~ 0,05 ba?.
тс ab
Площадь эллипса F — , .
4
При подборе этих сечений также следует стремиться к соблюдени о
Сл°вия = 4Jy, что, впрочем, редко соблюдается на практике, так как
I 1 А. М. Иерусалимский 613 161
недостаток’’ места между маховиками побуждает конструкторов
шатуны возможно более п юскими, увеличивая размер Н за счет^
Расчет головок можно производить на разрыв по горизонтальТ &
сечению, проходящему через ось пальца или цапфы, под действием
инерции движущих я масс поршня и шатуна. Для большей надежно
число обороте i принимают на 5О°/о больше, чем при максим л ° И
мощности, считаясь с возможностью ненормального возрастания его °й
холостом ходу или при движении под гору. 113
При этих условиях наибольшая сила инерции, разрывающая головк
может быть найдена из уравнения: »
Р,= Ог|'Л.У(1+П.
где п — чи ло оборотов в минуту,
г— радиус кривошипа в метрах,
L '
G — при расчете верхней головки равняется весу поршня с коль-
цами и пальцем, а для нижней головки сюда добавляется еще полный
вес шатуна в кг.
Напряжение в стенках головки:
r_2L
2Ье’
(4)
где е — толщина стенок головки в cMt
b — ее длина в см.
За iac прочности в выполненных конструкциях полуается обыкно-
венно птрндка 10—15, что необхотимо на случай заедания поршня,
чтобы и при этом условии шатун не мог разорваться и повредить дви-
гатель.
Воспроизведенные на рис. 112—114 шатуны имеют следующие па-
раметры:
Мотоцикл Длина L мм L г Сече- ние Fcp см* Л Jy Л Jy
Четырехтактный транс- портный 350 слс3, рис. 112 159 3,92 0,9 0,50 0,08 6,25
Четырехтактный спор- тивный 350 см2, рис. 113 190 4,7 1,7 2,46 0,37 6,6
Двухтактный 293 см2, рис. 114 ...... 130 3.82 0,9 0,168 0,027 6,2
Площади поперечного сечения и моменты инерции отнесены здесь
к среднему сечению по длине стержня шатуна, как видим, отноше
ние у- значительно отличается от теоретически наивыгоднейшего, т. е*
162
ны не являются равнопрочными относительно продольного изгиба
Ш взаимно перпендикулярных плоскостях.
В Веса стальных шатунов, благодаря облегченной конструкции ни»ней
оЛОВки, очень незначительны, поэтому щ вменение легких сплавов не
име-т здесь тех преимуществ, которые получаются в автомобильных
ат нах, и встречается на мотоциклах очень редко. Собственно, основ-
ным преимуществом шатунов из легких с< лавов надо считать лишь
возможность некоторого упрощения конструкции, так как при этомобе
го овки могут работать непосредственно по закаленным поверхностям
пальпа и цапфы, без каких бы то ни было втулок или роликов. Такую
конструкцию применял, например, известный ангшйский завод „Рудж*
для своих гоночных моделей 250 и 350 см3. Уменьшение веса враща-
ющихся и посгупательно-движущихся масс получается здесь именно
вследствие удаления роликоподшипников, а не за счет веса самого
шатуна.
Однако поверхности головок изнашиваются довольно быстро, за-
п юссовьа же стальных втулок является нежелательным усложнением
конструкции. Кроме того, втулки здесь плохо держатся вследствие разли-
чия в коэфициечтах расширения.
Поверочный расчет шатуна мотоцикла. Данные двига-
теля D= lb мм, s — 80 мм; длина шатуна L — 175 мм; X = 1:4,37; степень сжа-
тия с = 4,1; максимальное давление вспышки при этой степени сжатия бу-
дет — 20 кг 1см2 (см. § 26). Число оборотов л = 3100 в минуту. Давление на
всю площадь поршня:
тс Г)^
Р= рг = 44 X 20 = 880 кг.
Минимальная площадь сечения шатуна: Fmjn = 0,94 см2.
Средняя площадь сечения шатуна: Fcp = 1 см2.
880
а) Напряжение сжатия: Рд = = 940 кг!см2,
т. е. вполне допустимое *).
б) Для проверки на продольный изгиб имеем; Jx = 0,460 см\ £ = 17,5 см;
предел упругости стали принимаем ве = 4500 кг)см2.
При этих условиях напряжение продольного изгиба по Ранкину-Гордону
плп , 4500-940-17.52 ,
_ 940 + я2 2 100 000.0>460 — 1075 кг/см .
в) Определим напряжение от поперечного изгиба.
Изгибающий момент:
Л1тах = 0,00556-F-r-£2(_^_J = 0,00556-1-4-17,52-32 = 61 кг[см.
Момент сопротивления: W = = 0,496 см3.
1,85
Напряжение: =г2 = тДдс = ^3 кг]см2.
0,496
Суммарное напряжение: а = 1075 4-123^ 1200 кг]см2.
V ') действительности оно будет еще меньше, так как инерция поршня
бпГ'Ьш^ет давление газов на шатун, что нами не принято во внимание для
ьшей надежности расчета.
* * 163
Напряжение, как видим, получается весьма значительное, которое при 5-кратн
запасе прочности требует высокосортного материала с временным сопротив М
нием не менее 120 J X 5 = 6000 кг[см2. Хромоникелевые стали, применяем6'
для шатунов, имеют действительно после термообработки временное спп^1е
тивление от 8000 до 12 000 кг/см2. Р°*
В данном случае, имея в виду, что напряжения подсчитаны с некотооы
преувеличением (без учета сил инерции), можно удовольствоваться 4-кратныМ
запасом прочности и снизить требования к крепости материала до 5000 кг Jt
г) Верхнюю головку проверяем на разрыв силой инерции поршня.
Приблизительный вес поршня с кольцами и пальцами — 0,55 кг.
Число оборотов принимаем: 30004-50% = 4500 об/мин.
Сила инерции в в. м. т.
Л = ЙгУ'0'55'0'04'1 + GW) =610кг-
Площадь горизонтального сечения верхней головки 1,44 см2.
610
Напряжение: Rz = = 425 кг/см2.
о 6000 , л
Запас прочности: — =14.
4^0
940
Удельное давление на палец: р = - = 195 кг]см2.
2,4 2
д) Нижняя головка. Вес поршня ф- вес шатуна = 0,55 ф- 0,3 = 0,85 кг.
Сила инерции:
KZ.
Площадь сечения
Напряжение: Rz
головки 2,4 еж2.
940
= 390 ягг/слА
о 6000 ,г
Запас прочности: -„^=15.
ЛУО
Целесообразность таких больших запасов прочности на случай заедания
поршня была отмечена выше.
37. Коленчатые валы
Коленчатые валы мотоциклетных двигателей, за редкими исключе-
ниями, выполняются составными. Типичная конструкция показана на
рис. 119, где цапфа кривошипа и коренные шейки соединяются с двумя
маховиками при помощи конусов, затягиваемых гайками. Конуса корен-
ных шеек усиливаются обыкновенно шпонками, цапфа же удерживается
от проворачивания только трением. Конусность концов цапфы и корен-
ных шеек составляет от 1:5 до 1:10; высота конуса 0,8—1,0 диаметра.
При конуснссти меньше 1:10 требуется термическая обработка махови-
ков для придания твердости гнездам конусов.
Гайки должны быть предохранены от ослабления надежными стопор-
ными приспособлениями.
Часто применяется для указанных соединений частей вала также
неподвижная прессовая посадка рис. 120.
Возможность разборки на случай ремонта или смены шатунного
подшипника предусмотрена здесь устройством разъемного соедине ия
на конус с одного или с обоих из концов цапфы (рис. 121). Неразъем^
ную конструкцию такого рода мы видели выше, на рис. 50 (двига
164
ИЖ-9). Здесь крепление коренных шеек усилено еще шпонками
теЛЬоуфа, а цапфа просто запрессована обоими концами в отверстия,
^све ленные в стальных и закаленных маховиках. С производственной
®Ь1 роны конструкция при этом упрощается, так как отпадает надоб-
сТ ь в конических обточках концов коренных шеек и цапфы, в нарезке
х резьбы, в расточке точных конических отверстий, а также в за-
Рис. 119. Коленчатый вал.
Рис. 120. Прессовое соединение
коренных шеек с маховиками.
креплении соединяемых частей гайками и стопорными замками для преду-
преждения отвинчивания гаек. Существенное неудобство такой конструк-
ции заключается, однако, в том, что коленчатый вал практически стано-
вится неразборным, и в случае износа роликов или цапфы распрессовка
вала может быть выполнена
только при наличии специального
оборудования.
Для небольших двигателей при
маховике, вынесенном наружу кар-
тера, коренные шейки могут быть
откованы за одно целое со ще-
ками кривошипа; соединение обе-
их половин показано на рис. 122.
Двухколенчатые валы в на-
стоящее время тоже предпочитают
выполнять составными, чтобы из-
бежать необходимости делать у
шатуна разъемную головку с Рис. 121 Коленчатый в л форсирован-
гладким подшипником. Пример но ° Двигателя 350 см3-
Раз5орной конструкции такого вала дан на рис. 123.
Коренные шейки откованы здесь за одно целое с крайними щеками
и противовесами, а средняя щека — с двумя цапфами; соединение произ-
водится болтами.
Неразборный вал этого же типа представлен на рис. 124, где все
соединения прессовые (к щекам вала привернуты маслоуловители для
подачи масла к шатунному подшипнику. См, гл. VIII).
105
Для соединения концов цапфы кривошипа с маховиками или щ
вала применяют не только конуса, но и цилиндрические шипы, кот г>МИ
вставляют я цо упора в соответствующие отверстия и затяги а т 6
гайками (рис. 125). В этом случае на цапфе делают упорные бурт КЯ
которые и создают необходимое трение. Шатунный подшипник КИ’
сказано шше, делают роликовым. Ролики устанавливают в 1, 2 и 3
ряда с сепаратором из дюралюминия или без такового.
Рис. 122. Коленчатый вал двухтактного мотоцикла
Коренные шейки опираются на роликовые ипи шариковые подшип-
ники (радиальные или сферические), запрессованные наружными коль-
цами в стенки картега. Гладкие п >тшипники скользящего трен 1Я (брон-
зовые втулки в настоящее время почти не встречаю ся. Ни няя головка
шатуна мон1ируется на роликовом, игольчатом, и в некоторых случаях
на гладком подшипнике. Коренная шейка со схороны привода, более
Рис. 123 Разборный составной вал двухцилиндрового
двигателя.
длинная и сильнее нагруженная, устанавливается большей частью на двух
подшипниках, из которых оба MdyT быть шариковыми или ролике выми,
либо один шариковым, а второй ролике вым. Последняя ком инация
имеет в виду восприятие аксиальной нагрузки, которую слабо вое и-
нимают ротиков je подшипники, между тем, в некоторых случаях он
может иметь значительную величину, например, при передаче враш ^иЯ
на коробку передач с помощью косозубчатых шестерен. Как показы-
вают некоторые выполненные конструкции, можно обойтись здес^
одним подшипником увеличенного размера, роликовым или сферическ
шариковым (двухрядным).
166
жж
УЙМ\
Для уменьшения габарита и веса роликовых подшипников, их при-
меняют большей частью без внутреннего ко. ьца, так что ролики не-
0 редственно работают по валу. Для смазки подшипников в шейках и
еках вала или в маховиках сверлятся каналы диаметром 3—5 мм.
Осевой люфт вала выбирается регулировочными шайбами, надетыми
на коренные шейки. Допускаемая величина этого люфта от 0,2 до 0,5 мм.
материалом для изготовле-
ния иапфы кривошипа слу-
жит хромистая или хромо-
никелсвая сталь с высокой
овгрхностной твердостью
!осле цементации, если ро-
лики работают непосред-
ственно по цапфе. Для ко-
ренных шеек и щек криво-
шипа могут быть применены
улучшенные углеродистые
стали *).
Размеры цапфы и корен-
ных шеек определяются кон-
Рис. 125. Палец кривошипа с цилин-
дрическими шипами.
структи но в соответствии с
размерами шариковых или Рис. 124. Неразборный составной вал двух-
роликовых подшипников. цилиндрового двигателя (М-72).
При гладких по1шипниках
решающим фактором будет удельное давление на 1 см2 горизонталь-
ной проекции подшипника, которое при максимальной нагрузке не
должно превосходить:
для цапфы кривошипа р<^100
кг/см2',
для коренных шеек р^75 кг[см2.
Правильное ь подбора шарико-
вых или роликовых подшипников
можно проверить несколькими мето-
дами.
1) По коэфициенту ра-
ботоспособности — С метод,
рекоменду мый Техношарснабом для
стандартных подшипников). Формула
коэфициента работоспособности:
C=Q(n.A)0’3,
где Q — „условная" нагрузка на подшипник в кг,
п—число оборотов вала в минуту,
h— требующаяся долговечность подшипника в часах. Условная
нагрузКа определяется в общем случае по формуле:
Q = (/? -ф- т • А) Кб * К Kt
где К— фактическая радиальная нагрузка в кг,
*) Анализы см. Мотоциклетный справочник.
167
д — фактическая аксиальная нагрузка в лгг,
т— коэфициент, зависящий от типа и размера подшипника,
Кб—коэфициент, учитывающий характер нагрузки; для ударн™
знакопеременной нагрузки, какую мы имеем в мотоциклетно
двигателе, Кб = 3.
Кк—коэфициент, зависящий от того, какое кольцо вращается —На
ружное или внутреннее. Если вращается внутреннее кольцо, что
мы и имеем в мотоциклетных двигателях, то
Если пренебречь незначительной аксиальной нагрузкой коленчатого
вала, т. е. положить А = 0, и принять ^ = 3 и Кк=1, то
Число оборотов вала п следует выбирать в соответствии с наи-
более употребительным режимом работы мотоцикла, каковым можно
считать среднюю скорость движения 30—35 км[чъс.
Имея характеристику двигателя, построенную по скорости и оборо-
там (см. например стр. 32), легко определить соответствующее число
оборотов, мощность Nc при этом числе оборотов, крутящий момент М
и, следовательно, давление шатуна на палец кривошипа, т. е. общую
радиальную нагрузку на все коренные подшипники. Распределив эту
нагрузку на каждый из подшипников, найдем фактическую радиальную
нагрузку R.
Требующаяся долговечность подшипника h может быть принята
в 1000 часов, что обеспечивает пробег до первого капитального ремонта
30 000—35 000 км.
Пусть определенная таким образом условная нагрузка на шариковый
коренной подшипник 25 X 62 X 17 — ОСТ 6121 составляет Q = 200 кг,
число оборотов «= 1600 об/мин., и Л = 1000 часов.
Тогда
С= 200 • (1600 • ЮОО)0'3 = 200 . 73,1=14 720.
Между тем по табл. ОСТ 6121 выбранный подшипник допускает
С = 20 900, из чего заключаем, что данный подшипник будет исправно
работать и больше 1000 часов, т. е. обеспечит больший пробег.
Коэфициент работоспособности стандартных роликовых подшип-
ников с короткими роликами может быть определен по формуле
C=60-/,7-d.Z,
где z — полное число роликов,
d — диаметр ролика в мм,
I—длина ролика в мм.
2) По максимальному удельному давлению ртах на
внутреннем кольце подшипника.
Для определения ртах проф. Добровольский (Детали машин) выводит
следующие формулы.
Для шарикоподшипников ОСТ легкой серии
Ртах =390 • j/" -®^кг]мм2.
168
Г Для шарикоподшипников ОСТ средней серии
3/ О~
Pruax=405 у кг!мм2.
Допускаемые значения /?тах = 300 до 500 кг)мм2.
В приведенных формулах Q — полная нагрузка в кг на подшипник,
которую может создать максимальное давление вспышки или силы инер-
ции (см. дальше — пример расчета коленчатого вала).
z — число шариков,
j— диаметр шарика в мм.
Для роликовых подшипников расчет можно вести на максималь-
ное напряжение материала в наиболее нагруженном ролике.
Сначала определяется наибольшее усилие Ро, приходящееся на ролик:
о _ 4,6 Q
где Q — полная нагрузка подшипника,
z — число роликов.
Далее определяется удельная нагрузка на 1 см2 проекции ролика
с = кг[см2г
где I—длина ролика в см,
d — диаметр ролика в см.
После этого может быть определено ртах — напряжение смятия мате-
риала ролика:
Ртах= 0,418 |/" с.2Д(Д + <кг/сл|2_
где Е— модуль упругости = 22 10в кг/см2, D — диаметр вала
(вообще беговой дорожки роликов) в см, d — диаметр ролика в см.
Игольчатые подшипники иногда применяются для шатунных
головок. При этом иглы и беговые поверхности должны быть цементи-
рованные, каленые, шлифованные и полированные и обладать твердостью
порядка 63 по Роквеллу (шкала С) или 650 по Бринеллю.
Боковые ограничительные шайбы должны обладать в отношении твер-
дости и обработки теми же качествами, что и беговые дорожки.
Поверочный расчет их можно производить по удельному давлению р
на единицу проекции подшипника:
где D — диаметр беговой дорожки в см,
I — длина иглы (или ряда игл) в см,
R—фактическая радиальная нагрузка на подшипник в кг.
Рекомендуемые заводами-изготовителями (DKF; Nadelia) удельные давле-
ния:
р=200 150 100 кг/см2
при л 1000 2000 5000 об/мин.
При качательном движении (например в верхней головке шатуна)
можно допускать р = 500 кг)см2.
169
На практике указанные величины нередко превышаются без каких-
либо вредных последствий.
Выбранные по всем изложенным выше соображениям размеры вала
обычно с избытком удовлетворяют и условиям прочности, вследствие
чего всесторонний расчет, необходимый для автомобильных валов, в дан-
ном случае излишен.
Поверку прочности достаточно произвести только в положении
кривошипа в верхней мертвой точке, причем за максимальную нагрузку
следует принимать либо давление вспышки Pz = 0,85 Pmax (без вычета
сил инерции), либо сумму < ил инерции поступательно движущихся и
вращающихся частей (т. е. Ру-|-Рч), при максимальном числе оборотов,
смотря по тому, какая из этих нагрузок больше.
В двигателях нормального типа обе эти нагрузки приблизительно
одинаковы, в форсированных двигателях максимальную нагрузку дает
обычно Р несмотря на высокое число оборотов (вследствие большого
давления вспышки и облегченного веса дви-
жущихся деталей).
Напряжения, получающиеся от танген-
циальных сил, всегда будут меньше, и по-
тому усложнять ими расчет нет смысла, по
крайней мере для валов, выполняемых по
рис. 119, т. е. состоящих из двух махови-
ков, соединенных цапфой, так как маховики
Рис. 126. явно не нуждаются в проверке на изгиб или
скручивание.
Таким образом, поверочный расчет прочности вала можно свести
к следующему. Пусть рис. 126 изображает схему валов с < дним и двумя
кривошипами, на которой изображены оси цапфы и шеек, а плечи кри-
вошипа проведены в средних плоскостях маховиков или щек. Нагрузка Р
приложена в середине цапфы. (Если за расчетную нагрузку принимается
сумма Pj-\-Рц, то она будет направлена вверх, а реакции и /?х— вниз,
что не влияет на ход расчета).
Реакции:
и «2 = рЗ-.
Если:
А == ТО == ^2 =z Р * •
Изгибающий момент в среднем сечении цапфы
Напряжение изгиба
л/113 =«,./,= ^4*).
*) К. Ридль, считаясь с жесткостью щек кривошипа при данной кон-
струкции вала, находит возможным принимать за расчетную величину I не
расстояние между срединами подшипников, а длину цапфы между маховиками,
что дает вдвое меньшие значения /И1)3.
170
где момент сопротивления:
W== ^-d3~0,l d3—для сплошной цапфы
или
я —df
------g--~0,1» —-z— для полой цапфы,
oz a-----d
Коренная шейка, воспринимающая реакцию Rlt испытывает на-
пряжение изгиба и перпендикулярно к нему напряжение среза,
Изгибающий момент:
г» Р*73-е
ЛА = Rl-e = —j—
Напряжение на изгиб:
Afi
w'-
Напряжение на срез:
os= «L
* $
где 5 — площадь поперечного сечения шейки
в месте закрепления ее в маховике или щеке
вала.
Суммарное напряжение:
Рис. 127.
и =
2 । 2
с b 4" *
Напряжением можно и пренебречь, так как оно обычно не из-
меняет первых трех значащих цифр а.
Для валов с прямоугольными щеками последние проверяются на
изгиб (рис. 127):
.. Г1 Pltf
7Ииз — R^e — j
__ Л^из
~w~ >
где
Ь№~
w 6 .
В нижеследующем примере расчет вала произведен, кроме того, еще
и в другом положении кривлципа — при наибольшем тангенциаль-
ном уси ши, в целях сравнения получающихся напряжений.
Пример. Произведем поверочный расчёт вала, конструкция которого
представлена выше на рис. 119, а расчётные размеры даны на рис. 128. Диа-
метры цапфы и шеек одинаковы: d = 2,5 см; 7=9,5 см; = сМ-
Площадь поперечного сечения цапфы и шеек $ = 4,9 см*. Моменты инер-
ции и сопротивления сечений:
J = 0,098 dt = 3,83 см*.
W = 0,098 d3 = 1,53 сл».
171
Данные двигателя: диаметр цилиндра D = 75 мм- площадь поршня F s=
= 44 л«2; радиус кривошипа г = 45 мм =0,045 м\ Х = 1/4; расчетное давление
вспышки рг = 25 кг1см*\ nmaT = 5000 об/мин; мощность —12 л. с.; вес прямо-
линейно движущихся частей Gn = 0,6 кг\ вес вращающихся частей Ga = 0,4 кг
Определим максимальное давление газов на поршень в в. м, т.:
Р= 44-25= 1100 кг.
Такая нагрузка может иметь место в верхней мертвой точке при работе
двигателя на малых оборотах, когда силами инерции можно пренебречь
(см. § 30).
Определим суммарную силу Pj-\-Pti в том же положении кривошипа при
максимальном числе оборотов.
Pj = (-1 Gn-r (1 + X) = -^у.0,6-0,045-1,25 = 940 кг,
Рц = НиУ Ge‘r= (-^У-0.4-0,045 = 500кг.
Сумма Pj + Рц = 940 4- 500 = 1440 кг
г-45-н
Рис. 128.
Такая нагрузка может иметь место в в. м. т.
конце хода выпуска или в начале всасывания.
Как видно, она превышает в данном случае да-
вление газов и потому принимаем ее за расчетную
нагрузку на цапфу Р.
1. Определим напряжения в частях вала при
положении кривошипа в в. м. т. под действием силы
Р = 1440 кг.
р
Реакции опор: Rx = R2 = -^ = 720 кг.
а) Цапфа. Изгибающий момент:
9 5
Мнз = 720- -^ = 3400 кг-см.
Напряжение изгиба в среднем сечении цапфы:
% = = ^ = 2200 кг)смК
При изготовлении цапфы из хромоникелевой стали с временным сопроти-
влением ~12 000 кг!см2 запас прочности получается
12000 ГИС
22QQ ~ = 6.45, т. е. нормальный.
Предел усталости (для хромоникелевой стали 3500—4500 кг/лм2) также
не достигается.
б) Коренные шейки. Здесь следовало бы принять во внимание, что
коренные шейки не воспринимают полностью сил инерции, так как последние
всегда частично уравновешены противовесами (см. дальше § 40). В данном
случае, центробежная сила Р будет уравновешена полностью, а Р — по край-
ней мере наполовину и, следовательно, неуравновешенный остаток составит
всего 940:2 = 470 кг.
Исходя из этого, шейки надо было бы рассчитывать по максимальному
давлению газов Р = 1100 кг.
Но оставим и для них прежнее значение нагрузки Р = 1440 кг.
Изгибающий момент:
ЛГ1 = R^e = 720-2,5 = 1800 кг-см.
и х м\ 1800 „ОЛ
Напряжение на изгиб- а*= -/- = -——-=1180 кг см?.
w Loo
720
Напряжение среза: =-4g~= 14? кг)см?.
Суммарное напряжение: а= рг11803-|-147® =1185 кг1см\
172
Рис. 129.
радиусом, рав-
При том же материале, что и для цапфы, запас прочности будет
12 000 __ 1Q т> е. ИзЛИШНий. Следовательно, шейки можно сделать тоньше или
”^185
взять для них более дешевый материал с врем, сопротивлением ~ 6000 кг] см2
пределом усталости на изгиб од = 2000—2500 кг)см2.
2 Проверим теперь наш вал в другом положении, соответствующем мак-
симальной тангенциальной силе (рис. 129). В этом положении на цапфу дей-
ствуют две силы Т и N в двух взаимно перпендикулярных на-
правлениях (§ 30).
Возникает таким образом вопрос об определении макси-
мального значения сил Т и N
Для решения этого вопроса надо или вычислить Т и N
через каждые 15—30° поворота кривошипа по формулам,
приведенным в § 30, или найти TmtLX и Nm&T графически,
как показано на рис. 130 (что несколько проще, так как до-
статочно сделать 2—3 построения при а = 30—35°). Для вы-
полнения построения использована развернутая диаграмма
суммарных сил Ps (рис. 74). Величина Ps для данного по-
ложения кривошипа определяется засечкой горизонтальной о
ным длине шатуна. Сила Ps действует вдоль оси цилиндра. Отложим ее от
точки а параллельно оси цилиндра и проведем через конец отложенного отрезка
вертикаль до пересечения в точке b с продолжением шатуна. Из точки b опу-
стим перпендикуляр на радиус кривошипа. Тогда Т и N будут катетами
прямоугольного треугольника abc в том же масштабе, в каком взяты силы Ps.
Надо помнить, что найденные значения Т и /V относятся к 1 см площади поршня.
Для получения полной величины их надо умножить на площадь поршня.
Проделав вышеописанное построение, можно убедиться в том, что макси-
мальные значения интересующих нас сил с достаточным приближением выра-
жаются формулами:
Гтах~0,4Р
А\пах —
где Р—наибольшее давление газов на поршень*).
Для данного двигателя это дает:
Ттах = 0,41-10° = 430 кг,
Nmax = 0,5-1100 = 550 кг.
Силу Гтах Мы могли бы определить еще, исходя из среднего за цикл крутя-
щего момента двигателя. Действительно, зная, что наш двигатель дает 12 л. с.
при 5000 об/мин., найдем:
.. _ 716,2-12 . „
^ер — 5000 1,72 кг'М’
---—.-----
) Ср. К. Ридль, Конструирование быстроходных автомобильных двига-
173
Максимальное значение Л4ср имеет, однако, место, как мы знаем, Пи,
более низком числе оборотов, причем оно примерно в 1,25 раза больше найден*
ного выше (см. § 23), т. е.
Л4ср = 1,72-1,25 = 2,15 кг-м.
Мгновенный крутящий момент ЛТгаах, как это видно, например, из рис. 7§
при большом числе оборотов превышает Л4ср приблизительно в 9 раз, т. е
Мгаах = 9-Afcp = 9-2,15 = 19,3 кг-м.
Отсюда
т _ Л!шах _ 19,3 3
7 max— г “0,045 ^кг<
т. е. та же величина, которую мы приняли выше.
Итак, силы Т и N можно считать известными. Рассмотрим теперь вызывае-
мые ими напряжения.
Реакции от силы Т одинаковы на обеих опорах и равны
R' = 430 2 = 215 кг,
от силы N: R" = 550 2 = 275 кг
и направлены, как показано на рис. 129.
а) Цапфа. Изгибающий момент от силы Г:
I Q 5
Ali = /?'-- = 215- = 1025 кг-см.
Изгибающий момент от силы N.
I 9 5
М" = R”- ~ = 275- -— = 1300 кг-см.
Суммарный изгибающий момент:
мпз= V10252-1-13003 = 1650 кг-см:
Крутящий момент:
AfKp = R'-г = 215-4,5 = 967 кг-см.
Результирующий момент от изгиба и кручения, согласно известной формуле
Сен-Венана:
714=0,35 уИиз 4-0,65 у 4- Мк2р = 0,35-1650 ф0,65 /165024-9672 =
= 1800 кг-см.
Напряжение в цапфе:
М 1800 ,
। = 1175 кг/см2,
т. е. почти вдвое меньше найденного при первом способе расчёта — 2200 кг/см3.
б) Коренные шейки. Изгибающий момент от силы Т:
= R'-e = 215-2,5 = 538 кг-см.
Изгибающий момент от силы N:
M2=R"-e — 275-2,5 = 685 кг-см.
Суммарный изгибающий момент:
^из = У538’4-6852 =880 кг-см.
Крутящий момент тот же, что и для цапфы:
ЛГкр = 967 кг-см.
174
результирующий момент изгиба и кручения:
М = 0,35-880-1-0,65 V8802+9672- =1150 кг-см.
Напряжение в шейках:
a =
= 750 mJcM*,
1 jUU
e тоже значительно меньше, чем при положении кривошипа в в. м. т.
Итак, можно было вполне удовлетвориться расчетом по первому
способу.
Помимо прочности вал должен быть достаточно жестким, т. е.
как можно меньше деформироваться под действием изгибающих или
скручивающих усилий. Этому требованию валы мотоциклетных двигате-
лей всегда очень короткие, тоже удовлетворяют в высокой степени.
Стрела прогиба вала может быть определена по формуле:
, 10 Г/»
£7 ММ-
Для взятого примера это составило бы:
, 10-1440-9,5s ЛЛОО
f~ 48-2 100 000-3,83 “ 0,032 ММ*
т. е. примерно в пять раз меньше, чем в автомобильных валах.
Угол закручивания вала (в минутах) выражается формулой:
180-60
ф=---------
т к
где G—модуль сдвига, Jp — полярный момент сечения, Л4гаах—крутя-
щий момент. Определим угол закручивания для правой коренной шейки,
на конце которой насажена ведущая зубчатка цепи.
Имеем:
1=6 см; G = 900 000; Jp = 0,196 = 7,66 см*; Afmax = 193Q кг-см;
180-60
<₽= --------
* -к
^max’^
g-j7
1930-6 _ о,
900 000-7,66 ~ 0,6 *
меньше, чем для авт мобильных валов При
вала и малой длине его частота собствен-
будет настолько превышать частоту выну-
т. e. тоже в несколько раз
столь большой жесткости
ных крутильных колебаний
жденных колебаний, что явления резонанса нико;да не могут возник-
нуть, и соответствующий расчет представляется излишним.
Пример. Определим период собственных колебаний вала с двумя махо-
виками при следующих данных: момент инерции двух маховиков Jm —
= 0,004 лгг-ж/сек2 = 0,4 кг-слг/сек2; расстояние между средними плоскостями
маховиков 7=10 ел/; диаметр цапфы криношипа d = 2,5 см и ее полярный
момент инерции Jp — 7,66 см4; модуль сдвига материала 0 = 900 000.
Период собственных колебаний такого вала:
0,4-10
Tc = 2 тг
Jp-G-2
---------------------— сек.
900 000-7,16-2 —370
Число собственных колебаний вала в минуту:
nc = 370-60 = 22 200,
т* е, очень далеко от возможного числа оборотов двигателя.
175
38. Маховики
Диаметр маховиков d, помещаемых внутри картера, определяется
во-первых, конструктивными размерами самого картера, которые весьма
ограничены; во-вторых, допустимой скоростью (-г/0) на окружности махо.
вика при максимальных оборотах (которые следует считать на 25—5Оо/о
выше
7С dtt 1
^ = -60~ л<7сек->
где d— в метрах.
Допускаемые значения ^0:
для чугунных маховиков.................................30 л//сек.
„ стального литья ................................... 40—45 м/сек.
для кованой стали (с сопротивлением на разрыв
~ 6000 кг/см2).........................................60 м/сек.
Практически указанным требованиям возможно удовлетворить при
размерах d не свыше 200 мм.
Ориентировочно: d=2,5 D (где D—диаметр цилиндра).
Для маховиков, вынесенных наружу картера, также нельзя выходить
за пределы 220—250 мм, чтобы не получить слишком малое расстоя-
ние от земли и недопустимые скорости на окружности. Толщина махо-
виков, расположенных внутри картера, ограничена расстоянием между
внутренними стенками картера, которое нормально равно ~£>.
Зазор между маховиками и картером около 4—5 мм.
3
При этих условиях толщина обода маховика
О
Проверку принятых размеров маховика для мотоциклетных двига-
телей следует производить не по степени равномерности вращения (на
основании диаграммы тангенциальных усилий), а по тому влиянию, кото-
рое оказывает маховик на разгон машины, и по запасу энергии, необ-
ходимому для взятия с места.
Выше (§ 13) мы уже видели, что при разгоне мотоцикла часть ра-
боты двигателя затрачивается на ускорение вращающихся деталей ма-
шины, т. е. главным образом маховиков и колес. Эту потерю мы оцени-
вали коэфициентом 8. Из теории автомобиля известно, что
Jm' (4 * С;) 2' rim + 2 * J к
Mt*K 1
где Jm — момент инерции вращающихся частей двигателя и трансмиссии;
JK—-момент инерции колеса;
гк — радиус колеса;
М—масса мотоцикла с водителем;
г0 — постоянное передаточное отношение на прямой передаче;
iK—передаточное отношение к коробке передач; число колес — 2.
Отсюда видно, что 8 будет тем больше, чем больше Jm. Другими
словами, мотоцикл с тяжелыми маховиками, обладающими большим мо-
ментом инерции, будет разгоняться хуже, чем мотоцикл с легкими ма-
ховиками. Это подтверждается и практическими данными. Например,
мотоцикл 350 см3 с легкими маховиками (Jm = 0,00304 кг-м сек2) раз-
гоняется на прямой передаче со скорости 25 км/час до 50 км/час в 6 сек.;
176
8=14-
й разгона того же Мотоцикла с тяжелыми маховиками ( т =
^0 00570 ля-лг/сек.2) — 8 сек.
оЧ5Видно, необходимо соответствующим образом рассчитать Jm,
тОбы обеспечить достаточную „приемистость" мотоцикла. Это можно
сделать, пользуясь написанным выше равенством и исходя из того, что
на прямой передаче 8=1,10—1,12.
Пример. Пусть полный вес мотоцикла 220 кг, следовательно М =
2^2 =2 24; z0 = 5,3; z,= l; радиус колеса с учетом деформации покрышки
98
2 032 м; JK = 0fi7 Коэфициент 8 примем 1,11; =
'к ’
Тогда
(8-1) MrK-2-JK Q.1! .2,24.0.322-2.0.07
j tn —
5,32.0,8
Таков суммарный момент инерции маховиков и вращающихся деталей транс-
миссии (сцепление, шестерни, цепи). Влияние последних на ускорение мото-
цикла относительно невелико. Для учета его достаточно уменьшить найденное
значение Jm на 8—1О°/о.
Таким образом, момент инерции самих маховиков:
j'm = 0,00510 -0,0005 = 0,00460 «г-лг/сек2.
При более тяжелых маховиках мотоцикл будет медленней реагиро-
вать на открытие дросселя, т. е. хуже разгоняться.
Таким образом, найденная величина Jm является „верхним преде-
лом", превышать который не следует, чтобы не ухудшить динамику
мотоцикла
С другой стороны, облегчение маховиков, улучшая приемистость
машины, может вызвать затруднение при трогании с места, выража-
ющееся в чрезмерном падении числа оборотов двигателя во время вклю-
чения сцепления, так что малейшее запоздание в открытии дросселя
приводит к остановке двигателя.
Это падение оборотов не должно опускаться ниже некоторого nmin,
при котором двигатель может работать под нагрузкой и способен дать
мотоциклу ускорение.
Поэтому необходима проверка маховика на трогание с места, кото-
рая производится на основании следующих соображений. Предпола-
гается, что трогание с места происходит только за счет кинетической
энергии, освобождающейся при падении числа оборотов от п (до на-
Ча а включения сцепления) до пА (при котором сцепление уже вклю-
чено, и мотоцикл движется на первой передаче с некоторой скоростью,
с которой можно начать ускорение машины путем открытия дросселя).
В период включения сцепления положение дросселя предполагается не-
изменным.
Обозначим:
Jm — момент инерции .маховиков «г-лт/сек2,
— механический к. п д. двигателя — 0,80
— механический к. п. д. передачи—0,80,
G —вес мотоцикла с водителем в кг,
— приобретенная им скорость в л//сек,
g —ускорение силы тяжести (9,81).
А. М. Иерусалимский ,81Я.
TJ
12
177
Энергия маховиков при п об мий:
р _ Л„-ш2 _ Jm (
1 2 ~ 2 V 30 ) •
Энергия маховиков при пу об/мин:
р ____ Jm ( 71 «1\2
2 ~ 2 к 30 ) •
Освобождающаяся энергия, подведенная к заднему колесу:
(^1 — ^2) = -(л2 —и?)
Энергия, приобретенная мотоциклом:
„ G-v-
^ = --2Г-
Или, имея в виду, что v и пх, при данном передаточном отноше
нии i и радиусе колеса гк, связаны между собой соотношением:
2irrK-/Zj т.гк-п1
6(Г7 = 30г ’
можно написать:
_ О тг2.г2.п2_ G-T^-rl-Щ
3~ 2g* 900-г2 1800-g« г'2 ‘
На основании равенства обоих количеств энергии имеем:
J п2 о G ‘1&-г1-Пл
1800 («- —Л1) T]wi.717 — 18OO.g.^ •
Отсюда можно определить tif.
Приемлемой величиной для п надо считать 0,5 пт. При этом п±, как
было сказано, не должно быть ниже nmin.
Для мотоциклов тяжелого типа с двухцилиндровым двигателем
«min — 700 об/мин.; для мотоциклов среднего типа ягаш —'800—900 об/мин.;
для легких мотоциклов nmin— 1000—1200 об/мин.
Момент инерции маховика Jm можно определить по чертежу, как
разность моментов нескольких сплошных дисков, к которым можно
свести форму маховика.
г тг1
Момент инерции сплошного диска равен, как известно, J=—
Проще всего он определяется по формуле:
J = 1О~10 • 7 • Ъ • d± кг-м[сек.\
где d — диаметр диска в см, b — толщина его в мм и у — удельный
вес материала.
Например, маховик, показанный на рис. 131 (слева), можно
тривать как разность двух сплошных дисков: один—диаметром loU
178
толщиной 30 мм, другой — диаметром 156 мм и толщиной 10 мМ.
п мпивами для отверстий коренных шеек и цапфы можно пренебречь
без сколько-нибудь ощутимой погрешности.
° Соответственно этому момент инерции рассматриваемого маховика
(при Г = 7,8) бУдет:
,==Ю",0-7,8 30- 18‘-10-10-7,8 - 10 • 15,6* = 0,00246— 0,00046 =
= 0,002 кг~м1сек.2.
При этом вес маховика — 4,5 кг.
Так как энергия маховика определяется, как
мы видели, его моментом инерции, а не весом,
То следует придавать маховику такую форму,
при которой он имел бы наибольший У^при
наименьшем весе. Но увеличивать диаметр, от
которого больше всего зависит Jm, можно
лишь в весьма узких границах по конструктив-
ным причинам, поэтому для экономии веса вы-
годнее утолщать обод и одновременно умень-
шать толщину диска. Так, например, вес махо-
вика, показанного на рис. 131, справа, при том
же диаметре равен 3,9 кг, т. е. меньше первого.
Между тем, момент инерции его, подсчи-
танный, как указано выше,
м-30-м . НН
Рис. 131.
7^ = 0,00201 кг-м сек.2,
т. е. даже несколько превышает Jm первого маховика.
Рассмотрим расчет маховиков по запасу энергии на трогание с места
на частном примере.
Рис. 132.
Bui Р и м е Р- Пусть момент инерции маховиков Jm — 0,0046, как было найдено
пРе'кн1 *' = 15 (пеРвая передача). Остальные параметры мотоцикла принимаем
п_________ п
0^5 2204322 7
7— „--------Н V 9,8-152.0,0046.0,8-0,8 "Г
п
2J2
17V
При п — 2000 об/мин
2000 О=Л *
= 2Д2* ~ об/мий.,
т. е. достаточная величина для мотоцикла среднего веса.
Противовесы. Для уменьшения сил инерции прямолинейно двн_
жущихся и вращающихся частей кривошипного механизма маховики или
Рис. 133.
Рис. 134. Проверка уравновешенности
маховиков.
щеки кривошипов мотоциклетных двигателей всегда снабжаются проти-
вовесами. Оставляя вопрос о расчете противовесов до следующей главы,
посвященной уравновешиванию двигателя, остановимся здесь только на
их конструктивном выполнении.
Обыкновенно противовесы выпол-
няются за одно целое с маховиками
и образуются либо наращиванием ме-
талла со стороны, диаметрально про-
тивоположной цапфе, либо, наоборот,
удалением части металла на стороне
цапфы. Конструкция маховиков, об-
разованных по первому способу, по-
казана на фиг. 132, причем утол-
щения в виде сегментов или не-
полных секторов располагаются либо
с одной стороны диска, либо по
обе стороны (так что на двух ма-
ховиках распределяются четыре про-
тивовеса). Поверхность соединительного диска при такой конструк-
ции не может быть обработана, и однообразие весов как самих махо-
виков, так и противовесов зависит от совершенства литья или поковки.
Более точные результаты могут быть получены при образовании про-
тивовесов по второму способу, как показано на рис. 133, т. е. высвер-
ливанием в диске двух отверстий, расположенных симметрично п0
сторонам цапфы, либо эксцентричной круговой выточкой с’ обеих или
с одной стороны маховика. В этом случае противовесы в собствен-
ном смысле отсутствуют, и роль их выполняют массы металла, эквива
лентные отверстиям или выемкам и расположенные с противоположно
стороны диска, причем маховик может быть обработан кругом.
189
представляет
При маховике, вынесенном из картера наружу, противовесы поме-
яются на щеках кривошипа, образуя с ними одно целое или выпол-
ШютСЯ отдельно и прикрепляются к щекам вала. При данном весе про-
тивовеса определение его геометрических размеров не пг'°п
затрулнени *)•
Статическая уравновешенность собранного вала может
оена экспериментально установкой его на призмах, как
рис 134, причем на цапфу надевается эталонное кольцо
груз,
ливанием отверстий в ободе маховика, вообще удалением излишнего
металла. При массовом производстве эта операция выполняется на спе-
циальных балансировочных станках.
быть прове-
показано на
или другой
вес которого заранее установлен на основании соображений, из-
ложенных в главе VI. Поправки уравновешенности производятся высвер-
39. Картер двигателя
Картер представляет собой закрытую коробку той или иной формы,
внутри которой заключены вращающиеся части двигателя. Он служит
опорой для коленчатого вала и цилиндров; на нем же укрепляются
магнето или динамо. Сам картер крепится к раме двигателя специаль-
ными ушками, сквозь которые пропускаются болты.
Типичная конструкция картера четырехтактного двигателя предста-
влена на рис. 135. Из рассмотрения ее следует, что картер состоит из
двух разъемных половин, точно припассованных одна к другой и стя-
нутых несколькими сквозными болтами. Разъем картера производится
обыкновенно в вертикальной плоскости, перпендикулярной к оси колен-
чатого вала. Для обеспечения непроницаемости соединения обеих поло-
вин между ними помещается прокладка из промасленной бумаги. Для
правильной сборки одна половина картера снабжается центрирующим
буртиком, а другая —соответствующей выточкой. Соединительные болты
плотно пригоняются к отверстиям.
Правая половина картера отливается за одно целое с коробкой для
распределительных шестерен.
При циркуляционной смазке с сухим картером в нижней части
картера имеется маслосборник, т. е. углубление, в которое стекает отра-
ботанное масло (гл. VIII).
В целях уменьшения веса картер изготовляется из сплавов алюминия
с медью (~8°0) или из кремнеалюминиевых сплавов, например АЛ-9
ГОСТ 2685 = 44.
Толщина стенок обусловлена преимущественно литейными требова-
ниями и заключается обыкновенно в пределах 4—6 мм. Для придания
жесткости наиболее нагруженной стенке, со стороны ведущей зубчатки,
гнездо подшипника усиливают тремя или четырьмя ребрами, располо-
женными радиально. Длина нарезки на шпильках, завинчиваемых в кар-
ТеР> должна быть не менее 2*/2 диаметров, ввиду сравнительной мягкости
алюминия. В рассмотренной конструкции картер выполняет только функ-
ции фундамента для самого двигателя. За последние годы все больше
выявляется тенденция объединять его в один общий блок с картером
*) См. Мотоциклетный справочник
181
Рис. 135. Картер одноцилиндрового четырехтактного двиптеля
(левая половина)
коробки передач или с масляным баком, или одновременно с тем и
пругИМ.
Выше (рис. 52) показана конструкция картера, который отлит за одно
целое с масляным резервуаром и составляется из двух половин с верти-
кальной плоскостью разъема.
Подобным же образом устроен картер, изображенный на рис. 47,
гДе масляный резервуар выполнен в виде двух приливов, расположен-
ных в передней и задней частях картера маховиков. Аналогичная
конструкция показана также на рис. 136.
Картер, сблокированный с коробкой передач, показан на рис. 137,
изображающий разрез двухтактного двигателя 125 слт3 (разрез произведен
по плоскости разъема картера).
Картер двухцилиндровых двигателей, при V-образном расположении
цилиндров, мало отличается от картера одноцилиндрового двигателя:
Рис. 136. Картер с резервуаром для масла.
разница состоит лишь в том, что вместо одного фланца для крепления
цилиндра должно быть сделано два.
Но при горизонтальном расположении цилиндров, как это имеет
место, например, у мотоциклов М-72, устройство картера значительно
изменяется. Оно показано на рис 138. Здесь картер представляет собой
отливку, выполненную, как одно целое. Коленчатый вал в сборе с шату-
нами вставляется с заднего конца картера через широкое отверстие,
закрываемое затем крышкой 7, которая служит опорой для заднего корен-
ного подшипника. Передний коренной подшипник устанавливается
й гнезде, вставленном в переднюю стенку картера. Задняя стенка кар-
тера снабжена большим фланцем 3, к которому крепится коробка передач.
Фланцы 4 для крепления цилиндров сделаны в боковых стенках.
Распределительные шестерни закрываются крышкой 8. На внешней
стороне ее помещаются приборы зажигания, закрываемые затем второй
кРышкой 7. Для крепления динамо предусмотрено специальное гнездо 6 на
ВеРхней поверхности картера. Нижняя часть картера служит резервуа-
Р°м для масла и закрывается поддоном 9, штампованным из листовой
стали. Масло наливается через горловину 10 в боковой стенке картера.
183
Несколько примеров установки в картере коренных подшипнике
и уплотнения их сальниками даны на рис. 139. Они понятны без осо
бых объяснений. Так как осевой люфт коленчатого вала определяет я
расстоянием между торцами подшипников и упорными поверхностями
коленчатого вала, то этот размер должен быть регулируемым. Регули
ровка достигается специальными шайбами, помещаемыми при сборке
между указанными поверхностями.
При ходе поршня вниз, воздух, находящийся в картере, сжимает я
Легко понять невыгодные последствия такого сжатия: оно должно выжи-
Рис. 137 Двигатель, сблокированный с коробкой передач
(125 см3).
мать масло из картера наружу через все недостаточно плотные соеди-
нения, например через подшипники коленчатого вала.
Во избежание этого устраивают сообщение картера с атмосферой
посредством какого-нибудь отверстия, снабженного обратным клапаном,
так называемым „сапуном".
Примеры устройства сапунов даны на рис. 140. Левая фигура (А)
изображает сапун мотоцикла М-72. Он представляет собой пусто ель1
цилиндр, вставленный в стенку картера и вращаемый со ск ростью
распределительного вала. Внутренняя полость клапана сообщается с кар*
тером через несколько радиальных отверстий а и с атмосферой- через
184
Рис. 138 Картер двухцилиндрового горизон-
тального двигателя (М-72).
два отверстия b, которые при вращении клапана совпадают с каналом,
просверленным в стенке картера. Таким образом, сжимаемый в картере
воздух уходит в направлении, показанном стрелками.
Совпадение отверстий происходит через каждые полоборота клапана,
чТо соответствует полному обороту коленчатого вала.
Подобным же образом, но еще проще, устроен сапун, показанный
на рис. 140, В. В одной из коренных шеек вала просверлен канал,
отверстие которого при вращении вала совпадает в определенный
момент с д угим каналом, просверленным в стенке картера. Совпаде-
ние отверстий происходит при движении поршня вниз, когда воздух
в картере сжимается. Помимо простоты это устройство обладает еще
тем преимуществом, что воздух отводится из центральной части картера,
где он меньше насыщен маслом, следовательно, уменьшается потеря масла,
выбрасываемого через сапун.
Для двухтактных двигате-
лей с кривошипно-камерной
продувкой такое устройство,
очевидно, не требуется. Оно
является излишним также
для таких двухцилиндровых
или многоцилиндровых дви-
гателей, у которых объем
картера не изменяется вслед-
ствие того, что часть порш-
ней движется по направле-
нию к н. м. т., а другая
часть — в противоположном
направлении.
Картер двухтактного дви-
гателя обладает некоторыми особенностями, вытекающими из его назна-
чения— служить продувочным насосом.
Первое необходимое условие нормальной работы картера как на-
соса есть непроницаемость его для наружного воздуха. Как при всасы-
вании, так и при сжатии воздух, очевидно, может просачиваться через
подшипники коленчатого вала. Поэтому’, во-первых, уплотнение коренных
подшипников должно быть особенно надежно.
Второе требование, которое должно быть учтено в конструкции
картера двухтактного двигателя, касается его объема: он должен быть
сообразован с той степенью сжатия, которая необходима для успешной
продувки. В своем месте было указано, что нормальное давление в кар-
тере к концу сжимающего хода должно составлять 1,3—1,5 кг/'см2.
Необходимый объем картера можно ориентировочно подсчитать на
основании следующих простых соображений.
Пусть V объем, описываемый поршнем за период сжатия в картере,
т- е от момента закрытия всасывающих окон до момента открытия
продувочных (соответствующая часть хода поршня равна s — hY — h2,
где Л, и h2 — высоты всасывающих и продувочных окон, в среднем
v= 0,65 ИД
— объем под поршнем в конце сжатия (включая о ъем проду-
вочных каналов),
185
Рис. 139. Установка и уплотнение подшипников
р __начальное давление сжатия 1 кг/сл<2,
р —конечное давление сжатия (1,3 — 1,5 кг! см)
П и тех незначительных давлениях, которые имеют место в картере,
можно пренебречь изменением температуры и считать, что зависимость
между объемом и давлением газа следует закону Мариотта, т. е. объемы
обратно пропорциональны давлениям:
Отсюда
V. = — р°—.
й Рс—Ро
В выполненных конструкциях двигателей Vk заключается большей
частью в пределах от 2,5 Vh до 3,5 Vh.
Чтобы уменьшить объем картера до требуемых размеров, стенки его
располагают возможно теснее, насколько это позволяет вращение кри-
Рис. 140. Устройство сапунов.
вошипа, а маховик выносят наружу. Длину шатуна с той же целью
выбирают короче, принимая Х = 3,5 — 3,8. Во избежание конденсации
смеси в картере внутренняя поверхность его стенок гладко обрабаты-
вается, и ей придают плавные, легко обтекаемые формы, без острых
углов и выступов. Впрочем, при хорошей отливке под давлением вну-
тренняя поверхность картера получается настолько чистая, что можно
обходиться и без обработки.
ГЛАВА VI
УРАВНОВЕШИВАНИЕ ДВИГАТЕЛЯ
40. Силы инерции вращающихся и прямолинейно движущихся
частей кривошипного механизма
Характер движения различных частей кривошипного механизма, как
звестно, неодинаков: одни из них вращаются постоянно в одном на-
правлении и приблизительно с постоянной скоростью, другие движутся
прямолинейно, меняя свое направление и скорость, третьи участвуют
187
в известной мере в обоих этих движениях. При движении их возникают
различные силы инерции, которые передаются подшипникам коленчатого
вала и через них раме мотоцикла и его рессорам, вызывая вибрации
всей машины. Эти вибрации легко наблюдать на мотоцикле, работа-
ющем на холостом ходу. При большом числе оборотов, свой-
ственном мотоциклетным двигателям, инерционные силы, вызываемые
неуравновешенными частями, достигают значительной величины. Доста-
точно указать, например, что неуравновешенная масса всего в 10 грамм на
ободе маховика создает при 6000 об мин. центробежную силу в 35—40 кг.
Поэтому при постройке двигателя уравновешивание сил инерции криво-
шипного механизма является одной из очень важных задач для полу-
чения спокойной и плавной работы двигателя, отчего в значительной
мере зависит и его долговечность. Успешное решение этой задачи
зависит не только от проектировщика, но и от технолога, который
должен озаботиться тщательной статической балансировкой всех дета-
лей кривошипного механизма и соблюдением жестких весовых
допусков*).
~j При предварительных расчетах,
° связанных с уравновешиванием мо-
/у ------------тора, движущиеся части кривошип-
ги' у/ j укТ/ ного механизма делят условно на две
Ф группы: части, участвующие в кру-
Рис. 141. говом движении кривошипа, и части,
д вижущиеся возвратно-поступательно.
Массу шатуна, участвующего в обоих видах движения, разделяют
на две доли и приводят к верхней и нижней головкам. Пусть О — центр
тяжести шатуна (рис. 141). Положение О для выполненного шатуна
можно с достаточной точностью определить уравновешиванием его на
лезвии ножа,**) для проектируемого — по чертежу, подсчетом весов
головок и стержня.
Если а и b — расстояния центра тяжести от осей головок, L — длина
шатуна и М. — его масса, то часть массы, приведенная к нижней головке:
Мг = ~ . м-
масса, приведенная к верхней головке:
М2 = • М,
z L ’
причем 1Л—М Н-/И2.
Приближенно можно считать:
.. 2 3
Л4< = -5---т- М,
1 3 4 ’
^=4—
*) Чтобы дать представление о величинах этих допусков, укажем, что, на-
пример, п< ршневые комплекты двигателя М-72 (рис. 98) сортируются по весу
на три группы: 1) 453 — 457 г, 2) 458 — 462 г, 3) 463 — 467 г, т. е. с отклоне-
нием не больше 4 г.
** ) Более точные способы определения центра тяжести шатуна см., на ip-.
Островский, Курс конструкций и расчетов авиамоторов, стр. 18 и др-
188
Например, для трех шатунов выполненных двигателей были получены
следующие соотношения:
L л b Вес шатуна Вес Вес Mt
175 мм 52 123 304 г 214 г 90 г
175 . 62 ИЗ 280 в 181 , 99 ,
130 „ 52 78 164 . 98 „ 66 „
Таким образом, вращающимися частями механизма, требу-
ющими уравновешивания, являются: цапфа кривошипа (не считая концов,
вставленных в отверстия маховиков), гайки, крепящие цапфу, шатунный
подшипник, все вообще части, не имеющие симметричных себе отно-
сительно оси вращения, и масса шатуна приведенная к нижней
головке.
Поступательно-движущимися частями будут: поршень с
кольцами, поршневой палец, подшипник пальца и масса шатуна /И2,
приведенная к верхней головке.
Вращающиеся части кривошипа создают центробежную силу Ра,
направленную по радиусу и постоянную по величине для данного числа
оборотов:
Р11 = Л1в.шг.г~0а-г- (~/,
где Мд — масса вращающихся частей; Ge— их вес в кг; ш — угловая
скорость; г—радиус кривошипа в м; п — число об/мин.
Центробежная сила может быть полностью уравновешена противо-
весом М', расположенным диаметрально противоположно цапфе на
расстоянии /, при условии:
Мв • г = М' /.
Под гг понимается расстояние от оси> вала до центра тяжести проти-
вовеса. Если г' — г, то и М' = Мв .
Таким образом, уравновешивание центробежной силы не предста-
вляет затруднений, и при наличии противовесов она уничтожается внутри
двигателя и не передается на раму.
Иначе обстоит дело с уравновешиванием силы инерции (Pj), вызы-
ваемой прямолинейно движущимися массами и действующей всегда
параллельно оси цилиндра. В § 30 мы приводили уже уравнения, ко-
торыми определяется ее величина при разных положениях кривошипа
(стр 118). Мы видели, что сила Pj непрерывно изменяется, достигая
максимума в верхней мертвой точке, уменьшаясь до нуля к середине
хода и снова возрастая по мере приближения к нижней мертвой точке.
Очевидно такая сила не может быть уравновешена вращающимся
противовесом, создающим постоянную центробежную силу.
В одноцилиндровых и в большинстве типов двухцилиндровых мото-
циклетных двигателей возможно только частичное уравновешивание
силы Pj, для чего массу противовеса М', уничтожающего свободную
Центробежную силу вращающихся частей, увеличивают на некоторую
величину М".
Достигаемый при этом результат весьма наглядно может быть пред-
ставлен полярной диаграммой, показанной на рис. 142. Построение ее
189
очень просто. Начертим круг, рйдиуС коЮрою изображает в опреде
ленном масштабе центробежную силу вращающихся частей Рц. Разделим
его на равные части и в каждой точке деления отложим вверх или
вниз отрезки, выражающие в том же масштабе величины PJt соответ-
ствующие данному углу поворота кривошипа. Значения Pj могут быть
вычислены через каждые 30е по уравнению (2) (стр. 118) или найдены гра-
фически (рис. 72). Таким образом, намечается ряд точек О', 1', 2', 3'
и т. д., соединив которые получим яйцевидную кривую. Векторы точек
этой кривой изображают суммарное действие сил Рц и Рд в совершенно
неуравновешенном двигателе. Предположим теперь, что центробежная
сила Рц уничтожена противовесом М'. Тогда останутся неуравнове-
Рис. 142. Полярная диаграмма сил инерции одноцилиндро
вого двигателя.
шенными только силы PJf выражаемые вертикальными отрезками, заклю-
ченными между яйцевидной кривой и окружностью: 0 —О, Г—1, 2'—2,
3'—3 и пр.
Допустим далее, что мы увеличили массу противовеса настолько,
что создаваемая им центробежная сила выразится радиусом круга
М —Л4", на второй фигуре рис. 142. Остаток неуравновешенных сил,
действующих вдоль оси цилиндра, изобразится теперь ординатами пло-
щадок А и В. Как видим, эти силы стали меньше, но вместе с тем сам
противовес создает неуравновешенную центробежную силу, горизон-
тальные составляющие которой представлены на диаграмме заштрихо-
ванными площадками С и D. Таким образом уравновешивание инер-
ционных сил с помощью вращающегося противовеса сводится в сущ-
ности не к уничтожению этих сил, а к замене в большей или меньшей
степени вертикальных сил горизонтальными. Увеличивая еще больше до-
бавочную массу противовеса М.", можно, очевидно, совершенно погасить
190
вертикальные силы PJ} направленные вдоль оси цилиндра, но при ЭТОМ
горизонтальные силы, создаваемые самим противовесом, соответственно
увеличатся. Ясно, что наиболее целесообразно будет компромиссное
решение, при котором масса противовеса /И выбирается таким образом,
чтобы ею уравновешивалась примерно половина вертикальных сил
инерции Pj.
Заметим, что это решение не всегда может оказаться наилучшим,
так как вибрации машины зависят не только от уравновешенности самого
двигателя, но и от устройства рамы, передней вилки и способа под-
вески мотора. В одних случаях вибрации, вызываемые остатком неурав-
новешенных сил, более ощутимы в вертикальном направлении, чем в
горизонтальном, — тогда будет выгоднее увеличить массу противовеса М\
чтобы погасить большую часть вертикальных сил PJ} например, не
половину, а две трети и т. п. В других случаях может иметь место
обратное соотношение. Решить этот вопрос аналитически нельзя. Поэтому
окончательная балансировка двигателя производится экспериментально,
после установки его на раму.
Рассмотрим теперь, на основании высказанных соображений, воз-
можные способы уравновешивания различных типов мотоциклетных
двигателей.
41. Уравновешивание одноцилиндрового двигателя
Обозначим вес вращающихся частей двигателя через GB , вес прямо-
линейно движущихся частей через Gn и радиус кривошипа через г.
Тогда вес противовеса, необходимого для уравновешивания центробежной
силы вращающихся частей при любом числе оборотов п;
G' = GB
где г —расстояние центра тяжести противовеса от оси коленчатого
вала. При / — г
G' = GB .
Вес G' распределяется поровну на оба маховика, и вопрос об
уравновешивании центробежной силы этим полностью разрешается.
Обратимся к силе инерции прямолинейно движущихся частей.
Максимальное значение этой силы в верхней мертвой точке:
•'О+Ч;
в нижней мертвой точке:
-р,= •'о ->-)•
Если для частичного уравновешивания этих сил взять добавочный
пРотивовес, вес которого, приведенный к радиусу кривошипа G" = -~, то
создаваемая им центробежная сила
р ___(л 2 р." г________( п V
V30 ) ° \30 / 2~ ’ г ‘
191
Остаток неуравновешенных сил в в. м. г.:
₽/-р;=(^)8-с»-<4+9-
В нижней м. т.:
Промежуточные значения могут быть найдены построением полярной
диаграммы, подобной рис. 142-//.
Можно дополнительный противовес G" сделать больше а именно
таким, чтобы создаваемая им центробежная сила уравновешивала 1
максимального значения Р} в в. м. т.
Тогда
(>) G’-=i(-^y-G„.r(1 + X).
Отсюда
G’ = 1.G„ •(!+>.).
При тех значениях к, которые употребительны в мотоциклетных
двигателях:
G"~0,63 О„.
Возьмем конкретный пример. Пусть вес прямолинейно движущихся
частей Gn = 0,6 кг\ вес вращающихся частей Gb=0,4k?, г =0,04 ж;
х = >/4.
Число оборотов можно взять произвольное. Примем п = 3000 об/мин.,
что удобно для вычислений. Тогда =10 000.
Для уравновешивания центробежной силы вращающихся частей нужен
противовес, вес которого, приведенный к радиусу г, равен G'=
= GB — 0,4 кг.
Для уравновешивания силы Р надо взять дополнительный проти-
вовес G'z = V2Gn =0,3 кг, илиО" = 1/е Gn (1 Ц-к) = 0,375 /« — 0,38.
Создаваемая им центробежная сила при 3000 об/мин. в первом
случае:
= Ю 000 • 0,3 • 0,04 = 120 кг}
во втором случае.
Р" = 10000 - 0,375 • 0,04 = 150 кг.
Силы инерции в верхней и нижней мертвых точках:
Р}= 10 000-0,6 • 0,04(1 -p/J = 300 кг,
—Pj = 10 000 - 0,6-0,04 (1 — i/J = 180 кг.
Остаток неуравновешенных сил в мертвых положениях:
вмт нмт
при G" = 0,3 кг......... 300 — 120 = 180 кг 180 — 120 = 60 кг
я G" = кг.......... 300—150= 150 кг 180 —150 = 30 кг.
т. е. во втором случае вертикальные неуравновешенные силы значительно
меньше, но зато сам противовес создает неуравновешенные центробежные
102
юризоитальные составляющие которых в' первом случае не пре
СИ; ходят 120 кг, а во-втором достигают 150 кг. Наглядное предста-
В°ение о вертикальных и горизонтальных силах инерции, остаю-
8 неуравновешенными в обоих случаях, дают полярные диаграммы
на рис. 143.
Для мотоциклетных двигателей более благоприятные результаты
дает обычно второй способ уравновешивания, с которого и следует на-
Рис. 143. К примеру уравновешивания одноцилиндрового двигателя.
чинать с тем, чтобы впоследствии, при испытаниях построенного мото-
цикла, иметь возможность облегчать противовес удалением некоторой
части металла, если это окажется нужным.
Итак, общий вес противовесов, приведенный к радиусу кривошипа:
G'4G" = 0,4 4-0,3 = 0,7 кг, или G' 4- G" = 0,4 40,38 = 0,78 кг.
Конструктивное оформление их рассмотрено выше, в § 38.
42. Уравновешивание V-образного двухцилиндрового двигателя
В V-образном двигателе вес поступательно-движущихся частей Gri в
каждом цилиндре составляется попрежнему из веса комплекта поршня
Ч~вес части шатуна М.,, приведенной к верхней головке. К вращаю-
щимся же частям в данном случае относятся приведенные массы 2М
обоих шатунов, надетых нижними головками на общую цапфу.
ьУДем попрежнему обозначать вес вращающихся частей через GB .
Как и в одноцилиндровом двигателе, вращающиеся части создают
п°стоянную центробежную силу
p«=U)2-°--r>
которая может быть полностью уравновешена
в°весом G'.
А. м. Иерусалимский 913.
соответствующим проти-
193
Что касается сил инерции, вызываемых посту па гельно-движущимися
массами в каждом цилиндре, то в любом положении кривошипа они
направлены параллельно осям цилиндров и, складываясь между собой
дают некоторую равнодействующую, которая проще всего определяется
графически. Пусть, например, цапфа кривошипа находится в точке л
на рис. 144. В этом положении угол отклонения кривошипа от оси
первого цилиндра равен а
а от оси второго цилиндра
равен а2, причем а2 = — у}
где 'f — угол между осями
цилиндров. Силы инерции Р
и Рп, действующие на об-
щую цапфу, направлены па-
раллельно осям I и //. Ве-
личина их может быть вы-
числена по общему уравне-
нию:
Gn г (cos а 4-
-j- X cos 2cz),
в котором вместо а должно
быть подставлено для ци-
линдра I значение а*, а для
цилиндра II значение а2.
Можно найти величины Р; и Р1Г также и по диаграмме (рис. 72) для
соответствующих углов поворота. Сложив их по правилу параллело-
грама, найдем равнодействующую R.
Пример. Пусть угол между осями цилиндров у = 45°; = 70° и, следо-
вательно, а2 = 70 — 45 = 25°. Остальные данные оставим те же, что и в § 41,
т. е. Gn = 0,6 кг, г = 0,04 п = 3000 об/мин. и К = 1/4.
Тогда:
Р{ =10000-0,6-0,04(cos 70° + l/4cos 140°) = 36,2 кг.
Рп =10 000-0,6-0,04 (cos 25° ф 1/4 cos 50°) = 256 кг.
Построив по ним параллелограм с острым углом у = 45°, найдем Р=280 кг *)-
Направление R, вообще говоря, не совпадает с вертикальной осью
двигателя. Исключение составляют точки О' и О", лежащие на концах
диаметра, делящего пополам угол у. При положении цапфы кривошипа
в этих точках Р{ =Р , и равнодействующая их направлена вертикально
вверх или вниз по радиусу кривошипа.
На основании этих соображений может быть построена полярная диа-
грамма сил инерции для V-образного двигателя, представленная на рис. 145.
*) R можно определить и аналитически по уравнению:
2 3
R* 2 — P[ 4- Рп 4- SPjPj, cos у = 282 кг.
194
Внутренний круг ее, как и раньше, изображает центробежную силу Рв,
издаваемую вращающимися частями. Круг этот разделен на 12 равных
частей и в каждой точке 0, 1, 2, 3 и пр. произведено построение,
поясняемое рис. 144.
Соединив концы всех равнодействующих /?0; Т?2 и др., получим
замкнутую кривую, радиусы-векторы которой изображают суммарные
силы инерции РаА~ Pj- Диаграмма показывает, что в данном случае мы
можем значительно увеличить вес противовеса G', не вызывая неуравно-
вешенных горизонтальных сил, как в одноцилиндровом двигателе. Дей-
ствительно, увеличив вес G' настолько, чтобы создаваемая им центробеж-
ная сила выразилась радиусом второго круга, начерченного пунктиром, мы
уравновесим, очевидно, не только центробежную силу вращающихся частей,
но и значительную долю сил инер-
ции прямолинейно движущихся
масс. Останется неуравновешенной
только часть инерционных сил, за-
ключенная между внешней кривой и
пунктирным кругом. (Отсчитывать
величину этих остатков здесь надо
не по вертикалям, как на рис. 142
и 143, а по направлению радиу-
сов-векторов). Можно пойти и еще
несколько дальше, т. е. еще уве-
личить добавочную массу проти-
вовеса, но при этом соответствую-
щий ему круг будет, как и в одно-
цилиндровом двигателе, выходить
за пределы кривой Pj-\-Pa, т. е.
появляются неуравновешенные го-
ризонтальные силы. Обычно до-
полнительный противовес G" де-
лают равным весу комплекта
поршня Gn одного цилиндра. Таким
образом, общий вес противовеса,
приведенный к радиусу г.
a'+Q" = GB + Oa.
Например, если вес поступа-
тельно-движущихся масс одного
Рис. 145. Полярная диаграмма сил инер-
ции V-образного двигателя с углом
7 = 60°.
Цилиндра Gn = 0,6 кг и общий
вес вращающихся вместе с цапфой
частей GB = 0,55 кг, то противовес, отнесенный к радиусу кривошипа,
будет 0,6-j-0,55 = 1,05 кг. Этот вес распределяется поровну на оба
чаховика.
Диаграмма рис. 145 построена в предположении, что угол между
осями цилиндров у = 60°. Чем больше этот угол, тем более кривая
приближается по своей форме к окружности. При угле у=90°
°на весьма мало отличается от окружности и, следовательно, в этом
случае можно почти совершенно уравновесить силы инерции вращаю-
щимся противовесом. Двигатели этого рода уравновешиваются не хуже
Чем линейные четырехцилиндровые. Тем не менее угол между осями
цилиндров не делают больше 60°, так как за этим пределом затрудняется
помещение двигателя и других приборов в габаритах рамы (Кроме того
при зажигании от магнето интенсивность искры в одном цилиндре пои
большом угле у значительно слабее, чем в другом.)
43. Уравновешивание двухцилиндрового двигателя с противолежа-
щими цилиндрами
В двигателях этого рода силы инерции в любом положении к иво-
шипа направлены в противоположные стороны и равны по абсолютной
величине, следовательно, создают пару, момент которой
Л4/=в-(р/4-р0)>
где а—расстояние между осями цилиндров (рис. 146).
Если бы оси цилиндров совпадали, т. е. а = 0,то и М7=0
т. е. дви атель был бы совершенно уравновешен.
Однако совпадение осей обоих цилиндров может быть достигнуто
здесь только ценою значительных конструктивных усложнений, от кото-
рых обычно предпочитают отказаться. Вместо того на концах вала
помещают два противовеса, вращение которых создает вторую пару сил
с плечом Ь, направлен-
ную противоположно
первой. Момент этой
пары будет, конечно,
иметь постоянную ве-
личину (при данном
числе оборотов) и по-
тому не может полно-
стью уравновеси1ь пе-
Рис. 146.
ременный момент М.
Однако ввиду незначительности плеча а (о предельном уменьшении
которого конструктор должен позаботиться) неуравновешенный остаток
момента сил Pj настолько мал по абсолютной величине, что им можно
пренебречь: уравновешивание получается достаточно хорошее.
Вес каждого противовеса, приведенный к радиусу кривошипа, опре-
деляется по формуле:
0= °.+ 4С")у’
где GB и Gn —веса вращающихся и прямолинейно движущихся частей
в одном цилиндре.
Например, если вес прямолинейно движущихся масс одного цилиндра
Св =0,6 кг; вес вращающихся масс одного кривошипа QB =0,4 кг,
(1=3 см; Ь — 6 см, то вес каждого противовеса, отнесенный к радиусу
кривошипа:
О = (0,4-|-0,3)~-=»= 0,350 кг.
При этом момент, сознаваемый центробежными силами кривошипов,
уравновешивается полностью. Кроме того, уравновешивается полусумма
максимальных моментов сил инерции Pj в в. м т. и н. м. т
1Яб
Дегю видеть, что, удвоив подобный кривошипный механизм, т. е.
применив четыре цилиндра по типу Цюндапп (рис. 56, D), мы получим
еще более совершенно уравновешенный двигатель, так как не только
силы инерции 1-го и 2-го порядка, но и моменты их будут в значи-
тельной мере погашаться без всяких противовесов.
44. Уравновешивание двухцилиндрового двигателя с параллельными
цилиндрами
Здесь могут быть два случая: а) кривошипы составляют угол О
и б) кривошипы разведены на 180 (рис. 147, А и В).
В первом случае двигатель в отношении уравновешивания очевидно
аналогичен одноцилиндровому с той лишь разницей, что GB и Gn пред-
ставляют собой общие веса вращающихся и возвратно-движущихся частей
двух кривошипных механизмов,
относится и к данному типу двига-
теля. Конкретный пример такого рас-
положения кривошипов мы видели
выше на рис. 54, причем коленчатый
вал выполнен с тремя противовесами.
Во втором случае, когда криво-
шипы составляют угол в 180 , силы
инерции PJt действующие в каждом
цилиндре, направлены в противопо-
ложные стороны, но неодинаковы по
величине.
Максимальная разность их полу-
чается в положении поршней в мерт-
вых точках, как показано на рис. 1
остальном все, сказанное в
Рис. 147
, Ви равна 2 -Дг)Сп • она
всегда направлена вверх. Эта разность не может быть уравновешена
вращающимися противовесами. Кроме того, силы-{-Ру и —Pj создают
переменный момент с плечом а, который частично уравновешивается.
С этой целью на продолжении щек кривошипов помещают два проти-
вовеса, из которых каждый равен весу~2/3Сп. Они создают пару,
момент которой направлен противоположно моменту сил Ру, вследствие
чего вертикальные реакции в коренных подшипниках, во-первых, умень-
шаются по абсолютной величине и, во-вторых, несколько уравниваются
одна относительно другой.
Что касается центробежных сил Рц от вращающихся масс, то они
образуют постоянную по величине пару с моментом = Рц - а. Сле-
довательно, их можно полностью уравновесить противовесами, располо-
женными также на продолжении крайних щек кривошипов и создаю-
щими момент противоположного направления.
Таким образом, общий вес каждого противовеса, приведенный к ра-
диусу кривошипа, будет:
G = (^ + 2/3Gn)|,
ГДе GB и Gn относятся к одному цилиндру.
19?
Например, если вес вращающихся частей одного
Gs = 0,4 кг, вес прямолинейно движущихся частей Оп
а=ж7 см, Ь = \2 см, то вес каждого противовеса:
кРивощИПа
«г.
0 = (0,4+-^-0,6 = 0,467 кг.
Как уже было упомянуто раньше, такое расположение г-'
применяется только для двухтактных мотоциклетных двигателей.
колен вала
ГЛАВА VII
РАСПРЕДЕЛИТЕЛЬНЫЙ МЕХАНИЗМ
45. Конструктивный обзор
Рис. 148. Распределение одноцилин-
дрового двигателя с боковыми кла-
панами.
Распределительным механизмом называется совокупность органов
обеспечивающих своевременный впуск рабочей смеси в цилиндры двига-
теля и выпуск отработавших газов. Сюда относятся клапаны и детали
управляющие их движением: кулаки*
шестерни, толкатели, пружины и раз-
ного рода промежуточные рычаги
Применение для мотоциклетных дви-
гателей других бесклапанных
типов распределительных механиз-
мов— с возвратно-движущимися или
вращающимися золотниками — имело
до сих пор место только в экспери-
ментальных двигателях *).
В настоящее время в четырех-
тактном двигателе применяется, как
правило, клапанное распределение,
в двухтактных же двигателях, как
известно, особый распределительный
механизм вовсе отсутствует, и функ-
цию его выполняет сам поршень,
перекрывающий при движении окна,
прорезанные в стенках цилиндра.
Простейшая форма распредели-
тельного механизма с минимальным
количеством деталей, а следовательно,
наиболее бесшумная, легкая и
одновременно дешевая, получает я
при боковом расположении кла-
панов. Такая конструкция предста-
влена, например, на рис. 148. Здесь
короткие толкатели, снабженные тарельчатой пятой, опираются непосре
ственно на кулачки, без всяких промежуточных рычагов, а верхним
*) См. А М. И е'р у с а л и м с к и й. Мотоцикл (описательный курс), Маш
гиз, 1946.
198
Рис. 149. Распределение V-образного двухцилпндроЕОГо двигателя.
концом, имеющим регулируемую головку, нажимают на стержень клапана
Система эта зарекомендовала себя на практике очень хорошо и прим
няется теперь наиболее часто. Однако при проектировании ее ока-ь
вается иногда затруднительным разместить кулачковые шестерни /
и 2 так, чтобы центры их совпадали с вертикальными осями толка
телей или только слегка были дезаксироваяы (для уменьшения
бокового давления толкателя на втулку). Такое затруднение как раз имеет
место на рис. 148. Решение в данном случае найдено в том, что ше сте ня
всасывающего клапана (левая) выполнена с двойным зубчатым венцом
разных диаметров. Таким образом вращение от ведущей шестеренки
сидящей на валу двигателя, передается левой шестерне и от последней'
через второй зубчатый венец меньшего диаметра, — шестерне выхлопного
клапана, причем кулачковые шестерни вращаются в противоположных
Рис. 150. Схема
распределения од-
ним кулачком.
Рис. 151. Расположение рокеров
V-образного двигателя.
направлениях. Подобное же решение задачи, применительно к двух-
цилиндровому двигателю, мы видим на рис. 149 (см. также рис. 52).
Следует заметить, что при этом усложняется изготовление кулачковых
шестерен с двойными и очень сближенными венцами разных диаметров
и создается неприятное обилие зубчатых зацеплений. Надо поэтому
стремиться по возможности к получению непосредственного и независимого
зацепления каждой из распределительных шестерен с ведущей шесте-
ренкой.
Введение промежуточных рычагов, так называемых рокеров, между
кулачком и толкателем весьма упрощает задачу размещения шестерен
и допускает в этом отношении любые варианты. Вместе с тем, приме-
нение рокеров в значительной мере устраняет перекос толкателя в напра-
вляющей втулке и связанный с этим износ. Добавление же этих неслож-
ных деталей компенсируется уменьшением числа распределительных
шестерен, как это можно видеть, например, на рис. 152 или 153, где
имеется всего одна распределительная шестерня с двумя кулачками,
обслуживающая оба клапана.
Можно и еще более упростить конструкцию и обойтись одним
и тем же кулачком для обоих клапанов по схеме, представление
на рис. 150. В положении, изображенном на схеме, кулачок начинает
нажимать на рокер А всасывающего клапана, и, следовательно, начи-
нается открытие этого клапана. Когда кулачок повернется в положение,,
200
обозначенное пунктиром, т. е. когда точка а переместится в ал, начнется
открытие выхлопного клапана рычажком В.
Если при этом продолжительность открытия выхлопного клапана
должна быть больше, чем всасывающего, то пяту рокера В делают
удлиненной формы: закругленные части ее профиля соединяют дугой агЬ.
Вследствие этого продолжительность открытия всасывающего клапана
будет определяться углом а, выпускного — углом р.
Применение рокеров для двухцилиндровых двигателей также приводит
к уменьшению числа распределительных шестерен до двух, по одной
на цилиндр, причем каждая снабжена двумя кулачками.
Довольно распространена также другая, еще более простая конструк-
ция, в которой распределение производится одной шестерней с двумя
кулачками: один кулачок обслуживает оба всасывающие клапана, попе-
ременно первого и второго цилиндра, другой — оба выпускные. Воз-
можность такого устройства поясняется схемой на рис. 151. Цифрами I и II
обозначены на схеме концы толкателей, допустим, выпускных клапанов
первого и второго цилиндров. Очевидно, вращаясь вокруг оси, кулачок
будет попеременно приподнимать рокеры, толкатели и соответствующие
клапаны. Однако для того, чтобы открытие клапанов совершалось свое-
временно, необходимо согласовать центральный угол у, определяемый
точками касания рокеров к начальной окружности кулачка, с углом
между цилиндрами — а.
Так как кулачок вращается вдвое медленнее кривошипа, то величина
этого угла
3603 — я
? =----—*
Например, при угле между осями цилиндров 50°
360 — 50 iceo
т=——=155-
Для всасывающих клапанов нужен второй кулачок, который поме-
щают на общей оси с первым, и другая пара рокеров. Таким образом,
весь распределительный механизм будет состоять из одной шестерни
с двумя кулачками, смещенными на определенный угол х, и двух пар
рокеров.
Величина угла х между осями симметрии кулачков зависит от фаз
распределения и должна быть выбрана так, чтобы осуществлялось не-
обходимое перекрытие клапанов (равное полусумме углов предварения
всасывания и запаздывания конца выпуска).
При горизонтально-противоположном расположении цилиндров наи-
более просто и целесообразно осуществляется распределение посред-
ством кулачкового валика, расположенного параллельно коленчатому
валу и соединенного с ним парой шестеренок с передаточным отноше-
нием 1 ; 2. Кулачки при этом могут действовать непосредственно на
толкатели, без всяких промежуточных звеньев. Пример такой конструк-
ции мы видели выше на рис. 55 (стр. 78).
При верхнем расположении клапанов распределительный механизм
Усложняется и может быть выполнен в двух основных вариантах:
а) Добавлением длинных толкающих штанг и верхних коромысел, дей-
201
ствуюших на стержни клапанов, причем сами распределительные
шестерни и кулачки сохраняют то же расположение, что и при боко-
вых клапанах, т. е. остаются в картере двигателя; б) перенесением всего
распределительного механизма на головку цилиндра с приводом к нему
от коленчатого вала посредством вертикального валика или цепи.
Типичная конструкция первого рода — с длинными толкателями
и нижним распределением—представлена выше на рис. 48 и 49 (стр. 70).
Другая современная конструкция того же типа показана на рис. 152.
Здесь интересно отметить сближенное расположение толкающих штанг,
Рис. 153. Детали распределительного механизма двигателя с верх-
ними клапанами.
помещенных рядом, в плоскости, параллельной оси коленчатого вала.
Поэтому их можно заключить в одну общую трубу. Двухкулачковая
распределительная шестерня сильно поднята вверх, вследствие чего
толкающие штанги значительно укорочены, промежуточные же короткие
толкатели совсем выброшены, так что штанги непосредственно опира-
ются на рокеры.
Наружные концы осей распределительной и промежуточной шесте-
рен укреплены не в крышке распределения, а в специальной опорной
плите, что придает большую жесткость установке шестерен и способ-
ствует уменьшению шума. Коромысла и пружины клапанов помешены
8 закрытом картере, представляющем собой отдельную отливку, укре-
пленную на головке на колонках. Вследствие этого общая высота
головки увеличилась до 170 мм, а полная высота двигателя возросла
540 мм, что надо считать преувеличенным для двигателя 350 см
'СР- рис. 48).
203
Детали распределительного механизма с верхним расположением
клапанов изображены на рис. 153.
В целях уменьшения шума, некоторые английские заводы применяют
цепной привод от двигателя к кулачковой шестерне. Пример подоб-
ной конструкции приведен на рис. 154. Так же, как и в предыдущем
примере, кулачковая шестерня сильно поднята вверх. Цепь приводит
одновременно в действие и магнето. Натяжение ее регулируется специ-
Рис. 154. Цепной привод к распределительной шестерне.
альным демпфером. В производственном отношении такое устройство
весьма выгодно, но требует высокого качества цепей.
Второй тип распределения при верхнем расположении клапанов —
кулачковым валиком, установленным на головке цилиндра,—был впер-
вые применен еще в 1914 г. заводом JAP, но только с 1922— 1 23 гг.
эта конструкция получила распространение на спортивных мотоциклах.
Преимуществом ее является значительное уменьшение веса возвратно-
движущихся частей и вызываемых ими сил инерции, так как здесь
отсутствуют длинные штанги, толкатели, рокеры и возвратные пружины.
204
Остаются только верхние коромысла и сами клапаны. При тех громад-
ных числах оборотов (порядка 6000 и выше), с которыми работают
гоночные мотоциклетные двигатели, это преимущество имеет существен-
ное значение: распределение совершается более точно, и мощность
двигателя несколько повышается.
Привод к верхнему кулачковому валику, как
мы уже сказали, осуществляется либо вертикаль-
ным передаточным валом и коническими ше-
стернями, либо цепью.
Общее представление об этой конструкции
дают рис. 155 и 156.
Рис. 156. Детали привода
к верхнему кулачковому
Рис. 155. Распределение верхним кулачковым
валиком.
Привод
валику.
Из них видно, что на головке двигателя укрепляется особый алю-
миниевый картер, внутри которого помещается на шариковых подшип-
никах распределительный валик с двумя кулачками; кулачки непосред-
действуют на двуплечие коромысла, открывающие клапаны.
от мотора осуществлен в данном случае посредством вертикаль-
ного вала и двух пар конических шестерен с общим передаточным
отношением;
/=2.
Передаточный вал установлен на шарикоподшипниках. Конические
Щестерни — на бронзовых втулках, торцевые поверхности которых
20о
воспринимают осевое давление. Чтобы правильность зацепления кони-
ческих шестерен не нарушалась при нагревании цилиндра, приводный
вал сделан из отдельных частей, соединенных скользящими муфтами
Другой вариант подобной конструкции представлен на рис. 157
Здесь привод к кулачковому валу осуществлен посредством цепи.
В общем, распределение верхним кулачковым валиком представляет
собой дорогую конструкцию, требующую весьма точного изготовления
и тщательной сборки, и применяется исключительно для спортивных
машин.
После этих общих замечаний, касающихся
конструкции распределительного механизма,
перейдем к рассмотрению отдельных его де-
талей.
46. Клапаны
Формы клапанов мотоциклетных двига-
телей вполне уясняются из воспроизведен-
ных в книге разрезов двигателей (рис. 47, 48,
49, 52 и др.).
В общем, как видно из чертежей, кла-
пан состоит из тарельчатой головки и более
или менее длинного стержня. Стержень про-
пускается через направляющую втулку, вста-
вленную в цилиндр, головка же обтачивается
на конус под углом в 45° (иногда 30°) и
пришлифовывается к седлу головки или ци-
линдра, имеющему такой же скос. Для за-
крепления упорной шайбы клапанных пру-
жин на конце стержня делают коническую
Рис. 157. Цепной привод к
верхнему кулачковому ва-
лику.
выточку, в которую вкладывается состоящий из двух отдельных поло-
винок конический замок. Снаружи на него надвигается упорная шайба,
прижимаемая пружиной. Прежний способ закрепления шайбы сквозной
поперечной чекой (рис. 148) в настоящее время почти совершенно остав-
лен, как более сложный в производственном отношении и в большей
степени ослабляющий сечение стержня.
Форма головки клапана может быть плоской или слегка выпуклой.
Переход от нее к стержню должен быть выполнен в виде плавного
закругления по пароболе или по луге круга как для получения хорошей
обтекаемости клапана струей газа, так и по соображениям прочное и,
чтобы избежать коробления клапана при высокой температуре.
Весьма выгодную в этом отношении форму представляет так назы-
ваемая тюльпанная головка, которая часто применяется для всасывающих
клапанов. Она дает возможность осуществить наиболее плавный п ре-
ход к стержню без увеличения веса. Как утверждает К. Ридль: „ПР
одинаковом подъеме тюльпанный клапан с головкой малого диаметра
дает лучшее наполнение цилиндра, нежели клапан с большой головкой,
но с малым радиусом закругления от головки к стержню".
Размеры клапанов определяются преимущественно конструктивными
возможностями. Так как подъем клапана ограничен довольно узкими
206
пределами не больше 8 мм (во избежание больших инерционных сил,
а при верхних клапанах—также возможных ударов головки клапана
о поршень), то диаметр клапана стремятся делать настолько большим,
насколько позволяет наличие места в камере сгорания.
Ориентировочно диаметр клапана- й==0,5 — 0,6 D, где D — диа-
метр цилиндра.
Изучение выполненных конструкций дает следующие размеры*
При объеме цилиндра .... 250 слА 350 слА 500 с.и3
Диаметр клапанов....... 32—38 мм 38—40 мм 40—45 мм.
Следует, однако, заметить, что сам по себе большой размер клапана
не гарантирует еще успешности наполнения и очистки цилиндра:
немаловажное значение в этом отношении имеет быстрота его открытия
и закрытия, определяемая профилем кулачка. Действительно, площадь
клапанной щели не остается постоянной при движении клапана,
а непрерывно изменяется от нуля до некоторого максимума и затем снова
до нуля в течение строго
определенного проме-
жутка времени.
Это изменение пло-
щади свободного прохода
газов через клапан можно
представить графически,
если отложить на оси аб-
сцисс в определенном мас-
штабе время открытия кла-
пана от начала подъема
Гем2
Рис. 158. Время-сечение клапана.
клапана в момент tl до посадки его в момент /2 (или пропорциональные
времени углы поворота кулачка), а по оси ординат соответствующие
площади клапанной щели f (или пропорциональные ей подъемы
клапана) — рис. 158.
Площадь F, ограниченная кривой и осью абсцисс, выражается, как
известно, таким образом:
са
[ f.dt.
Величина этого интеграла представляет собой сумму всех мгновен-
ных значений переменной площади клапанной щели за время /й—
и носит название время-сечение клапана. Если площади / выра-
жены в см2, а время в секундах, то время-сечение выразится в сл/2/сек.
Очевидно, этот параметр наиболее полно характеризует распределитель-
н й орган, так как учитывает одновременно не только площадь
свободного прохода для газов, но и продолжительность ее открытия.
Ясно, что клапан будет оказывать тем меньшее сопротивление протека-
нию газов, чем больше его время-сечение. Но последнее зависит, как
Мы видим, не только от площади прохода, определяемой диаметром
Лапана, но и от времени. При более быстром подъеме клапана кривая
ег° открытия пошла бы круче, как показано пунктиром на рис. 158,
и площадь, ограниченная ею, т. е. время-сечение, была бы больше при
°Дном и том же диаметре клапана и высоте его подъема.
207
Заметим также, что при одних и тех же (еометрических размерах
клапана время-сечение будет иметь различную величину не только
в зависимости от характера подъема клапана (т. е. профиля кулачка),
но и от числа оборотов, так как с увеличением числа оборотов дли-
тельность открытия клапана сокращается, а следовательно, уменьшается
и время-сечение.
Как бы то ни было, увеличение диаметра клапана остается главным
средством в руках конструктора для получения максимального времени
сечения, так как силы инерции ставят довольно жесткий предел быстроте
подъема клапана, и профиль кулачка всегда приходится строить так, чтобы
не вызывать слишком больших ускорений, т. е. производить подъем
и посадку клапана более или менее плавно.
С увеличением диаметра клапана возрастает и его вес, а следова-
тельно, при прочих равных условиях, и силы инерции. При большом
числе оборотов это влечет за собой необходимость усиления пружин
(во избежание отрыва толкателя от профиля кулачка), что связано
с увеличением их размеров, которые могут оказаться конструктивно
неудобными. В таких случаях в быстроходных двигателях нередко
удваивают число клапанов, что позволяет при том же или даже
несколько большем времени-сечении обходиться более слабыми пружи-
нами. Кроме того, при малом диаметре клапана головка менее склонна
коробиться при высокой температуре
При проектировании двигателя размеры клапанов выбираются по
конструктивным соображениям и устанавливаются чертежом, профиль же
кулачка строится с таким расчетом, чтобы при наименьших ускорениях
получить наибольшее время-сечение*).
Размеры всасывающего клапана проверяются по средней скорости
газа в проходном отверстии клапана при полном его подъеме, которая
является удобным и достаточно проверенным на практике критерием
для оценки процесса всасывания.
Обозначим через Fn — площадь поршня, ^ср — среднюю скорость
поршня, /к — площадь кольцевой щели при полном подъеме клапана
и vK — скорость газа, протекающего через клапан, и — коэфициент
наполнения.
Объем газа, всасываемого в единицу времени поршнем в цилиндр,
выразится произведением т)н • Fn • ^ср; объем газа, протекающего в то же
время через клапан, — произведением fK-vK. Оба эти объема должны
быть равны:
='^п*^ср-
Откуда
Fn " t^cp
J к
В этом равенстве площадь поршня Fn = —— , где D — диаме р П
S'M I о__ПОР*
линдра, средняя скорость поршня г,ср="зо' м/сек., где о
шня и п — число оборотов
*) Построение профилей кулачков см. в § 48
208
Определим площад проходною сечения /к. Как поясняет рис. 159,
I эта площадь представляет собой боковую поверхность усеченного
кон са с образующей h , которая всегда меньше вертикального подъема
13пана h. Если угол фаски седла клапана — а, то Zie = A*cosa.
ПрИ а = 45° получим
hc ~ Zt-cos 45° = 0,707-h.
Таким образом, площадь/к = к • tZcp -Ле = 0,707 7й-й?Лср, где dcp—сред-
d -р d
иий диаметр клапана в см, равный ——.
Подставляя все эти значения в написанное выше уравнение, найдем
следующее выражение для скорости газа в клапане:
1 D3-S-/Z ,
быть выражены в см и 5
коэфициент формулы будет
В этой формуле
в метрах. При угле
1
иной, а именно рур
получается несколько меньше при тех же
размерах клапана.
В двигателях,
серийных дорожных
рость всасываемой
превышать 55—60
ном эксплоатационном режиме — 2500 —
3000 об/мин.
В спортивных двигателях допустимы
более высокие значения скорости всасы-
вания— порядка 100—ПО м/сек. при
числе оборотов, соответствующем максимальной мощности,
стороны, при желании иметь устойчивую работу на малых
минимальная скорость всасываемой смеси не должна быть ниже 25 —
30 л/сек. во избежание конденсации топлива в трубопроводе.
Диаметр выхлопного клапана делают, как правило, равным диа-
метру всасывающего, иногда — несколько меньше всасывающего, что
дает возможность увеличить размеры всасывающего клапана и таким
образом улучшить наполнение цилиндра.
Высота подъема клапанов /г = 6—8 мм.
Размер образующей фаски клапана b = определяется следую-
щими соображениями. При малых значениях b облегчается достижение
герметичности клапана и его самоустановки в гнезде, но вместе с тем
Увеличивается удельное давление и, следовательно, износ седла,
и затрудняется отвод тепла от головки клапана к стенкам цилиндра.
Последнее особенно важно для выхлопных клапанов, не охлаждаемых
стРуей свежего заряда. Поэтому меньше 1,5 мм размер b делать не
следует. С другой стороны, нет надобности и увеличивать его сверх
А5 мм, чтобы не утяжелять клапан. В этих пределах обычно и заклю-
чается величина Ь.
14 дм. Иерусалимский. 913.
D, dcp и h должны
седла клапана в 30°
т. е. скорость газа
предназначенных для
машин, средняя ско-
смеси фк не должна
м/сек. при нормаль-
С другой
оборотах,
209
Высота цилиндрической части головки с ~ 1 мм.
Диаметр стержня клапана составляет ~ 1 d.
□
Проверка всех этих размеров расчетом на прочность не представляет
интереса, так как при высоких качествах сталей, идущих на изготовле-
ние клапанов, запас прочности получается свыше десятикратного.
Сталь для клапанов, помимо высоких механических свойств, должна
хорошо противостоять действию высокой температуры, не теряя своей
крепости при нагреве около 700°С и не давая окалины. Этим требова-
ниям в наибольшей степени удовлетворяет так называемая сильхро-
мовая сталь с содержанием 2,5—3,5% кремния и 8—9°/( хрома.
Этот род1 стали и является в настоящее время основным материалом
для клапанов.
В целях взаимозаменяемости оба клапана делают обыкновенно из
одного материала, хотя для всасывающего клапана могут быть применены
и менее стойкие стали, например, никелевые или хромоникелевые.
Направляющие втулки клапанов изготовляются из серого чугуна и
запрессовываются в цилиндр с некоторым натягом. Нет надобности ста-
вить их на резьбе, так как трением и давлением пружин они достаточно
надежно удерживаются на месте. Они могут быть отлиты также за одно
целое с цилиндром (рис. 79).
Клапаны форсированных двигателей изготовляют из хормоникельволь-
фрамовой стали, например, в Англии широко применяется для этой цели
сталь КЕ-965 следующего химического состава: С—O,41°/o; Si—0,92°/ ,
Мп—0,79%; Ni—14,7%; Сг—14,0%; W—2,07%.
Чтобы устранить всякую возможность перекоса клапана и уменьшить
износ, а также для улучшения теплоотвода, втулка должна быть доста-
точно длинной и охватывать стержень почти до головки клапана. Боль-
шое практическое значение имеет защита направляющих втулок от пыли,
а также их смазка, которая в настоящее время выполняется обычно ав-
томатически, путем подвода масла по специальным трубочкам. Зашита
втулок от пыли осуществляется при боковых клапанах устройством кры-
шек или телескопических кожухов, окружающих наружные части кла-
панных стержней и пружин (рис 55, 148 и др.). При верхних клапанах
весь клапанный механизм помещается в закрытом кожухе на головке
цилиндра, как мы видели это выше на рис. 86.
47. Толкатели, рокеры и коромысла
Толкатели мотоциклетных двигателей могут либо непосредственно
опираться на кулачок, либо—через промежуточный рычажок—рокер-
В первом случае нижний конец толкателя выполняется в виде пло-
ской тарелки (рис. 148), башмака (рис. 55) или снабжается роликом
(рис. 52 и 149).
При набегании кулачка на толкатель последний испытывает значи-
тельные боковые давления, стремящиеся перекосить его в направляюще
втулке.
На рис. 160 представлены три последовательных положения кулачка,
действующего на плоский толкатель. Из схемы видно, что точка касания
кулачка и тарелки непрерывно перемещается: в первый момент открыт
210
апана Она отстоит от оси толкателя на величину а, затем это расСтоя-
ие увеличивается до величины Ь, т. е. происходит скольжение кулачка
10 тарелке в направлении от центра к периферии; далее оно начинает
меньшаться (с) и достигает нуля только при полном открытии клапана.
Таким образом, почти во все время работы кулачка толкатель подвер-
. Р I Р3
Рис. 160.
Рис. 161.
гается изгибающему моменту, равному последовательно Руа\ Р2Ь\ Р3с и пр.,
который и создает перекос толкателя и боковое давление в напра-
вляющей. Для выхлопного клапана этот момент им'
чину в первый момент открытия клапана, так ь
должен преодолеть, кроме натяжения пружины, еще
давление газов в цилиндре (5—6 кг/см2) и инерцию
клапана и толкателя. При дальнейшем подъеме кла-
пана этот момент будет меньше, так как сила
инерции меняет знак и вычитается из силы пру-
жины, а главная нагрузка — давление газов —уже
не имеет места. Поэтому хотя плечо b и возрастает,
но момент уменьшается вследствие уменьшения
силы Р. Для всасывающего клапана максимальный
момент может и не совпадать с началом подъема
клапана и определить его можно только путем
более подробного анализа сил, действующих при
различных положениях кулачка. Во всяком слу-
чае, из схемы на рис. 160 понятно, что уменьше-
ние плеча, на котором действуют силы Р, должно,
при прочих равных условиях, сопровождаться умень-
шением изгибающего момента. Из этих соображе-
ний и прибегают нередко к дезаксации кулачка,
т- е. перенесению его центра из О в Ог. Схема показывает, что точка
касания при этом сдвинется в том же направлении и приблизится к
Центральной оси толкателя, значит, плечо а' станет меньше а. Это отно-
сится и к другим положениям кулачка.
При роликовом толкателе боковое давление также неизбежно, что
видно из схемы на рис. 161. Давление кулачка R направлено по радиусу
Р°лика, проведенному в точку касания — а. Разложение силы R во всех
положениях (за исключением полного подъема клапана) дает горизонталь-
ную составляющую Q. При дезаксации кулачка точка касания переме-
наибольшую вели-
при этом кулачок
Стилась бы в Ь, т. е. ближе к оси толкателя, й боковое Давление выра.
зилось бы вектором Qi < Q
В общем, устранить полностью перекос толкателя этими мерами
нельзя.
В более благоприятных условиях в этом отношении работают толка-
тели при наличии рокеров.
Правда, и здесь неизбежно некоторое скольжение конца толкателя
по поверхности рокера, так как пос 1едний движется по дуге, а следо-
вательно, и в этом случае будет возникать боковое давление. Отнако
его можно свести почти к нулю, если придать рокеру достаточную длин
и расположить его ось таким образом, чтобы точка касания толкателя
совпадала с его центральной осью при подъеме клапана на х/2 его хода
(рис. 162). Это относится и к верхним коромыслам. В обоих слу-
чаях радиус качания R следует делать не меньше 35 лиг.
При соблюдении этих условий можно считать толкатели практически
разгруженными от бокового давления, поэтому диаметр их может быть
допущен минимальный. Обыкновенно его делают равным диаметру стерж-
ней клапанов, следовательно, одинаково напряженным с последними
на сжатие.
Что касается толкателей с плоской тарелкой или с роликом, то для
сохранения втулок от износа необходимо увеличивать диаметр толкателя
настолько, чтобы максимальное давление у концоз втулки не превосхо-
дило~30д;г. Пои этом диаметр толкателя доводят иногда до размеров
тарелки, что обеспечивает минимальный износ. Впрочем, при роликовых
толкателях диаметр приходится значительно увеличивать и по чисто
конструктивным причинам: для того чтобы ролик выполнял свое
назначение и не скользил по поверхности кулачка при большом числе
оборотов, надо, чтобы диаметр его был достаточно велик — от 1[2 до2/з
диаметра начальной окружности кулачка, т. е. в среднем около 20 л/л/.
В связи с этим необходимо дать достаточные размеры и толкателю, по
крайней мере нижней его части. На рис. 52 видны некоторые другие
детали этой конструкции. Чтобы предохранить толкатель от поверти '.ания в
время работы, концы оси ролика удлинены и выступают снаружи толкателя;
на них запилены плоскости, которыми они скользят в вертикальных
прооезях, сделанных в стенках направляющей втулки.
Напротив, для тарельчатого толкателя повертывание вокруг оси
является желательным, чтобы износ распределялся равномерней, и это
212
1
повертывание вызывают искусственно, смещая тарелку относительно
кулачка так, чтобы давление на нее действовало эксцентрично.
Толкающие штанги, применяемые при верхнем расположении клапа-
нов, выполняются обыкновенно для уменьшения веса трубчатыми, хотя
применяются иногда и сплошные стержни диаметром 6—7 мм. Наконеч-
ники их вогнутой или шарообразной формы, изготовляются отдельно и
припаиваются медью.
Штанги проверяются на продольный изгиб по формуле Эйлера:
где Е—модуль упругости = 2 200 000,
/—момент инерции для кольцевого сечения = 0,05 (d4— d^) см*,
J — длина штанги в см,
п — запас прочности.
Нагрузка Р представляет здесь суммарную силу давления газов на
клапан в момент открытия, инерции клапана и предварительной затяжки
п жины, умноженную на отношение плеч коромысла.
Конструкции верхних коромысел достаточно уясняются из помещен-
ных выше чертежей (рис. 86, 153, и др.). Они устанавливаются по боль-
шей части на гладких бронзовых подшипниках, ре>ье на роликовых или
игольчатых подшипниках. Во всех случаях должна быть обеспечена на-
дежная смазка подшипников. Плечо, действующее на клапан, как уже
было отмечено, следует делать не короче 35 мм для уменьшения
скольжения конца коромысла по торцу клапанного стержня. Регулировоч-
ные штифты можно располагать на любом конце коромысла или на
толкателе. Выбор местоположения их определяется соображениями
доступности.
Прочность коромысла проверяется в опасном сечении АВ (рис. 162).
Изгибающий момент — М = Р1 кг-см, где Р имеет значение, указан-
ное выше.
Напряжение о = ~л:г/с.и2, где W—момент сопротивления сечения.
Запас прочности для всех этих деталей должен быть не меньше де-
сятикратного, ввиду крайне неблагоприятного характера нагрузки и
вызываемой ею усталости металла
Все скользящие поверхности толкателей, рокеров, роликов и пр.
подвергаются закалке и шлифуются.
Для уменьшения износа конца клапана на него часто надевают от-
дельный колпачок, который подвергается цементации и закалке. Во из-
бежание сквозной цементации толщина стенок такого колпачка должна
быть около 2 мм. Твердость доводят до 52 по Роквеллу.
48. Фазы распределения
В быстроходных двигателях мотоциклетного типа моменты открытия
и закрытия клапанов никогда не совпадают с мертвыми положениями
поршня: начальный момент открытия клапана всегда устанавливается
с некоторым предварением, т. е. еще до прихода поршня в соответствую-
щую мертвую точку, посадка же клапана в его седло заканчивается с некото-
рым запаздыванием, после прохождения поршнем мертвого положения.
213
Такая установка фаз распределения вызывается, во-первых, чи То
механическими причинами: открытие и закрытие клапанов нельзя произ-
водить мгновенно. Напротив, необходимо в первый момент совершать
подъем клапана возможно более плавно, и только затем уже, когда он
сдвинется с места и приобретет некоторую инерцию движения, можно
ускорять открытие более резко. Точно так же и заключительный момент
посадки клапана должен быть выполняем мягко, без удара. Поэтому
начиная подъем клапана точно в мертвой точке, мы фактически поту’
чили бы достаточное свободное сечение с значительным опозданием, при
посадке же клапан был бы фактически закрыт раньше, чем предположено
т. е. период всасывания или выхлопа оказался бы урезанным с обоих
концов. Во-вторых, сдвиг фаз распределения относительно мертвых то-
чек диктуется соображениями лучшего наполнения и очистки цилиндра
Как мы видели выше (§ 45), всасывание смеси происходит с громадной
скоростью, доходящей до 100 и больше лг/сек.* В момент захлопывания
всасывающего клапана этот газовый поток не может быть остановлен
мгновенно, вследствие чего под головкой клапана произойдет уплотнение
газа и повышение давления. Следовательно, если в следующий момент
клапан будет снова открыт, то смесь двинется в цилиндр, хотя поршень
еще и не присасывает ее, и хотя в цилиндре имеется в этот момент
несколько повышенное над атмосферным давление.
Эта инерция газовой струи может быть, очевидно, использована для
наполнения и в конце всасывания, если держать клапан открытым неко-
торое время после прохождения поршнем нижней мертвой точки Чем
больше число оборотов, тем больше и скорость всасываемой смеси и,
следовательно, тем дольше можно держать клапан открытым, не опа-
саясь выталкивания заряда обратно во всасывающую трубу. Аналогичные
условия создаются и в конце выхлопа, протекающего с еще большей
скоростью: при открытом выхлопном клапане продукты сгорания будут
продолжать по инерции уходить наружу, несмотря на то, что поршень
начинает новый ход и уже не выталкивает их из цилиндра.
Что касается предварения выхлопа, то оно вызывается необходимостью
заранее понизить давление в цилиндре к началу обратного хода поршня,
так как иначе он испытывал бы большое противодавление (порядка
3—4 кг'см2), что сопровождалось бы значительной потерей мощности.
Вблизи верхней мертвой точки оба клапана оказываются открытыми
одновременно, так как всасывающий открывается до прихода поршня
в в. м. т., а выхлопной закрывается после в. м. т. Получается таким
образом перекрытие клапанов. Как далеко может простираться это пере-
крытие, показывают примеры некоторых форсированных мотоциклетных
двигателей, рассчитанных на 5500—6000 об/мин. Так, у мотоцикла Вело-
сет (Velocette) 350 см*, мод. MAF, угол предварения всасывания со-
ставляет 48° и запаздывание выхлопа 70°, т. е. перекрытие клапанов
48°-J-70° = 118°.
У двигателя М-72 соответствующие фазы составляют 76® и 52 ,
что дает в сумме 128°, хотя этот двигатель не относится к числу фор'
сированных и развивает максимальную мощность при 4600 об/мин.
Для объяснения явлений, происходящих во время перекрытия кла-
панов, было предложено не мало теорий, из которых некоторые допускают
даже попадание выхлопных газов во всасывающую трубу, считая, чТ
214
т0 не может иметь вредных последствий ввиду незначительности вре-
мени-сечения всасывающего клапана в период перекрытия и, следова-
тельно, ничтожного количества газов, успевающих проникнуть во вса-
сывающий трубопровод Приведенные выше величины перекрытия, неви-
димому, говорят против этих соображений. Правильнее, по нашему мне-
• нию, предположить, что отходящие газы совсем не могут проникать во
всасывающую трубу в силу большой инерции, принуждающей их сле-
довать пэ установившемуся течению.
Как бы то ни было, практика подтверждает благоприятное влияние
перекрытия клапанов на работу двигателя.
Наивыгоднейшая установка фаз распределения определяется целым
рядом факторов: многооборотностью двигателя, его назначением, распо-
ложением клапанов и свечи, конструкцией камеры сжатия, условиями
карбюрации и сгорания топлива. Поэтому окончательный выбор фаз
распределения может быть произведен только экспериментально, во время
предварительных лабораторных испытаний двигателя. Попытки подойти
к решению этого вопроса чисто аналитически, на основании теплового
расчета и теории истечения газов, совершенно ненадежны.
При проектировании двигателя задаются некоторой средней распре-
делительной характеристикой по аналогии с выполненными конструкци-
ями*).
Для нормального транспортного мотоцикла с боковыми клапанами
можно принять как среднюю предварительную характеристику (см.
рис. 163, Д):
Открытие всасывающего клапана .
Закрытие „ „
Открытие выхлопного клапана . .
Закрытие я я . .
. 10’ до в м.т. (или 1°/о по ходу поршня)
. 50° после н. м. т. „ 140/0 „
.55° до н.м.т „ 17% „
. 20° после в. м. т. „ 4% „
С целью иметь одинаковые профили кулачков для обоих клапанов
часто применяют у серийных машин одинаковые фазы распределения
для всасывающего и выпускного клапанов, например 10°—50°—50°—10°
(первые две цифры относятся к всасывающему клапану, последние —
к выхлопному).
В двигателях с верхними клапанами, рассчитанных на работу с повы-
шенным числом оборотов, можно допустить более значительные откло-
нения от мертвых положений поршня.
Для двигателей этого типа можно принять в среднем следующие
фазы (рис. 163, В):
ткрытие всасывающего клапана
Закрыти е „ „
ткрытие выхлопного клапана .
Закрытие
. 20 до в м. т. (или
. 55° после н. м т. „
. 60° до и. м. т. „
. 25° после в. м т. „
4% по ходу поршня)
17% „ „
20% „ „
6% . .
При регулировке двигателя во время испытаний следует иметь в виду, что
изменение работы распределения при одном и том же профиле кулачков
см 2,РаспРеДелительные характеристики современных мотоциклетных двигателей
• * Ютоциклетный справочник
215
может быть достигнуто не только перестановкой кулачковых шестерен
на тот или иной угол, но также изменением диаметра ролика толкателя
или радиуса кривизны опорной поверхности рокера. Увеличение их
Рис. 163. Средние распределительные характеристики мотоциклетных
двигателей.
Рис. 164. Влияние фаз распределения на мощность и
расход топлива.
увеличивает и время-сечение клапанов. Изменение зазора между толкате-
лем и клапаном также влияет на фазы распределения.
Каких результатов можно добиться в смысле повышения мощности
двигателя и экономии горючего путем изменения фаз распределения,
наглядно показывает рис. 164.
Обе кривые Ne относятся к одному и тому же двигателю, рабо-
тавшему на одном и том же топливе с одинаковой степенью сжатия
216
(были изменены только диаметр всасывающей трубы для кривой
!___0 I1/]/, для кривой II—0 P/s*7, и опережение зажигания).
Надо заметить, что фазы распределения задаются для холодного дви-
гателя. Во время работы двигателя они всегда несколько изменяются,
так как зазор между толкателем и клапаном не сохраняет своей величины
вследствие расширения деталей кривошипного механизма. У верхнекла-
панных двигателей зазор обычно увеличивается при нагреве двигателя,
у двигателей с боковыми клапанами он может изменяться в обе стороны
в зависимости от того, какой из двух факторов — удлинение цилиндра
или удлинение клапана — является преобладающим. В частности, напри-
мер, у двигателя М-72 зазоры увеличиваются при нагреве двигателя,
вследствие чего двигатель работает фактически с значительно меньшим
предварением начала всасывания и выхлопа, чем это можно предполагать
по его распределительной характеристике, относящейся к холодному
двигателю.
49. Профили кулачков
Профиль кулачка должен удовлетворять следующим основным тре-
бованиям: а) определяемое им время-сечение клапана (рис. 158) должно
быть возможно больше; б) ускорения (или замедления) движения кла-
пана не должны превосходить известного предела, так как иначе для
противодействия силам инерции понадобятся очень сильные пружины,
которые увеличивают механические потери и нежелательны по чисто
конструктивным причинам; в) кулачок должен быть достаточно прост
в производственном отношении; с этой точки зрения наиболее
удобны выпуклые профили, состоящие из дуг и прямых линий; они
и применяются обычно на практике; профили, имеющие вогнутые участки
кривой, могут быть отшлифованы только в том случае, если радиус
имеющихся в наличии шлифовальных камней меньше минимального ра-
диуса кривизны соответствующего участка профиля.
Для построения профиля кулачка должны быть заданы: 1) фазы рас-
пределения, 2) высота подъема клапана h, 3) зазор (<?) между толкате-
лем и клапаном, 4) отношение плеч рокеров и верхних коромысел (при
верхних клапанах), 5) радиус ролика или скользящей поверхности рокера
(в случае толкателя с плоской тарелкой этот радиус равен бесконечности).
Подъем клапана начинается в точке а и заканчивается в точке b
(рис. 165). Соответствующий угол поворота кулачка а определяется
заданными фазами распределения.
Если предварение открытия клапана — А и запаздывание закрытия
его — В°, то
а =-------2------
так как кулачок вращается вдвое медленней, чем кривошип. Например:
всасывающий клапан открывается за 20° до в. м. т. и закрывается, когда
кривошип повернется на 50°, пройдя и. м. т.
Угол кулачка а = ,2_(L+J^+180 _ |25°30'.
Подъем толкателя начинается заранее, в точке с и заканчивается
после посадки клапана, в точке d. Величина утла кулачка у, необхо-
217
димого для подъема толкателя на высоту зазора е, зависит от профиля
кулака на участках ас и bd и от величины зазора.
Величина зазора между толкателем и стержнем клапана:
при боковых клапанах 0,1—0,15 мм,
при верхних клапанах — вдвое меньше.
Рис 165.
Рис. 166.
Многие заводы рекомендуют при верхних клапанах зазор, равный 0
так как высота цилиндра при нагреве увеличивается в большей степени,
чем длина толкающих штанг, остающихся почти холодными, и следо-
вательно, зазор не может уменьшиться во время работы двигателя,
Полный угол кулака р = а + 2у.
Высота кулака (А,?) при непосредствен-
ном действии его на толкатель равна высоте
подъема клапана (А) плюс зазор:
hm h е.
При наличии рокеров и верхних коромы-
сел должно быть учтено отношение плеч ры-
чагов (рис. 166):
Надо заметить, что предварительный
подъем толкателя на величину зазора может
быть осуществлен еще другим способом, пока-
зазор е отложен во внутрь начального круга
и окружность зазора описана, следовательно, радиусом 7? — е. Подъем
клапана начинается в точке а и заканчивается в точке Ь, которые лежат
на самой начальной окружности (радиуса /?), а не на окружности зазора,
как было раньше. Переход от точки а к окружности зазора выпол-
няется или по прямой, проведенной из а касательно к окружности
зазора, или еще лучше по дуге, описанной из центра О радиусом R
так, чтобы она проходила через а и касалась окружности зазора (это
и выполнено на рис. 167). Таким образом, при закрытом клапане толка-
тель или рокер скользит не по начальной окружности (которая в дан-
ном случае является линией воображаемой), а по окружности зазора.
Подъем толкателя начинается в точке с и продолжается до а, ко да он
218
входит в соприкосновение с клапаном. Высота кулака равна высоте
подъема клапана (при отсутствии промежуточных рычагов). Удар, который
имеет место в начальный момент подъема клапана, значительно смяг-
чается при таком способе построения профиля, и работа распредели-
тельных органов протекает менее шумно.
Для получения бесшумной и плавной работы кулачка следует также
делать диаметр начальной окружности возможно больше, насколько это
совместимо с конструктивными условиями, обычно 30—34 мм.
Диаметр ролика или закругления скользящей поверхности рокера
составляет от х/2 до /3 диаметра начальной окружности, т. е.
20—25 мм.
Толщина кулачка при работе с рокером или роликовым толкателем
может быть взята приблизительно в */4 начальной окружности. При не-
посредственном скольжении тарелки толка-
теля по кулачку последний делают примерно
вдвое толще.
Кулачки выполняются обычно за одно це-
лое с распределительными шестернями и
после фрезеровки рабочая поверхность их
цементируется и шлифуется. Впрочем, для
удобства цементации кулачка, без ущерба
для сравнительно тонких вершин зубцов ше-
стерни, применяют иногда и раздельное вы-
полнение кулачка и шестерни с последую-
щим соединением их на шпонке Вудруфа
(рис. 153). Шестерни применяются обык-
новенные, цилиндрические с модулем обычно
не свыше 1,5.
Рассмотрим построение наиболее употре-
бительных профилей.
а) Тангенциальный кулачок. Профиль
тангенциального кулачка (рис. 168) обра-
зуется двумя касательными, проведенными
к начальной окружности в точках В и Е,
и дугами, описанными радиусами 7? и г'
из центров О и О'. При скольжении толк
ствующей повороту кулачка на угол ср, клапан открыт полностью.
При ср = 0 оба центра О' сливаются в одну точку, лежащую на оси
симметрии, и вся верхняя часть кулачка очерчивается дугой одного
радиуса. При таком профиле клапан бывает открыт полностью только
в момент перехода толкателя через высшую точку кулачка, но подъем
и посадка клапана происходят более плавно, вследствие чего такой
профиль и применяется обыкновенно для многооборотных мотоциклет-
ных двигателей.
Для вычерчивания кулачка нужны следующие данные; радиус началь-
ной окружности /?; зазор е\ а—угол, определяемый необходимой про-
должительностью открытия клапана; г—радиус ролика толкателя или
закругления рокера и высота кулачка hm, определяемая необходимой
высотой подъема клапана и отношением плеч промежуточных рычагов,
если таковые имеются.
219
Чертеж выполняется в увеличенном масштабе (например, М. 5:1
Чертят начальную окружность кулака радиусом /?, выбранным по кон-
структивным соображениям. Для определения крайних точек профиля
В и Е необходимо вычислить угол у, соответствующий зазору.
Величина этого угла может быть найдена из геометрического соот-
ношения:
/? + г
cos у = р .
* R 4- г + е
При подстановке в эту формулу значения е надо помнить, что оно
равно зазору между толкателем и клапаном только при непосредствен-
ном действии кулака на толкатель; при наличии промежуточных рыча-
гов надо учесть отношение их плеч.
Положение точки А, в которой касательные встречаются с осью
симметрии, определяется из прямоугольного треугольника АОВ:
cos^ + f)
Этот размер следует указывать и на рабочем чертеже.
Вершина кулака очерчивается дугой, описанной из центра О радиусом
#1 = R + hm-
Далее, задаваясь желаемой величиной угла ср, намечают точки а и Ь.
Положение центров О' (или общего центра при ср == 0) проще всего
находится графически. Для этого проводят касательную аК и делят угол
между нею и касательной АЕ пополам. Биссектриса НО' пересекает ра-
диус Оа (или ось симметрии при ср=О) в искомой точке. Для получе-
ния достаточно плавных переходов радиусы закруглений г' не должны
быть очень малыми. Приблизительная величина их г' 0,7 hm.
Пример. Рассчитаем размеры тангенциального кулачка, действующего
через рокер, при условии, что продолжительность открытия клапана должна
быть, согласно принятым фазам распределения, 250° (считая по кривошипу)
и высота подъема клапана h = l мм; зазор между толкателем и клапа-
ном— 0,15 мм; плечо рокера, действующее на клапан,— 5) мм; плечо рокера,
опирающееся на кулак,— 35 мм. Радиусы начальной окружности и закругления
рокера выбираем по конструктивным основаниям: R = 16 мм; г = 8 мм.
xz 250
Угол кулака а = = 125 .
Для вычисления угла у найдем предварительно величину зазора е между
куладом и рокером, необходимую для того, чтобы поднять толкатель на 0,15 мм.
Принимая во внимание отношение плеч рокера, получим;
0,15-35
е =---------= 0,1 Оо мм.
оО
Тогда угол 7 найдем из выражения:
/? + г 16 + 8
C0S7~/?+r+ е “16+8+0,105 - °-995-
7 = 5° 40'.
Положение точек касания В и Е определено этим углом.
220
Положение точки А:
16
cos68°10'
16
0,372 “ 43 ММ'
Высота кулака над начальной окружностью:
7,15-35 _
— 50 — мм-
Следовательно, /?1 = 16 -}- 5 — 21 мм.
Закругления можно выполнить радиусом г'= 0,7-5 = 3,5 мм.
Это минимальный радиус, при котором угол ср, соответствующий полному
открытию клапана, будет наибольший. При увеличении г' угол <р будет умень-
шаться с одновременным уменьшением времени-сечения клапана. При ср=О
центр закругления попадает на ось симметрии на расстоянии от центра кулака1
ОО' =
hm
1 — cos I у + 7
5
1—cos 68° 10'
= 7,95 мм ~ 8 мм.
и радиус закругления будет максимальный:
г' = 7?! — ОО ' = 21 — 8 = 13 мм.
Таким образом, все размеры, необходи-
мые для построения профиля и для ука-
зания на рабочем чертеже, найдены.
Рис. 170. Построение парабо-
лического кулачка.
Рис. 169. Кривая подъема клапана
при параболическом кулачке.
б) Параболический профиль. При этом профиле кривая подъема
клапана следует закону параболы, и движение клапана совершается
с постоянным ускорением.
На рис. 169 показана кривая подъема клапана при параболическом
профиле кулачка от начала подъема до полного открытия клапана,
т. е. при повороте кулачка на угол -|-.
Кривая образована двумя сопряженными параболами AM и МС. Точка
перегиба М может быть взята посредине. В таком случае кривые AM
к МС будут симметричны. Но обыкновенно точку М намечают ближе
и А, чтобы получить вначале более быстрое открытие клапана и таким
образом увеличить время-сечение его. Отношение углов поворота кулачка,
соответствующих AD и BD, берут около 1 :2.
221
Подъем клапана по Кривой AM совершается равномерно-ускоренно
по кривой МС— равномерно-замедленно.
Построение кривых производится следующим образом.
В точке В восстанавливают перпендикуляр и откладывают BC—hm—е
в увеличенном масштабе, принимая во внимание отношение плеч про-
межуточных рычагов. Точки С и А соединяют прямой. В точке D про-
водят вертикаль DM и получают в пересечении с АС положение точки
перегиба М.
Для построения параболы AM делят AD и DM на одинаковое число
равных частей. В пересечении лучей, проведенных в точку А с одно-
именными вертикалями, получают ряд точек параболы.
Подобным же образом строится парабола МС.
На основании кривой подъема производится построение профиля
кулачка (см. рис. 170). Проводят три концентричных окружности радиу-
сами В, и (обозначения прежние).
Угол Делят на п равных частей так же, как и абсциссу АВ
на рис. 169. На проведенных радиусах откладывают над окружностью
величины подъемов, взятые с рис. 169, в принятом масштабе.
Получают ряд точек 1,2,3... п, определяющих перемещение центра
ролика толкателя или закругления рокера. Из полученных центров
описывают ряд окружностей радиусом г. Кривая, касательная к этим
окружностям, и будет требуемым профилем кулачка, доведенным
до окружности зазоров (точка Л). Доводку его до начальной окруж-
ности осуществляют по любой кривой, придавая ей плавные переходы.
Строго говоря, наличие рокеров несколько изменяет характер кривой
подъема клапана, так как плечо рокера имеет переменную величину,
но в пределах необходимой точности можно считать это влияние, не имею-
щим практического значения.
Параболический профиль дает, при прочих равных условиях, наи-
большее время-сечение клапана, но обработка его представляет извест-
ные затруднения, отмеченные выше.
в) Кулачок для толкателя с плоской тарелкой или башмаком.
Рассмотрим изменение подъема клапана при замене ролика, или вообще
цилиндрической формы скользящей поверхности толкателя, — плоской
тарелкой.
Возьмем обыкновенный тангенциальный кулачок, профиль которого
представлен на рис. 171, и построим кривую подъемов толкателя, снаб-
женного роликом, предполагая для простоты, что ролик опирается непосред-
ственно на кулачок, без промежуточных рычагов (наличие последних
изменило бы только абсолютные высоты подъемов, но не характер про-
текания кривой). Так как центр ролика совершает такие же перемеще-
ния, как и стержень толкателя, то будем рассматривать именно движе-
ние центра. В начале подъема центр ролика находится в точке А
на продолжении радиуса О А и на расстоянии АА' = г от поверхности
кулачка. При движении ролика по прямолинейной части профиля кулачка
АВ центр его будет перемещаться по прямой А'В' || АВ. При движе-
нии ролика по закруглению ВС центр опишет дугу В'С', концентрич-
ную первой и отстоящую от ВС попрежнему на величину г. Наконец,
при закрытом клапане, когда ролик движется по начальной окружности
кулачка, центр ею описывает дугу, проведенную радиусом и кон-
центричную начальной окружности. Она обозначена на чертеже пункти-
ром. Если далее провести радиусы из центра кулачка, положим, через
каждые 5°, то отрезки их I, 2, 3, 4 и т. д., лежащие между кривой А'В'С'
и пунктирной окружностью, очевидно, выразят соответствующие подъемы
толкателя.
Развернем часть дуги начальной окружности, соответствующей углу
“ , разделим ее на столько же равных частей, насколько разделен угол
а
Т’
4 и
теля
и отложим в точках деления ординаты, равные отрезкам 1, 2, 3,
пр. Соединив их вершины, получим кривую подъема толка-
I (фиг. 171, С). Если нанести параллельно оси абсцисс горизон-
Рпс. 171 Подъем клапана при роликовом и плоском толкателе.
таль на расстоянии, равном зазору е, то части ординат, лежащие выше
этой горизонтали, будут выражать подъем самого клапана, отрезок же
кривой I, лежащей ниже линии зазора, относится только к подъему
одного толкателя.
Предположим теперь, что вместо ролика толкатель снабжен плоской
тарелкой или башмаком (фиг. В).
В начале подъема тарелка занимает положение I и соприкасается
с профилем кулачка по всей длине АВ. При этом она перпендикулярна
к радиусу ОА. При повороте кулачка на некоторый угол тарелка займет
положение II, т. е. оставаясь перпендикулярной к радиусу, она вместе
с тем будет касательной к закругленной части профиля в точке 1. При
Дальнейшем повороте точка касания переместится в 2, и тарелка займет
положение III и т. д. Отрезки ab, cd и др., заключенные между
тарелкой и начальной окружностью, представляют величины подъемов
толкателя, а пунктирная кривая Аас — их постепенное нарастание. Нанеся
223
и, следовательно, скоростей
Построение производится
эти отрезки на фиг. С, мы получим кривую подъемов толкателя и кла-
пана II, которая, как видим, значительно отличается от первой: подъем
клапана совершается более резко и должен вызывать большие инер-
ционные силы. Далее из фиг. В легко видеть, что прямолинейная часть
профиля АВ не принимает никакого участия в работе кулачка: работающей
частью является только дуга ВС, которая и будет быстро изнашиваться.
По всем этим причинам кулачок для плоского толкателя профили-
руется иначе, а именно прямолинейная часть АВ также заменяется в нем
дугой и получает вследствие этого необходимую выпуклость, аким об-
разом профиль кулачка очерчивается весь двумя дугами разного радиуса
Р() и г, как показано на рис. 172. Радиусом Ro задаются, радиус г
находится графическим построением или вычисляется. Подбирая те или
иные радиусы, можно получить любой вид кривой подъема клапана
и ускорений, с которыми происходит его
движение. Очевидно, чем больше /? , тем
более плоской делается дуга АВ, т. е.
профиль кулачка приближается к танген-
циальному. Для получения плавной кривой
подъема в начале скольжения тарелки по ку-
лачку, следует уменьшить длину Ro, однако
одновременно уменьшается и радиус вер-
шины г, и кулачок приобретает остро-
конечную форму. Минимальным значением
Ro будет очевидно то, при котором дуга
АВ пройдет через точку D, определяе-
мую наибольшим заданным подъемом кла-
пана.
Практически наиболее удовлетвори-
тельные формы профиля получаются при
/?0 = 3— 4R.
следующим образом Чертят начальную
окружность и окружность зазора. Последняя может быть проведена как
вне, так и внутри начальной (см. рис. 167). Далее проводят радиус ОА,
положение которого определяется углом кулачка , и намечают высшую
точку профиля D, отложив на оси высоту кулачка hm.
Продолжив радиус ОА, намечают на нем центр С таким образом,
чтобы расстояние АС = Ro, и очерчивают дугу АВ. Положение центра О'
для закругления вершины находится так Откладывают на оси симметрии,
вниз от точки D, расстояние DE = Rr. и соединяют точки Е и С.
Построив в точке С угол ЕСВ = [3, получаем в пересечении его стороны
ВС с осью положение центра О' и величину радиуса г
Вместо построения угла [3 можно восстановить перпендикуляр из сере-
дины ЕС, который, очевидно, пройдет также через точку О Доводку
профиля от А до начальной окружности можно выполнить по дуге
достаточного радиуса, чтобы получить плавное сопряжение. Необходи-
мые размеры тарелки толкателя можно определить графически согласно
рис. 160 или вычислить из соотношения: наименьший радиус тарелки
Rm— tz-sin у, где а=ОС, т. е. расстоянию центра дуги АВ от центра
кулачка, и । — центральный угол дуги АВ.
224
Рассмотренный тип кулачка находит себе широкое применение для
серийных мотоциклетных двигателей ввиду простоты его производства,
бесшумности в работе и отсутствию промежуточных деталей (роликов,
рокеров и пр.).
50. Скорости ускорения и силы инерции клапанного механизма
Как мы видели выше, движение клапана и передаточных деталей
совершается с переменной скоростью, причем движущиеся массы то уско-
ряют, то замедляют свое движение, и, следовательно, ускорение меняет
свой знак.
Пусть на рис. 173 изображена кривая подъема клапана. В начале
открытия клапана, при подъеме его на участке кривой Аа, т. е. до точки
перегиба кривой, движение совершается ускоренно (знак ускорения-)-).
При этом сила инерции движущихся частей Pj направлена навстречу
движению, т. е. прижимает толкатель к кулачку, помогая клапанным
Рис. 173. Силы инерции клапана.
обозначен
пружинам.
Соответствующий угол
поворота обозначен через а.
Вторая часть подъема
на участке ab происходит
замедленно (знак ускоре-
ния —). Сила инерции Pj
направлена по движению
клапана, т. е. отрывает тол-
катель от кулачка и противо-
действует клапанным пружи-
нам. Соответствующий угол
a-J-P есть угол поворота кулачка от начала подъема до полного от-
крытия клапана. При движении клапана на участке Ьс, т. е. при полном
открытии, высота подъема не изменяется, и ускорение j = 0. Длина
отрезка Ьс может быть равна 0, тогда а-)-(3 равно половине всего
угла кулачка.
Во время закрытия клапана ускорения и силы инерции на участках
cd и A'd аналогичны таковым по величине и направлению участков
ab и Аа (при симметричном профиле кулачка). При том высоком числе
о оротов, которое развивают мотоциклетные двигатели, ускорения -|-j
могут достигать громадных значений, и силы инерции, даже при очень
малом весе клапанов и прочих движущихся деталей, получают значитель-
н ю величину, что вызывает шум, износ рабочих поверхностей и тре-
бует очень тугих пружин во избежание отрыва толкателя от кулачка.
Чтобы получить ориентировочное представление о величине уско-
рений и сил инерции клапана, произведем упрощенный расчет их, пред-
полагая ускорение постоянным (средним) на отдельных участках кривой
подъема.
Рассмотрим участок кривой подъема клапана Аа (рис. 173). Обо-
значим подъем клапана в точке а через h и соответствующий угол
поворота кулачка через а.
Тогда угол поворота кривошипа, вращающегося вдвое быстрее
будет 2а.
15 А м. Иерусалимский 918
225
Если двигатель делает п оборотов в минуту, то путем элементарных
рассуждений нетрудно установить, что время, необходимое для подъема
клапана на высоту h, будет:
. 2а а.
t = н— = 5— сек.*).
6-п 3-л 7
Скорость подъема в точке а: Фв = ^- м/сек.
И среднее ускорение:
2h , „
Лр=7Г 4секА
где h — в метрах.
Если вес движущихся частей клапанного механизма G кг. то сила
инерции
Возьмем конкретный пример. Пусть подъем клапана в точке а со-
ставляет h = 3 мм = 0,003 м; соответствующий угол поворота кулачка
а = 25° и число оборотов двигателя « = 4000 в мин.
Тогда время подъема клапана
. 25 _ 1
1 3-4000 “ 480 СеК‘
Скорость va = 2,88 л//сек.
Ускорение jcp = 2 • 0,003 • 4802 = 1380 л//сек2.
П/сть вес посту пательно-движущихся частей клапанного механизма
G=250 г =0,25 кг.
Тогда сила инерции:
„ 0,25-1380
Р!= 9^- =3'^г-
Эта сила складывается с силой пружин и производит давление
на кулачок.
Положим далее, что на участке ab клапан поднялся еще на 4 мм, а ку-
лачок повернулся в это время на угол 3 = 40°.
п , 40 1
Время подъема: t= сек.
Скорость в точке Ъ = 0.
Ускорение; — /ср = — 2 • 0,004 • 3002 = — 720 л/.'сек2.
п 0,25-720 юс
Сила инерции —Pj=-------— = — 18,5 кг .
Эта сила отрывает толкатель от кулачка и, следовательно, необхо-
димая сила пружины должна быть при полном открытии клапана при-
мерно на 50% больше найденной величины, т. е. -—-28 кг.
Действительно, за п об/мин. кривошип проходит угол п-360°, или
в 1 секунду = 6- п°. Следовательно, время поворота на 1“— сек. и время
п о 2«
поворота на 2а° — сек.
226
На основании полученных данных можно построить диаграмму ско-
ростей и ускорений, которая наглядно представит их изменение на про-
тяжении всего периода движения клапана (рис. 174).
Приведенные подсчеты приближенны, так как дают представление
о средних значениях ускорений и сил инерции. Мгновенные вели-
чины скоростей и ускорений в отдельных точках кривой подъема могут
Рис. 174. Диаграмма подъемов, скоростей и ускорений клапана.
в большей или меньшей степени отклоняться от средних*). Чтобы при-
близить результаты к действительности, можно разбить кривую подъема
ва более мелкие участки и повторить для них вышеприведенные вычис-
ления. При этом подверглась бы некоторому изменению и диаграмма,
представленная на рис. 174, т. е. прямые линии приобрели бы вид кри-
вых, примерный характер которых показан на том же чертеже пунктиром.
— —
*) За исключением параболического профиля, при котором ускорения
имеют постоянную величину, а скорость изменяется по прямолинейному закону.
227
Из разобранных примеров легко видеть, насколько просты вычйсле
ния, связанные с определением скоростей и ускорений. Выполнить их
для 5—6 участков подъема можно очень быстро, и для целей практиче-
ского конструирования этого вполне достаточно. Мы считаем поэтому при-
менение различных графических методов нахождения скоростей и ускорений
(графического диференцирования кривой подъемов, или построения планов
скоростей и ускорений для отдельных положений клапана) совершенно не-
целесообразным. Всякий графический метод полезен только тогда, когда
он дает более простое, точное и скорое решение задачи. В данном слу-
чае мы имеем как раз обратное положение: графические построения,
рекомендуемые теоретической механикой, крайне громоздки, кропотливы
и, главное, еще в большей степени приближенны, чем рассмотренные
выше примитивные расчеты. При графическом диференцировании, на-
пример, невозможно получить два тождественных результата, если эта
работа выполняется двумя отдельными лицами.
Кроме того, для мотоциклетного конструктора дело осложняется еще
тем, что в дальнейшем при вычислении сил инерции (которые соб-
ственно нас и интересуют) приходится делать тоже весьма приближен-
ные допущения, так как в большинстве случаев усилие от кулачка кла-
пану передается через целый ряд промежуточных звеньев. Последние
движутся с различными ускорениями, и самый характер их движения
неодинаков: рокеры, например, или коромысла качаются на неподвижных
осях и, следовательно, участвуют в поступательном движении лишь
некоторой долей своей массы, учесть которую можно лишь приблизи-
тельно. А так как погрешность результата определяется погрешностью
наименее точного из компонентов математической операции, то очевидно
нет смысла стремиться к особо точному нахождению ускорения, если
заранее известно, что в дальнейшем придется оперировать им для при-
ближенных вычислений. Таким образом, изложенный выше арифметиче-
ский способ надо считать вполне достаточным, и его надо предпочесть,
как более простой.
51. Клапанные пружины
Клапанная пружина должна, как мы уже говорили, обладать доста-
точной силой, чтобы при открытом клапане преодолеть инерцию, стре-
мящуюся заставить клапан продолжать свой подъем выше, чем требуется,
и оторвать толкатель от профиля кулачка. Кроме того, пружина преодо-
левает трение в частях клапанного механизма. При закрытом клапане
давление пружины должно быть таково, чтобы плотно прижимать кла-
пан к гнезду и не допустить самопроизвольного открытия его под влия-
нием разрежения в цилиндре при всасывающем ходе, а в случае подвес-
ных клапанов — также и под влиянием собственного веса.
В быстроходных мотоциклетных двигателях наибольшее значение
имеют, конечно, инерционные силы, которые и берутся в основу расчета.
Конструкция и монтаж пружин вполне уясняются из приведенных
в книге чертежей. В общем, на мотоциклетных двигателях применяются
почти исключительно цилиндрические спиральные пружины, свитые из
специальной стальной проволоки (например хромованадиевой, марки
50ХФА) и отпущенные после навивки.
228
При боковых клапанах всегда возможно обойтись одной пружиной
на клапан, так как силы инерции сравнительно невелики, и в распоря-
жении конструктора имеется достаточно места для размещения пружины
необходимых размеров.
При верхнем расположении клапанов силы инерции значительно
больше, так как, во-первых, к движущимся частям прибавляются длин-
ные штанги и коромысла
и, во-вторых, двигатели
этого рода работают с по-
вышенным числом оборо-
тов. Требуются, следова-
тельно, более сильные пру-
жины; между тем место
для них очень стеснено.
Поэтому в таких двигате-
лях применяют две или
больше пружин на кла-
пан. Обе пружины распо-
лагаются концентрично на
стержне клапана и упи-
раются в общую шайбу.
Виткам обеих пружин при-
дают наклон в противо-
положные стороны, чтобы
давление их возможно точ-
ней совпадало с осью
клапана, а также для того,
чтобы при поломке вну-
тренней пружины витки
ее не могли попасть между
витками наружной.
Иногда в дополнение к
основным клапанным пру-
жинам применяют вспо-
могательные, действую-
щие только на коромысла
и толкающие штанги.
Примеры их показаны
на рис. 175. В конструк-
ции А использована одна
общая пружина для обоих
коромысел. Помимо про-
стоты преимущество та-
кого устройства заклю-
чается в том, что в момент закрытия выхлопного клапана пружина на-
тягивается открывающимся всасывающим клапаном и, следовательно, с
повышенным давлением прижимает толкатель к кулачку именно в тот
момент, когда он испытывает удар и обнаруживает тенденцию к под-
скакиванию. На фиг. В вспомогательные пружины установлены на ниж-
них концах толкающих штанг.
229
Размеры пружин выбираются конструктивно- и затем проверяются
расчетом. Окончательный подбор пружин производится при испытаниях
построенного двигателя, так как учесть аналитически силы трения не-
возможно, а инерционные силы определяются более или менее прибли-
женно.
При боковых клапанах диаметр пружины dnp (между центрами сече-
ний витков) заключается обычно в пределах:
<Znp — 0,7 0,8 dKn ,
где dKn— проходной диаметр клапана, т. е меньший диаметр его та-
релки или гнезда.
При верхних клапанах и двойных пружинах:
диаметр наружной пружины dnp ~ 0,9 — 1,0<?кл,
диаметр внутренней пружины d'np ~ 2/3 б?пр,
толшина проволоки для основных пружин 3,5 — 4 мм, для вспо-
могательных ~ 2,5 — 3 мм\
полное число витков г0: при боковых клапанах 8—10, при верхних
клапанах 5—7.
Так как крайние витки надо подогнуть примерно на 3/4 их длины,
чтобы торцы пружины были перпендикулярны к ее оси, то рабочее
число витков:
i = z0— 1,5.
Порядок поверочного расчета пружины рассмотрим на частном при-
мере. Пусть имеем двигатель с верхними клапанами, причем проходной
диаметр клапана = 32 мм и наибольший диаметр головки — 37 мм.
Подъем клапана h = 6 мм. Поставим по две пружины на клапан и,
сообразуясь с конструктивными возможностями, выберем следующие
размеры:
I пружина
Диаметр пружины tfnp......................30 мм
„ проволоки 8.........................3,5 мм
Длина пружины при закрытом клапане /j ... 33 мм
Рабочее число витков i...................5
II пружина
20 мм
2,5 мм
30 мм
5
Найдем упругость данных пружин, т. е. давление, оказываемое ими
при сжатии на 1 см, по формуле Рело:
__ 84-G
Р ~ 8-Z dnp8 ’
где G — модуль сдвига, равный для пружинной стали 8000С0 кг см2,
и размеры S и <Znp
Пружина I:
выражены в см.
0,354-800000
8-5-3—=П BZ-
Пружина II:
0,25*-800 000 п о
Р= w Eos - =9»8
Определим теперь максимальную силу Ртах, которую должны разви
вать пружины для преодоления инерции клапана. Пусть вес клапана
230
с шайбой, замком и х/2 веса пружин, которые также участвуют ча-
стично в поступательном движении, равен ПА-л=130 г = 0,13 кг.
Вес толкателей и коромысел не принимаем во внимание, предполагая,
что инерция их поглощается вспомогательными пружинами.
При отсутствии вспомогательных пружин инерция этих деталей также
должна быть учтена. При этом для коромысел и рокеров, как для пру-
жин, следует вводить в расчет лишь половину их веса.
Максимальное отрицательное ускорение—/, определенное по диа-
грамме ускорений, построенной аналогично рис. 174, допустим, оказа-
лось равным —/= 1500 л//сек2.
Тогда
Р.= ^.у=!™=2о ю.
Суммарная сила пружин Рп)ах при открытом клапане должна быть
больше Pj примерно на 50°/ , т. е. Ртах = 30 кг (имея в виду силы
трения и общую надежность действия пружин).
Распределим эту силу между двумя пружинами так; на пру-
жину I — 2/з^тах=20 кг, на пружину II—1/3Рщ*х=10 к2-
По этим данным построим диаграммы пружин—рис. 176. Для этого
откладываем на горизонтальной прямой длину каждой пружины при от-
крытом клапане Z2. Для первой пружины эта длина 1й=11—h = 3>3>
— 6 = 27 мм, для второй Z2 — 30— 6 = 24 мм.
При такой длине пружина I должна оказывать максимальное давле-
ние 20 кг и пружина II—10 кг. Откладываем эти величины как орди-
наты в каком-либо масштабе. Предположим далее, что каждая пружина
сжата дополнительно на 1 см. Тогда давление пружины I возрастает
на 11 кг, т. е. составит 2011 = 31 кг и пружины II — на 9,8 кг,
т. е. будет 10—р 9,8 = 19,8 кг.
Наметив соответствующие точки, проводим через них наклонные
прямые, представляющие изменение давления пружин при сжатии на ту
или иную величину. Диаграммы показывают, что при закрытом клапане
давление пружины будет: /=13,5 кг и II = 4 кг, или в сумме:
13,5-1-4 = 17,5 кг.
Проверим достаточность этого давления. Разность давлений снаружи
и внутри цилиндра может достигать величины:
. е — 1 , 9
рг ~ —-— кг/см-,
4
что, например, при е = 5 дает величину разрежения: рг= ~^—0,8кг/'см2.
Площадь головки клапана
ж/2 3,14-3,72 „
"Г = =10,8^2
Следовательно, разрежение будет поднимать клапан силой 10,8 • 0,8 =
= 8,7 кг.
Такова наименьшая сила пружин, чтобы удержать клапан закрытым.
Практически она должна быть несколько больше. Запроектированные
пружины дают, как мы нашли, 17,5 кг, следовательно, опасаться про-
извольного открытия клапана не приходится,
231
Длина пружины в свободном состоянии 10 определяется непосред.
ственио по диаграмме (рис. 176) и составляет 45 и 34,5 мм. Величина
предварительной затяжки пружин /0 — Zj равна для одной пружины
45 — 33=12 мм, для другой 34,5—30 = 4,5 мм. Проверим зазор
между витками при полном открытии клапана. Полное число витков
пружины /0 =/-}-1,5 = 6,5. Следовательно, длина сжатой пружины,
приходящаяся на 1 виток, будет
27 : 6,5 = 4,15 мм. и 24 : 6,5 = 3,7 мм.
За вычетом толщины проволоки остается: 4,15—3,5 = 0,65 мм и
3,7 — 2,5 = 1,2 мм.
Таким образом при полном открытии клапана витки пружины не
будут соприкасаться. Необходимо также убедиться в том, что при сжатии
пружины до полного соприкосновения витков можно вставить чеку или
замок упорной шайбы.
Остается проверить пружины на прочность.
Напряжение материала пружин на скручивание определяется по
формуле:
п Ртах'drip
где dnp иов см.
Для пружины / получаем:
D 8-20-3 _
— оГГл^ = 3600 кг см.
s 3,14-0,3а3
Для пружины II:
_ 8-10-2 I п
3,14-0,25s 3300 кг!см »
т. е. пружины напряжены довольно равномерно.
Допускаемое напряжение Z?s=4000 — 4500 кг1см2} следовательно,
не превзойдено
232
Для конических пружин из круглой проволоки напряжение опреде-
ляется по формуле:
в 0,4«3 ’
где flfmax—диаметр самого большого витка.
Шаг пружины (/), который следует указывать на рабочем чертеже,
определяется по формуле:
k—
что дает для пружины Г.
. 45 — 3,5 о Q
t = ---—— = 8,3 ММ.
5 ’
Для пружины //:
t 34,5—2,5 а .
t =--------=6,4 мм.
О
На практике для подбора пружин пользуются различными таблицами
или номограммами, имеющимися в технических справочниках*).
Кроме спиральных пружин для клапанов многооборотных двигателей
широко применяются так называемые „шпилечные" пружины, работаю-
щие на изгиб.
Конструкция пружины этого типа представлена на рис. 177.
На клапане устанавливаются две такие пружины. Свободные нижние
концы проволоки вставляются в отверстия специального держателя
(рис. 178), который надевается на направляющую втулку клапана и да-
влением пружины прижимается к посадочному буртику втулки. Верхние
концы пружин подводятся под упорную шайбу, закрепленную обычным
способом на стержне клапана (см. рис. 179).
См Мотоциклетный справочник
233
Толщина проволоки
чительно больше, чем
в данном случае почти
вес ее безразличен, и,
Рис. 179. Детали шпи-
лечных пружин.
для шпилечных пружин может быть взята зна-
для спиральных, так как, во-первых, пружина
не участвует в движениях клапана, и значит
во-вторых, зазор между витками, ограничиваю-
щий толщину проволоки спиральных пружин,
в данном случае не имеет значения.
Рассчитывают шпилечные пружины на из-
гиб.
Наибольший изгибающий момент
М = Р- г
Для круглого сечения максимально допу-
скаемый момент
Мпах = 0,098-
Угол закручивания в радианах.
где Z—выпрямленная длина пружины (/ =
— к d„p • i)\ Е — модуль упругости —2 200 000
кг1см2; Rb—допустимое напряжение на изгиб
(Rb = 5000—6000 кг\см2).
Угол закручивания в градусах
шо= = 5,лф
тг ’ ь-Е
52. Распределение двухтактных двигателей. Расчет окон
В двухтактных мотоциклетных двигателях газораспределение выпол-
няется самим поршнем, который при движении
окна, прорезанные в стенках цилиндра.
Расположение окон при поперечной
продувке показано на рис. 180, т. е.
выхлопное и продувочное окна поме-
шаются одно против другого, а всасы-
вающее— в плоскости, перпендикуляр-
ной к первым.
Если ход поршня, длина шатуна и
размеры цилиндра определены, то уста-
новить местоположение окон, т. е. раз-
меры ау b и с, очень легко при по-
мощи схематического чертежа, подоб-
ного рис. 180: при положении поршня
в н. м. т. верхний край его совпадает
своем перекрывает
Рис. 180. Распределение двухтакт-
ного двигателя.
краем, всасывающие же окна
с нижней кромкой выхлопных и проду-
вочных окон; при положении поршня
в в. м. т. поршень должен перекры-
вать их на 4—5 мм нижним своим
при этом должны быть открыты полностью
234
Продолжительность открытия каждого окна, очевидно, определяется
его высотой: чем выше окно, тем длиннее путь, проходимый поршнем
вдоль окна, и, следовательно, тем дольше окно будет оставаться
открытым.
У двухтактных двигателей обычного типа периоды наполнения
и очищения цилиндра, отнесенные к углу поворота кривошипа, при-
мерно вдвое короче, чем у четырехтактных, и составляют в среднем:
всасывание 100—110°, продувка 110—120°, выхлоп 130— 140°.
Так как поршень во время каждого из этих периодов проходит
через мертвую точку и дважды совершает путь мимо окна, то распре-
делительная диаграмма получает симметричный вид относительно оси,
Рис. 181. Диаграмма распределе-
ния двухтактного двигателя.
Рис. 182. Диаграмма
Брикса.
проходящей через мертвые точки, как показано на рис. 181 (у дезак-
сированных двигателей эта ось не совпадает с осью цилиндра и соста-
вляет с последней небольшой угол а).
Задаваясь по практическим данным той или иной распределительной
характеристикой, нетрудно определить необходимую высоту окон: для
этого нужно только разделить вышеуказанные углы пополам и опреде-
лить графически или аналитически соответствующее им линейное
перемещение поршня, что можно выполнить, например, по методу
Брикса (рис. 182).
Выраженная в процентах хода поршня высота окон составляет:
Всасывающих окон й3............<—20%
Продувочных „ й2 . . ............— 18%
Выхлопных „ hx ............. — 25%
Ширина окон ограничивается обыкновенно конструктивными воз-
можностями. Ширина каждого отдельного окна не должна превос-
ходить 60° по окружности цилиндра, во избежание зацепления поршне-
вых колец за кромки окон. Более длинные окна разделяют перегородками
толщиной 7—8 чм.
235
Площадь проекции окон по отношению к площади поперечною
сечения цилиндра составляет по данным выполненных конструкций:
Всасывающих окон.....................13—14%
Продувочных „ .....................11 — 12%
Выхлопных , 17—18%
Этими данными также можно руководствоваться при назначении
ширины окон.
Установить окончательно наивыгоднейшие размеры окон можно
только экспериментальным путем во время предварительных испытаний
двигателя, постепенно распиливая окна по высоте.
В отличие от четырехтактных двигателей, у которых при одном
и том же размере клапана и высоте подъема может быть получено
разное время-сечение в зависимости от профиля кулака, в двухтактных
двигателях время-сечение окна при данном числе оборотов определяется
только его геометрическими размерами, так как изменение площади
открытия окна всегда следует закону движения поршня.
Подсчет времени-сечения окна проще всего можно выполнить
графически. Для этого, пользуясь диаграммой Брикса (рис. 182), откла-
дывают на оси абсцисс в каком-либо масштабе углы поворота кривошипа
(пропорциональные времени открытия окна), а по оси ординат соответ-
ствующие пути поршня (пропорциональные площади открытия окна).
Полученная кривая выражает функциональную зависимость между пере-
менным сечением окна f и временем /, ограниченная же ею и осью
to
абсцисс площадь F = J/• dt, т. е. выражает время-сечение окна,
t,
Масштаб площади F определяется на основании следующих соображений.
Установим связь между углами поворота и временем. Пусть двигатель
совершает п об/мин. или об/сек. Тогда в 1 сек. кривошип проходит
Следовательно, время поворота кривошипа на 1° = ^ сек. Пусть
на оси абсцисс 1 мм изображает угол <z°. Тогда время, выражаемое
отрезком в 1 мм, будет = ^-сек. Итак, масштаб оси абсцисс: 1 мм —
6^ сек. Масштаб по оси ординат зависит от ширины окна. Пусть
ширина окна — b мм. Тогда при перемещении поршня на 1 мм он
освободит площадь — b мм2.
Итак, масштаб ординат: 1 мм — b мм2 (если пути поршня отло-
жены в натуральную величину).
Следовательно, масштаб площади F будет: 1 мм2--------мм2/сек.,
а время-сечение, изображаемое площадью F:
На рис. 183 построены в виде примера кривые открытия выхлопных,
продувочных и всасывающих окон мотоциклетного двигателя в 250 см*
(£)я=з67 мм; S = 70 мм), имеющего следующие размеры окон:
Выхлопные..........- -............18,5 X 32 мм
Продувочные.........................12 X 32 „
Всасывающие.........................13,5x34 „
Кривые доведены только до мертвых точек ввиду симметричности
диаграммы.
Соответствующие высоте окон углы поворота, определенные по
диаграмме Брикса, составляют: = 69°; а2 = 56° и а3 = 47°.
Определенные планиме-
трированием площади:
= 848 X 2 = 1696 мм2;
= 450 X 2 = 900 мм2;
F3 = 401 X 2 = 802 W2,
Масштабы по оси орди-
нат буаут различны: для вы-
хлопных и продувочных окон,
имеющих одинаковую ши-
рину 1 мм — 32 мм2; для
всасывающих 1 мм—34 мм2
(пути поршня откладывались в натуральную величину). Определим время-
сечение каждого из окон при «=3000 об/мин.
Выхлопные окна
Л,, 1696-32 о по
• dt = = 3,02мм2 [сек.
ооООи
Продувочные окна
p-dt=J>6 мм,‘,сек-
t,
Всасывающие окна
//'Л = Ё21ьй=1'52 Лл2/Сек-
tl
Заштрихованная площадка F* выражает время-сечение выхлопного
окна до начала открытия продувочного окна (так называемое предварение
выхлопа). Как видим, эта площадка весьма невелика, и соответствующее
ей время-сечение составляет всего <—>0,07 мм2/сек.
Очевидно, площади Fu F2 и пр. на рис. 183 представляют собой
не что иное, как
F = I x-do. мм2,
где х — путь, пройденный поршнем по высоте окна. Если умножить F
на ширину окна Ь, то получится величина так называемого „угло-сече-
237
ния*\ выражавшего суммарную площадь ёечейия окна в зависимости
от угла поворота кривошипа, а не от времени:
W=b-
Jх • da леи2/град.
Из предыдущего ясно, что связь пугло-сечения“ с Ввремя-сечением“
выражается так:
В нижеследующей таблице приведены размеры и времена-сечения
нескольких выполненных мотоциклетных двигателей.
Время-сечение определялось при 3000 об/мин, так как перечислен-
ные в таблице двухтактные двигатели развивали максимальную мощность
приблизительно при таком режиме.
Размеры и время-сечение окон для двухтактных двигателей
(при 3000 об/мин.)
Мотоцикл DxS мм Выхлопные окна Продувочные окна Всасывающие окна
высота'и ширина мм К высота и длина мм •ЯЭЭДи'Н' W Л высота п ширина мм 1/ • л Л1.н!/сек.
Левис 247 см3 . . 67X70 16X30 2,4 14X28 1,84 16X28 1,56
Триумф 247 .... 67X70 18,5 X 33 3,02 12 X 32 1.6 13,5 X 34 1,52
Седое 247 67X70 18X44 3,92 12X36 1,8 16 х 36 2,0
Вильерс 247 . . 67X70 20X51 5,45 10X51 2,15 — —
Л-ЗОЛ 292 .... 74X68 15X37 2,62 12,5X35 1,96 16 х 45 1,78
Коннот 346 .... 76X76 20X33 3,32 13 X 38 1,97 15 X 51 2,74
Алекто 346 .... 76X76 17X52 4.08 12X30 1,22 15 X 30 1,42
Петерс 346 .... 76X76 20,5 X 41 4,2 16X36,5 2,/4 16X38 2,17
Скотт 2ц 596 . . . 73X71 20 X 45 4,52 17 X 50 3,92 — —
МЛ-3 125* . . 54 X 54 13,5 X 29 1,72 9X14 1,05 — —
DKW 350** .... 76X76 20,5 X 58 6,15 12,5X38 2,12 — —
Относя указанные в таблице значения „времени-сечения" окон
к 1 л рабочего объема цилиндра, будем иметь следующие средние
значения:
выхлопные окна..................13 мм^/сек на 1 л.
продувочные ..............* . . 7 „
всасывающие ....6 „
Для четырехтактного двигателя в 300—350 см3 при диаметре
клапана 32 мм, высоте подъема его 7 мм и том же режиме работы
(3000 об/мин.) время-сечение клапана, в зависимости от профиля
кулачка, колеблется обычно в пределах 3,3 — 3,7 мм2;:сек
Как видим, время-сечение выхлопных окон двухтактного двигателя
может иметь такую же и даже большую величину.
*) Для вычисления W очень удобна номограмма, приведенная в Мотоциклет-
ном справочнике. 2-е изд., стр. 164.
**) С возвратной продувкой, без дефлектора.
238
Таким образом несовершенство очистки цилиндра ot продукТОЁ
сгорания, которым отличаются двухтактные двигатели, надо объяснять
не краткое! сменностью периода выхлопа, а условиями продувки.
В этом отношении двигатели с поперечной кривошипно-камерной
продувкой и расположением окон по схеме рис. 180 наименее совер-
шенны. Только в начале открытия продувочного окна (примерно на х/4
его высоты) можно ожидать, что направление потока свежей смеси
будет идти так, как показано на рис. 184, а. При дальнейшем открытии
окон дефлектор }же не отклоняет в достаточной мере продувочный
поток к головке цилиндра, и он направляется примерно по рис. 184, Ь,
образуя вихри и оставляя мертвые пространства внутри цилиндра.
В настоящее время поперечная продувка с дефлектором редко при-
меняется в мотоциклетных двигателях. Ее вытеснили другие методы
продувки, при которых надлежащее направление потоков отходящих
газов и свежей смеси достигается без дефлектора, соответствующим
расположением окон.
Схемы их даны на рис, 185 и 186,
причем на чертежах указаны относитель-
ные размеры и углы наклона кромок окон.
Рис. 185 изображает три варианта так
называемой возвратной продувки
(с двумя, тремя и четыр мя продувоч-
ными каналами). Она характеризуется тем-
что потоки свежей смеси направляются
на стенку цилиндра, противолежащую вы-
хлопным окнам, поднимаются к головке
цилиндра и затем опускаются вниз, воз-
вращаясь к выхлопным окнам.
На рис. 186 даны две схемы встречной продувки (с двумя
и четырьмя каналами). Здесь два или четыре потока свежей смеси
встречаются в средней части цилиндра, поднимаются кверху и далее
опускаются вниз вблизи стенок цилиндра, вытесняя отработавшие газы
через выхлопные окна.
Выше, на рис. 70 — 71, приведены некоторые параметры, характе-
ризующие различные способы продувки. Из них видно, что при продувке
без дефлектора очищение цилиндра от продуктов сгорания не улуч-
шается, но расход топлива несколько меньше, вследствие уменьшения
потерь свежей смеси при продувке. Главное же преимущество новых
методов продувки состоит в том, что упрощается обработка поршня
и появляется возможность повысить степень сжатия и, следовательно,
мощность двигателя. Так, например, двигатель Л-300 (Ул=293 сл3)
с поперечной продувкой развивает 5,5—6 л. с. при числе оборотов
около 3000 в минуту; двигатель ИЖ-8, с теми же размерами диа-
метра цилиндра и хода поршня, но с возвратной продувкой, дает8 л. с.
при 3800 об/мин, так как оказалось возможным увеличить степень
сжатия до 5,6—5,8 (против 4,5 у Л-300).
Другие, более старые, конструктивные попытки улучшения продувки
направлены в сторону увеличения объема подаваемой в цилиндр смеси и
ограничения колебаний давления продувки. Схемы таких устройств даны
на рис. 187. Первая принадлежит английскому заводу Донелт (Dunelt),
239
Рис. 185. Схемы возвратной продувки:
двухканальная (тип DKW); 2 — трехканальная (тип Цюндапп); 3 — четырехканальная (тип „Триумф').
который применял двухступенчатый поршень. Диаметр нижней части
поршня значительно больше диаметра верхней, вследствие чего описы-
ваемый ею объем примерно на 5О°/о больше рабочего объема ци-
линдра. Следовательно, из картера в цилиндр поступает при продувке
больший, чем обычно, объем смеси, и таким образом улучшается на-
полнение цилиндра, а вместе с тем повышается на 10—15° 0 и мощ-
ность двигателя. Двигатель этого типа в 250 см3 развивал до 9г/2 л. с.
при 4000 об/мин.
Вторая схема была осуществлена заводом Бекамо (Весашо), который,
сохраняя поперечную трехканальную систему газораспределения, допол-
няет ее вторым поршнем, движущимся противоположно рабочему пор-
1 — двухканальная (тип „Ардн“); 2—четырехканальная (тип „Вильерс").
шню. Здесь также объем засасываемой в картер и нагнетаемой в цилиндр
смеси больше Vh, давление же продувки падает в меньшей степени,
чем обычно. Обе эти конструкции не получили распространения для
серийных мотоциклов. Построенные по второй схеме двигатели спортив-
ных мотоциклов DKW 250 см3 и 350 ел3 показали мощность—первый
12 л. с. при 5000 об/мин., второй—16 л. с. при 5500 об'мин.
Наконец, третьим способом усовершенствования кривошипной про-
дувки является изменение самой распределительной диаграммы таким
образом, чтобы продувочные окна закрывались позже выхлопных, вслед-
ствие чего получается так называемый наддув.
На рис. 188 изображен двигатель Целлера, в котором имеются два
параллельных цилиндра с общей камерой сгорания. Нижняя головка
главного шатуна надета на цапфу кривошипа и описывает круговую
16 А. М. Иерусалимский 913. 241
Траекторию, головка же второго шатуна присоединена к специальному
отростку первого и движется по эллипсу.
Благодаря этому правый поршень, перекрывающий продувочные окна
несколько отстает в своем движении от левого, в цилиндре которою
находятся выхлопные окна.
Из распределительной диаграммы этого двигателя (рис. 189) видно
что выхлопные окна открываются левым поршнем за 54° до н. м. т.
а продувочные — правым поршнем ва 35° до н. м. т. При обратном
ходе поршней закрываются сначала выхлопные окна (56° после н. м. т.)
и только через 29° после этого вспомогательный поршень закрывает
продувочные окна. В течение последних 29° происходит дополнительный
наддув смеси.
Подобный же принцип применен в двухтактных двигателях „Пух“
(Puch) (рис. 190), с той лишь разницей, что поршни монтированы на
общем вильчатом шатуне. При этом также получается несимметричная
распределительная диаграмма.
Еще один пример двигателя с прямоточной двухпоршневой продув-
кой приведен выше на рис. 91, б и 93 (двигатель „Триумф", BD-250).
Как видно из горизонтального разреза цилиндра на рис. 93, продувка
в данном случае трехканальная. Кривошипный механизм этого двига-
теля показан на рис. 191.
Оси кривошипов здесь сдвинуты одна относительно другой на не-
большой угол, вследствие чего, как и в предыдущих конструкциях, один
поршень несколько отстает от другого с тем, чтобы выхлопное
окно закрывалось раньше продувочного. Особенностью этого двигателя
является всасывание смеси в картер через вращающийся клапан, вслед-
ствие чего процесс не зависит от перекрытия всасывающего окна поршнем.
Таким образом, продолжительность всасывания может быть значительно
увеличена с соответствующим повышением коэфициента наполнения
картера.
Так как во всех трех конструкциях выхлопные и продувочные окна
расположены в разных цилиндрах, то газовый поток при продувке
должен обязательно пройти через камеру сгорания, и вытеснение про-
дуктов горения происходит наиболее целесообразно. Двигатели с прямо-
точной продувкой отличаются наиболее высокими показателями и
допускают значительную форсировку (мощность двигателя „Триумф"
250 см3 —121/2 л. с.).
Надо заметить, что все эти конструктивные особенности, коренным
образом меняющие условия продувки и направления движущихся газо-
вых потоков внутри цилиндра, совершенно не отражаются, да и не
могут быть отражены, в тех методах расчета распределительных органов
двухтактных двигателей, которые излагаются в общих курсах по двига-
телям внутреннего сгорания и основаны на данных теплового расчета и
теории истечения газов через отверстия Схема этих расчетов сводится
к следующему: зная объем, температуру и давление газа в начале и
в конце процесса истечения, можно определить количество газа, выте-
кающего через отверстие в определенный промежуток времени, и ско-
рость истечения. Отсюда получаем необходимое время-сечение отверстия
и, следовательно, размеры окна. Очевидно, идя этим путем, мы при
данных геометрических размерах двигателя, степени сжатия и сорте
242
Рис. 187. Схемы продувки
двигателей Duneltu Весагпо.
Рис. 189. Двухтактный двига-
тель с двухпоршневой прямо-
точной продувкой (Цоллер).
Рис. 188. Распределительная
диаграмма двигателя Цоллер.
Рис. 190. Схема двухтактного двигателя1
,Пух“ (Puch).
Рис. 191. Кривошипный механизм
двухтактного двигателя .Триумф"
(BD-250).
горючего должны получать всегда одни и те же результаты. Между
тем, достаточно просмотреть вышеприведенную таблицу (стр 234),* чтобы
убедиться, насколько отличаются размеры окони их времена-сечения у дви-*
гателей, совершенно тождественных с точки зрения теплового расчета. Объ-
яснение этому разнообразию приходится искать в конструктивных особен-
ностях, не поддающихся аналитическому учету, но весьма энергично
влияющих на протекание процессов истечения. Достаточно, например,
изменить форму дефлектора, отодвинуть его от края поршня, изменить
его наклон, увеличить или уменьшить высоту его и т. п., чтобы совершенно
преобразить всю картину движения газовых потоков в цилиндре, что
немедленно отражается и на работе двигателя* Формулы же термодина-
мики всех этих видоизменений не охватывают, вследствие чего основан-
ные на них расчеты окон совершенно ненадежны и не избавляют от
переделок, вносимых опытным путем*).
К этому надо еще добавить, что упомянутые расчеты имеют целью
установить только необходимое время-сечение окон, которое
в первом приближении легко определяется и по практическим данным,
приведенным выше. Между тем, совершенство работы двухтактного (как,
впрочем, и четырехтактного) двигателя зависит не столько от размеров
впускных и выпускных органов, сколько от фаз распределения.
Последние же нет возможности рассчитать сколько-нибудь достоверно.
Таким образом, при современном состоянии наших знаний будет
вернее при назначении размеров окон следовать тому пути, который
намечен выше, т. е. задаваясь средней распределительной характеристи-
кой (как это практикуется и при расчете четырехтактных двигателей),
установить высоту окон, а время-сечение их сообразовать с практиче-
скими данными, имея в виду, что окончательные поправки будут вне-
сены экспериментально.
53. Декомпрессоры
Для остановки двигателя или для уменьшения компрессии при пуске
в ход мотоциклетные моторы снабжаются приспособлением, позволя-
ющим приподнимать выхлопной клапан и держать его открытым в тече-
ние необходимого промежутка времени. Приспособления эти, называемые
декомпрессорами, конструктивно связаны с распределительным меха-
низмом, почему и рассматриваются в настоящей главе.
У четырехтактных двигателей декомпрессоры выполняются в виде
рычажка или кулачка той или иной формы, поворотом которого при-
поднимается толкатель или рокер выхлопного клапана. Примеры такого
*) Хорошей иллюстрацией к сказанному может служить работа
А. С. Орли на, Продувка двухтактных быстроходных двигателей внутреннего
сгорания. Труды ЦИАМ, вып. 18, 1936 г. Изложив метод расчета распредели-
тельных органов двухтактного двигателя, автор приводит пример ^применения
его па практике, из которого оказывается, что сконструированный ЦИАМом
двухтактный двигатель, запроектированный на мощность 90 л. с. при 1800 об/мин.,
показал при первом испытании 23 л. с. (!) и 1525 об/мин. После 14 переделок
(распиливания окон, устройства добавочных окон и пр.) мощность двигателя
удалось довести до 85 л. с. при 1630 об/мин. Несомненно, что столь „блестя-
щий" результат можно было бы получить, не утруждая себя утомительными
термодинамическими расчетами.
244
рода устройств можно видеть на помещенных раньше рис. 47, 48, 152,
154 а на рис. 193,я, которые не требуют пояснений.
В прежнее время декомпрессоры нередко помещали открыто сна-
ружи картера, непосредственно под головкой толкателя. Это, конечно,
п остейшее решение задачи, но
мало изящное и, кроме того, воз-
можное только в том случае, если
клапаны и толкатели тоже от-
крыты и не заключены в защит-
ит е трубки, как это теперь прак-
тикуется. На современных двига-
телях клапанные подъемники по-
мешают внутри распределительной
коробки картера. В двухцилиндро-
вых двигателях устройство не-
сколько усложняется, так как
подъемник должен действовать од-
новременно на оба выхлопных кла-
пана. Это достигается при по-
мощи соответствующей рычажной
передачи, например, так, как по-
казано на рис. 192.
В случае распределения верх- pJ[C Декомпрессор: двухцилипдро-
ним кулачковым валиком рычажки вого двигателя.'
декомпрессора помешаются на го-
ловке цилиндра и действуют непосредственно на коромысло выхлопного
клапана. Иногда применяют такую конструкцию и при клапанах, упра-
вляемых длинными толкателями (BSA).
В двухтактных двигателях декомпрессор выполняется в виде неболь-
шого клапана, расположенного на головке цилиндра и удерживаемого
в закрытом состоянии пру-
жиной и давлением газов
(рис. 193, б). При нажиме на
стержень клапана он откры-
вается во внутрь цилиндра
и сообщает последний с ат-
мосферой или лучше с вы-
хлопной трубой (для умень-
шения шума).
Декомпрессор приводится
в действие вручную, посред-
ством рычажка, помещае-
Рис. 193. Декомпрессор: а) четырехтактного, мого на левог ручке руля,
б) двухтактного двигателя. и гибкого троса.
При проектировании ры-
чажной передачи надо при-
нять во внимание, что для подъема выхлопного клапана во время ра-
боты двигателя требуется весьма значительное усилие, так как необхо-
димо преодолеть не только натяжение пружины, но и давление газов на
головку клапана. Между тем, усилие, прилагаемое водителем к рычагу,
245
не должно превышать 5—6 кг. В соответствии с этим условием и не-
обходимо выбирать передаточное отношение элементов всей кинематиче-
ской цепи.
54. Выхлопные трубы и глушители
Проектирование распределения не заканчивается устройством кла-
панного механизма- выходящие через выхлопной клапан отработавшие
газы надо еще отвести от двигателя и выпустить в атмосферу с наи-
меньшим шумом и с наименьшей затратой энергии на их выталкивание.
Удовлетворить обоям этим требованиям, т. е. достичь достаточного за-
глушения шума без повышения сопротивления выпуску газов, чрезвы-
чайно трудно.
В первый момент открытия выхлопного клапана давление в цилиндре
составляет около 5 атм, а давление в выхлопной трубе около 1,1 атм.
5
Отношение давлений равно, следовательно, -уу- = 4,5, т. е. превышает
критическое соотношение давлений (0,527) примерно в 8 раз. Поэтому
в этот период выхлопа истечение газа через клапан происходит с кри-
тической скоростью, ра ной скорости звука в данной среде.
Она может быть определена по известной из термодинамики фор-
муле:
® = <р-18,3/Т,
где Т — абсолютная температура газа и <р — коэфициент истечения.
Если принять ориентировочно среднюю температуру в этот период
выхлопа 7'= 1300 и <р = 0,83 — 0,85, то
v = 0,83 • 18,3 /1300 == 545 л/сек.
В дальнейшем, когда давление в цилиндре и в выхлопной трубе
выравнивается, скорость истечения уменьшается, но все же имеет зна-
чения порядка 150—200 л/сек.
Понятно, что устанавливать какие-либо препятствия на пути газо-
вого потока, имеющего такие скорости, надо с большой осторожностью,
чтобы не вызвать противодавления на поршень, которое сопровождается
потерей мощности Эти потери в современных глушителях достигают
8% иЧсюльше при максимальном числе оборотов
Заглушение звука выхлопа мотоциклетных двигателей до сих пор
нельзя признать удовлетворительным. Причиной этого является, во-пер-
вых, малое число цилиндров двигателя, во-вторых, недостаток места на
мотоцикле для размещения эффективных глушительных устройств.
Возбуждение шума выхлопа происходит толчкообразно выхлопными
газами, покидающими цилиндр двигателя. Поэтому шум у одноцилин-
дровых двигателей, чаще всего применяемых на мотоциклах, восприни-
мается как прерывистый, так как между отдельными выхлопами имеется
относительно продолжительный промежуток времени. С увеличением
числа цилиндров этот прерывистый шум переходит в более однообраз-
ный звук, так как отдельные такты выхлопа начинают перекрывать
друг друга. Такой однообразный звук, свойственный многоцилиндровы-
автомобилям, вызывает менее неприятные ощущения.
Следует отметить также отсутствие достаточно обоснованной теории,
на базе которой можно было бы конструировать глушители. Серьезная
научно-исследовательская работа по мотоциклетным глушителям еще и
не начиналась. Выводы, которые можно сделать из некоторых исследо-
вательских работ по автомобильным глушителям, нельзя целиком при-
ложить к мотоциклу ввиду большого различия условий. Поэтому проек-
тирование глушителей ведется до сих пор ощупью, на основании вся-
кого рода общих соображений и домыслов, не подкрепленных теорией.
Подражание выполненным образцам также не всегда дает хорошие
результаты. Характер шума выхлопа в сильной степени зависит от
конструктивных данных цилиндра и органов выпуска, а также от состоя-
ния продуктов сгорания. Поэтому один и тот же глушитель на разных
двигателях может дать неодинаковые результаты.
В общем для погашения шума, вызываемого колебаниями давления
выхлопных газов, применяются следующие средства:
1) частый поворот потока газа,
2) сильное дросселирование поперечного сечения,
3) последующее расширение и
4) расчленение потока газа на многие отдельные потоки.
Приведенные на рис. 194 конструкции мотоциклетных глушителей
дают несколько примеров применения этих принципов на практике.
Чтобы оценить значение различных способов заглушения шума, оста-
новимся вкратце на вопросе о частоте колебаний, вызываемых выхлопом
и ощущаемых ухом в виде звука.
Истечение газа из цилиндра в период выхлопа происходит при
изменяющемся давлении. Вследствие этого меняется амплитуда возбу-
ждаемых колебаний и их частота. Специальными акустическими иссле-
дованиями было установлено наличие в шуме выхлопа двух основных
групп частот: группы низких частот, от 25 до 700 герц, и группы вы-
соких частот, от 3000 до 8000 герц*). Субъективное восприятие звука
ухом зависит именно от частоты колебаний, причем вторая группа вы-
соких чаек находится в области наибольшей чувствительности уха.
Хороший глушитель должен, понятно, гасить обе группы частот. Между
тем, перечисленные выше и обычно применяемые средства глушения
звука (главным образом расширение поперечного сечения) погашают
преимущественно низкие частоты колебаний и пропускают высокие.
Как показали лабораторные исследования, для заглушения высоких ча-
стот наиболее благоприятные результаты дают так называемые абсорби-
рующие глушители, в которых звуковые волны проходят через пористый
материал. Проходя по многочисленным узким каналам такого материала
с шероховатыми стенками, звук затухает вследствие трения газов о
стенки. Важно заметить, что глушители такого рода оказывают вместе
с тем и наименьшее сопротивление прохождению газа, т. е. дают ми-
нимальные потери мощности * **). Однако конструктивное выполнение
их затруднительно, так как материал должен быть устойчив при высо-
кой температуре и влажности, достаточно прочен, чтобы не выкраши-
) Герц — единица частоты колебаний. Так называется частота, при кото-
рой одно полное колебание совершается в одну секунду.
**) См. А. Кауфман и У. Шмидт, Глушители шума автомобильных
двигателей, ОНТИ, 1936 г.
247
ваться при сотрясениях, и должен легко заменяться при загрязнении.
При лабораторных опытах хорошие результаты были получены со сте-
клянной ватой.
Повидимому, серьезного улучшения работы глушителей можно ожи
дать именно на этом пути, и конструкторскую мысль следует ориенти-
Рис. 194 Типы глушителей.
ровать в указанном направлении, т. е. в направлении создания сложных
глушителей — фильтров с использованием всех известных способов глу-
шения колебаний.
Выхлопные трубы также требуют внимания конструктора.
Диаметр выхлопных труб делают всегда приблизительно на 25°/0
больше проходного диаметра клапана.
Например, известный английский завод мотоциклетных двигателей JAP
применяет следующие размеры выхлопных труб:
245
Объем цилиндра Пиаметры (в свету) выхлопных труб
при боковых клан. при верхних клап.
175 с.«з 200-350 см-' 500 слр 41,3 мм (15Z/) 44.2 (13//) 50,8 „ &") 44,4 мм (1з//) 50,8 „ (2") 57,1 „ (21//)
Выхлопные трубы должны иметь минимальное количество поворотов,
во избежание торможения отходящих газов, и всем изгибам их необхо-
димо придавать возможно более плавную форму,
В противоположность автомобилю, где выхлопной трубопровод скрыт
под капотом и под кузовом машины, на мотоцикле выхлопные трубы
проходят открыто, и потому следует позаботиться о придании им кра-
сивого вида. С этой целью трубы обыкновенно хромируются.
Присоединение трубы еще более усложняет проблему заглушения
звука.
Столб газа в трубе под влиянием толчков давления выхлопа совер-
шает вынужденные колебания. Эти колебания могут складываться с соб-
ственными колебаниями газового столба, частота которых зависит от
длины и формы трубы. В результате могут возникать явления резо-
нанса, т. е. особенно сильное выделение из общего шума некоторых
частот, соответствующих собственным колебаниям трубы.
Весьма часто выпуск отработавших газов производят по двум от-
дельным трубам, из которых каждая снабжена своим глушителем Общий
объем всей такой системы доходит до 16-кратного объема, описывае-
мого поршнем, и выхлопные газы расширяются в ней настолько полно,
что выходят наружу совершенно холодными. Особенно желательна
двухтрубная система для двухтактных двигателей.
ГЛАВА VIII
СМАЗКА ДВИГАТЕЛЯ
55. Системы смазки
Существуют, как известно, два способа подвода масла к трущимся
деталям двигателя: 1) разбрызгивание масла в картере, причем
масляная пыль оседает на поверхности цилиндра, картера и других де-
талей и самотеком проникает в подшипники; 2) нагнетание масла
к точкам смазки, осуществляемое под давлением механического насоса,
или центробежной силой.
В настоящее время в мотоциклетных двигателях оба эти метода при-
меняются совместно, т. е. часть деталей смазывается нагнетанием масла,
другая часть — разбрызгиванием. Такую смазку называют комбини-
рованной.
Имеются две основных разновидности комбинированной системы
смазки: 1) смазка малым количеством масла с непрерывным по-
полнением его убыли; 2) смазка большим количеством масла,
24'-’
или циркуляционная. Последняя, т. е. циркуляционная система
смазки, в свою очередь подразделяется на смазку с „сухим картером"
и смазку с „полусухим картером".
Рассмотрим их характерные особенности и конструктивные формы
их применения на мотоциклах.
1. Смазка малым количеством масла с непрерывным по-
полнением его убыли. Характерным признаком ее является не-
большой запас масла на дне картера (приблизительно полстакана),
разбрызгиваемый маховиками. Так как масло во время работы выгорает
и испаряется, то для сохранения указанного запаса необходимо попол-
нять убыль масла, что и производится механическим насосом (ручные
насосы для этой цели в настоящее время не применяются). Подача на-
соса регулируется с таким расчетом, чтобы возмещать только естествен-
ный расход масла вследствие испарения и выгорания, т. е. примерно
2—3 г в минуту. Если бы насос подавал больше масла, чем его рас-
ходуется, то картер быстро переполнился бы маслом. Насос нагнетает
масло через сверления в одной из коренных шеек и в маховике к ша-
тунному подшипнику. Вытекающее отсюда масло разбрызгивается вме-
сте с остальным маслом, имеющимся в картере. Преимуществом этой
системы является то, что шатунный подшипник, несущий наиболее тя-
желую работу, смазывается все время свежим и сравнительно холодным
маслом. Смазка же всех остальных трущихся частей двигателя произво-
дится, в сущности, одним и тем же незначительным количеством масла,
температура которого сильно повышается во время работы, вследствие
чего его смазывающие свойства весьма ухудшаются. При таких усло-
виях смазка не может в достаточной мере охлаждать рабочие части
двигателя, что является второй ее задачей, наряду с уменьшением трения.
Поэтому для современных мотоциклетных двигателей, с их большим
числом оборотов и высокой литровой мощностью, описанная система
смазки стала неудовлетворительной и в настоящее время почти никогда
не применяется, по крайней мере для четырехтактных двигателей
(о смазке двухтактных двигателей будет сказано ниже).
Широкое распространение двигателей с верхним расположением кла-
панов и полным их закрытием сделало эту систему неприемлемой также
и по чисто конструктивным причинам, так как возникла необходимость
подавать масло не только в картер двигателя, но и на головку цилиндра
для смазки коромысел и охлаждения головки.
2. Циркуляционная смазка. Каковы бы ни были разновидности
этой системы, она характеризуется тем, что в смазке двигателя
участвует все количество масла, имеющееся в баке (т. е. 1,5—2 литра),
причем это масло непрерывно циркулирует из бака в двигатель и
обратно. Во время циркуляции масло, во-первых, охлаждается и, во-вто-
рых, проходя через фильтры, освобождается от загрязняющих его твер-
дых частиц. На гоночных двигателях, работающих в исключительно на-
пряженных условиях, часто устанавливают особые холодильники между
масляным баком и двигателем, а емкость бака увеличивают до 4—5
литров.
Чтобы обеспечить надлежащую циркуляцию масла, подача насоса
должна быть в 50—60 раз больше, чем в предыдущей системе, в ко-
торой насос покрывает только прогар масла.
250
Рис. 195. Схемы циркуляционной
смазки.
определенное давление масла, ре-
Протекая обильным потоком по всем рабочим органам двигателя,
масло способствует внутреннему охлаждению двигателя, что и является
основным преимушеством этой системы.
Разумеется, качество масла в баке при циркуляционной смазке тоже
постепенно снижается, но этот недостаток возмещается тем, что оно
поступает к главным подшипникам в большой количестве. По проше-
ствии известного времени все масло в баке периодически сменяют.
Как было сказано выше, имеются две разновидности циркуляцион-
ной смазки: с сухим и полусухим картером. В мотоциклетных двигате-
лях применяются обе эти системы.
а) Циркуляционная смазка с су-
хим картером выполняется по схеме,
представленной на рис. 195. Она
характеризуется отсутствием запаса
масла на дне картера (сухой картер)
и наличием двух насосов, из кото-
рых один засасывает масло из бака
и нагнетает его в двигатель, вто-
рой берет отработавшее масло из
маслосборника, т. е. углубления в
нижней части картера, и возвращает
его в бак.
Нагнетающий механический на-
сос (а), приводимый в действие са-
мим двигателем, забирает масло из
бака и по системе каналов, просвер-
ленных в стенках картера, нагнетает
его в коленчатый вал двигателя. По
пути масла к двигателю установлен
так называемый редукционный кла-
пан (е) в виде шарика, прижимае-
мого пружиной, давление которой
можно регулировать. Чтобы пройти
в двигатель, масло должно открыть
своим напором редукционный кла-
пан. Таким образом поддерживается
гистрируемое манометром.
По показанию манометра водитель может контролировать действие
насоса Вместо манометра может быть использована для этой цели
электрическая сигнализация, как это выполнено на некоторых амери-
канских мотоциклах: при недостаточном давлении масла, восприни-
маемом каким-либо поршнем или диафрагмой, включается контрольная
электрическая лампочка.
Так как бак расположен выше двигателя, то во время стоянки мо-
тоцикла масло могло бы перетекать из бака в картер. Этому также
препятствует указанный клапан. Пройдя по сверлениям в коленчатом
валу, масло, нагнетаемое насосом, доходит до шатунного подшипника
и, вытекая из него, разбрызгивается, отчего в картере образуется
масляная пыль, которая и смазывает стенки цилиндра и коренные под-
шипники. Поршневый палец смазывается маслом, стекающим с днища
251
и стенок поршня, для чего в верхней головке шатуна и в бобышках
поршня просверлены отверстия.
Распределительный механизм при верхнем расположении клапанов
смазывается следующим образом: часть масла, подводимого к коленча-
тому валу, ответвляется кверху по вертикальной трубке и вводится
в сверления, сделанные в осях коромысел. Смазав подшипники коро-
мысел и концы клапанных стержней, масло стекает на дно головки и
отсюда — вниз, по трубчатым кожухам, закрывающим толкающие штанги.
Далее, пройдя по канавкам, вырезанным во втулках нижних толкателей,
масло попадает в коробку распределительных шестерен. Отсюда оно
через специальное отверстие стекает в маслосборник картера. Сюда же
собирается масло, стекающее по стенкам картера. Из маслосборника
отработавшее масло засасывается вторым — откачивающим — насосом (в)
и возвращается в бак. Конец отводящей трубки выведен под крышку налив-
ного отверстия. Сняв эту крышку, можно наблюдать циркуляцию масла.
Несколько иная разновидность циркуляционной смазки с сухим кар-
тером показана на рис. 196. Она применяется на мотоциклах М-72
с горизонтальным двухцилиндровым двигателем. Здесь нагнетание масла
к шатунным подшипникам производится центробежной силой.
Кроме того, ввиду расположения масляного бака внизу, под картером
двигателя, отпадает необходимость во втором, откачивающем, насосе,
так как отработавшее масло поступает в бак самотеком.
Насос («) нагнетает масло в главную магистраль (а), представляю-
щую собою трубку, проходящую вдоль картера. Отсюда масло нагне-
тается по сверлениям, сделанным в стенках картера, к гнездам обоих
коренных подшипников. В гнездах выполнены канавки, по которым
масло имеет возможность пройти под наружным кольцом подшипника
и вытечь внутрь картера. Вытекающее масло попадает в маслоулови-
тели, привинченные к щекам коленчатого вала, и центробежной силой
нагнетается в сверления обеих цапф кривошипа и отсюда к шатунным
роликовым подшипникам. Кроме того, от переднего коренного подшип-
ника масло по трубочке (д), запрессованной в крышку подшипника,
поступает на распределительные шестерни. Подшипники распределитель-
ного вала и другие детали распределительного механизма смазываются
разбрызгиванием.
Для этого в стенках картера предусмотрены специальные карманы,
в которых накопляется разбрызгиваемое масло; отсюда оно по сверле-
ниям стекает к подшипникам распределительного вала.
В двухцилиндровых двигателях с горизонтальным или V-образным
расположением цилиндров приходится считаться с неравномерным за-
брасыванием масла на стенки цилиндра. В данном случае в невыгодных
условиях находится левый цилиндр (по ходу мотоцикла). С целью ком-
пенсировать этот недостаток в левый цилиндр устроена дополнительная
подача масла от главной магистрали, через сверление (с). Нагнетаемое
сюда масло попадает в кольцевую выточку, выполненную во фланце
цилиндра, и отсюда по трем сверлениям — на верхнюю поверхность зер-
кала цилиндра. Отработавшее масло возвращается в бак самотеком,
проходя через перфорированную перегородку, отделяющую бак от по-
лости картера.
Некоторым недостатком циркуляционной смазки с сухим картером
можно считать то обстоятельство, что при пуске в ход холодного дви-
гателя масло в начале работы вытекает из шатунного подшипника
в малом количестве и плохо разбрызгивается. Поэтому всегда рекомен-
дуется после запуска прогреть двигатель на холостом ходу прежде, чем
давать ему нагрузку. Несоблюдение этого правила вызывает усиленный
износ цилиндра.
От этого недостатка, в известной мере, свободна другая разновид-
ность циркуляционной смазки — с „полусухим" картером.
б) Циркуляционная смазка с полусухим картером. Эта система
применяется, например, на мотоциклах АМ-600. Здесь имеется
только один насос, нагнетающий масло в коленчатый вал, через ряд
сверлений, удаление же избытка масла из картера в бак производится
просто выбрасыванием его вращающимися маховиками, как показывает
рис. 197. С этой целью в передней стенке картера маховиков сделано
широкое отверстие, скошенный край которого подходит с очень ма-
лым зазором к ободу маховиков и выполняет роль маслоуловителя.
Увлекаемое центробежной силой масло забрасывается не только на
стенки цилиндра и поршня, но и непосредственно в бак через упомя-
нутое отверстие. При остановке двигателя масло стекает по стенкам
в нижнюю часть картера, образуя здесь некоторый запас, который при
запуске двигателя сразу же энергично разбрызгивается маховиками, не-
зависимо от подачи масла через шатунный подшипник. Полная схема
масляной системы АМ-600 дана на рис. 198.
Из масляного резервуара, отлитого за одно целое с картером махо-
виков, масло поступает через сетчатый фильтр 1 и регулятор 2 к ше-
стеренчатому насосу 3.
В отличие от предыдущих схем, в которых нет регулировки коли-
чества масла, подаваемого насосом, здесь количество масла, поступаю-
щего к насосу, регулируется конической иглой.
253
Рис. 197. Циркуляционная смазка с полусухим
картером (AM - 600).
Рис. 198. Схема смазки АМ-600.
Насос нагнетает масло в канал 4, просверленный в стенке картера.
Отсюда оно расходится в двух направлениях: к манометру 5 и к ре-
дукционному клапану 6. Давление пружины клапана регулируется вин-
том 7. Понятно, что, ввертывая этот винт, мы будем увеличивать на-
жим пружины и повышать давление в канале между насосом и клапа-
ном 6, регистрируемое манометром. Если поднять давление до 2—2,5 ат,
то напор масла откроет перепускной клапан 8, помещающийся в самом
корпусе насоса, и часть масла пойдет обратно в резервуар. То же будет
иметь место при засорении каналов за насосом
На заводе ТИЗ редукционный клапан регулировался таким образом,
чтобы манометр показывал при вполне разогретом двигателе давление
от 0,5 до 1 ат. В начале работы холодного двигателя это давление
будет несколько выше. Таким образом, по показаниям манометра во-
дитель может судить о нормальном действии системы или, наоборот, о ее
неисправности. Пройдя редукционный клапан 6, масло через сверление
в крышке распределения и специальный ниппель, прижатый к торцу
коленчатого вала, поступает обычным путем к шатунному подшипнику
и разбрызгивается. Шестерни распределения и толкателей смазываются
масляной пылью, проникающей через отверстия, соединяющие их камеру
с картером. Кроме того, к осям кулачковых шестерен масло подводится
через сверление 9 к крышке распределения. Образующийся в картере
масляный туман используется для смазки и некоторых других частей
двигателя. Так, по трубочке 10, расположенной с левой стороны кар-
ьера, он идет на смазку цепи. Количество выбрасываемого через эту
трубку масла регулируется коническим штифтом. По сверлению 11
в левой шейке вала небольшое количество масла поступает на смазку
шлицов амортизатора цепной зубчатки. Наконец, по особой трубке
масляный туман из картера отводится для смазки стержня всасываю-
щего клапана. Недостатком этой системы является высокая температура
масла, ввиду короткого пути циркуляции. Поэтому для продолжительной
напряженной работы двигателя она не приспособлена и применяется
только для мотоциклов транспортного типа.
в) Смазка двухтактных двигателей, у которых, как из-
вестно, рабочая смесь всасывается в картер, осуществляется по боль-
шей части весьма примитивным образом, — без помощи всяких насосов.
Этот упрощенный способ смазки состоит в следующем. Бензин и масло
предварительно смешиваются в какой-либо посуде, и затем такая смесь
наливается в бак мотоцикла. Количество масла в ней должно соста-
влять около 1:15 по объему. Из бака масло вместе с бензином вса-
сывается через карбюратор в картер двигателя При этом масло осе-
дает на деталях кривошипного механизма, образуя на их поверхности
маслянистую пленку.
Кроме простоты подобной смешанной смазки (применяемой, между
прочим, на всех наших двухтактных мотоциклах) к числу ее достоинств
надо отнести то, что подача масла находится в соответствии с числом
оборотов двигателя и с нагрузкой.
Недостатком же смешанной смазки является обильное образование
нагара, так как часть масла неизбежно попадает вместе с бензином
в камеру сгорания цилиндра. Кроме того, само качество масла, разба-
вленного бензином, снижается. Поэтому и для двухтактных двигателей
255
применяют иногда непосредственную подачу масла к подшипникам
посредством насоса с малой производительностью.
На рис. 199 показаны различные способы, применяющиеся для под-
вода масла, нагнетаемого насосом, к торцу коленчатого вала. В кон-
струкции / конец вала вводится в бронзовую втулку (а), запрессованную
в крышке распределения Масло поступает в полость (в) через сверлен-
ную пробку (г) и отсюда—в канал, просверленный в коренной шейке
вала. Устройство по типу II состоит в том, что масло вводится глубоко
внутрь шейки вала при помощи трубки (д), укрепленной в крышке рас-
пределения и входящей в сверление шейки с небольшим зазором. Даль-
нейшее продвижение масла производится преимущественно действием
центробежной силы. При засорении масляных каналов масло вытекает
через зазоры в камеру распределительных шестерен. Поэтому при такой
конструкции отпадает надобность включать в систему смазки перепускной
предохранительный клапан. Более сложное устройство показано
на рис 199-///. Здесь масло
(нагнетаемое насосом в по-
лость е) поступает к валу
через вращающийся ниппель.
Последний состоит из двух
гильз (/) и (g) с шаровыми
головками, вставленных одна
в другую. Пружина прижи-
мает головку гильзы (/) к
соответствующей выточке на
конце вала, а гильзу (g) к
донышку глухого подшип-
ника, вставленного в крышку
распределения.
Путь масла указан стрел-
ками.
Если подача масла к ша-
тунному роликовому подшипнику осуществляется за счет центробеж-
ной силы (как на рис. 196), или под небольшим давлением в масляной
магистрали порядка 0,5 кг[см2, то отверстия каналов, выводящих масло
из кривошипного пальца, располагаются на внешней части поверх-
ности пальца, как показано на схеме а (рис 200). В этом случае
вытекание масла будет происходить в направлении от центра враще-
ния к периферии под действием суммарной силы давления насоса и
центробежной. По выходе из канала масло быстро выталкивается из
подшипника центробежной силой, успевая смазать только небольшое
число роликов (на схеме зачернены), находящихся вблизи отверстий.
Остальные ролики получают смазку по мере дальнейшего вращения
кривошипа, при прохождении их мимо выходных отверстий.
Более равномерное распределение масла по подшипнику получается
при расположении выходных отверстий на внутренней поверхности
пальца, согласно схеме б, так, что масло вытекает в направлении
к центру вращения. При таком расположении отверстий центробежная
сила противодействует давлению насоса, т. е. препятствует вытеканию
масла, поэтому схему б возможно осуществить только при достаточно
256
Рис. 199. Способы подвода масла к торцу
коленчатого вала.
болыпом давлении в масляной магистрали, порядка 3 кгсм? (так как
при большом числе оборотов центробежная сила может создать про-
тиводавление, доходящее до 1,5 кг {см2).
В быстроходных двигателях именно внутренняя сторона поверхности
пальца является наиболее нагруженной, и потому усиленная подача
сюда масла наиболее необходима. При этом достигается еще одно пре-
Рис. 201. Масляный бак.
имущество: твердые частицы, загрязняющие масло, отбрасываются центро-
бежной силой в сторону, противоположную отверстиям, и не засоряют
последних, отлагаясь по внешней стенке полости пальца.
А. М. Иерусалимский. 918. 257
Тогда минутная подача насоса будет
Q. = %*d-b»h»n1‘'qH м-мР/мпн.
Или, заменяя h на 2Л1 и переводя в слг3,
* — 1 ОСО СМ 'Мин-
Пусть, например, шестеренки насоса имеют по 10 зубьев при модуле М = 1,5;
длина зуба b = 8 мм. Определим подачу насоса при числе оборотов двигателя
40U0 об/мин. и передаче к насосу 1 :2.
Диаметр начальной окружности: d = 10-1,5 = 15 мм; число оборотов насоса
= 4000 : 2 = 2000 об/мин.; rlH = 0,7.
Подача:
_ 2-л>15-8-1,5-2000-0,7 0,
Q = ---------.рттт:------= 1600 СЛ/В/МИН. = 1,6 Л/МИН.
Рис. 203. Двойной плунжерный насос.
Другой распространенный тип масляного насоса показан на рис. 203
(см. также рис. 54). Эго — поршневой, или так называемый плунжер-
ный насос. Здесь также в одном корпусе объединены оба насоса —
нагнетающий и отсасывающий.
Корпус насоса представляет собой бронзовую или алюминиевую от-
ливку сэ сверлениями для двух скалок и для подвода и отвода масла.
Выходные отверстия снабжены шариковыми клапанами.
Скалки расположены параллельно и приводятся в движение общим
пальцем, расположенным эксцентрично на конце оси одной из распре-
делительных шестерен.
Диаметр скалки отсасывающего насоса делают больше, чем нагне-
тающего, вследствие чего и производительность первого больше. Ход
обеих скалок, конечно, одинаков и равен двойной величине эксцентри-
ситета пальца, т. е. 5—6 мм.
260
Насос укрепляют винтами непосредственно в камере распределитель-
ных шестерен (как на рис. 54) или с наружной стороны крышки рас-
пределения (как на рис. 203).
Весьма простая конструкция плунжерного насоса с качающимся
корпусом представлена на рис. 204.
Плунжер насоса 1 приводится в движение пальцем 3, располо-
женным на торце приводного вала #, вследствие чего плунжер совершает
движения, аналогичные движениям шатуна. Отклонения плунжера от
вертикальной оси вызывают повертывание корпуса насоса, попеременно
в обе стороны. Таким образом, полость насоса попеременно сообщается
со всасывающим и нагнетающим каналами, просверленными в картере
двигателя. Оба насоса — нагне-
тающий и отсасывающий — при-
водятся в действие общим валом.
Расположение их в крышке рас-
пределения видно на рис. 204.
Кроме шестеренчатых и плун-
жерных насосов иногда приме-
няются также коловратные.
Нагнетающее всасывающее
Рис. 204. Плунжерный насос с качающимся корпусом.
1 — плунжер; 2 — корпус; 3 — палец приводного вала; 4 — приводный вал; 5 — червяк.
Так как смазка служит также и для охлаждения внутренних деталей
двигателя, то количество масла, которое должен подать насос, зависит
не только от оборотов двигателя, но и от его теплового режима, т. е.
от величины сжигаемого заряда, определяемой положением дросселя кар-
бюратора.
При максимальной нагрузке дроссель открыт полностью, но число
оборотов может быть сравнительно невелико и, следовательно, подача
масла насосом будет недостаточна. Поэтому целесообразно регулировать
подачу насоса, связывая ее с положением дросселя или вводя в устрой-
ство насоса центробежный регулятор, усиливающий подачу при умень-
шении оборотов двигателя.
ГЛАВА IX
ТОПЛИВНАЯ СИСТЕМА
57. Подача топлива
Топливная система мотоцикла состоит из бака для горючего, бензи-
нопровода, соединяющего бак с карбюратором, и самого карбюратора
В бензинопровод включаются обыкновенно фильтры и отстойники,
в которых задерживаются пыль, грязь и другие твердые примеси.
Так как бак располагается в верхней части рамы, над двигателем, то
подача топлива может быть осуществлена простейшим способом самоте-
ком. Эта система в действительности и применяется всегда на мото-
циклах.
Объем бака должен быть рассчитан таким образом, чтобы помещаю-
щийся в нем запас топлива был достаточен для пробега около 300 км.
Рис. 205. Расход топлива на 1 км (в граммах).
Для суждения о погребном на такое расстояние количестве бензина
на рис. 205 воспроизведена диаграмма, составленная по практическим
данным и показывающая средний расход топлива в граммах на 1 км
в зависимости от рабочего объема цилиндров, при движении со средней
скоростью 40 км'ч. в нормальных дорожных условиях. По этим данным
легко подсчитать необходимый запас топлива. Например, для мотоцикла
500 смА диаграмма дает расход 25 г на 1 км пути.
Следовательно, на 300 км требуется: 25 -300 = 7,5 кг
Считая удельный вес бензина 2-го сорта — 0,740, получим, что
минимально необходимая емкость бака составляет:
7-5 1 п
0,740 1 0 Л'
Учитывая возможность движения в менее благоприятных условиях,
следует увеличить найденный объем на 25—30° .
Современные формы баков, которые можно видеть на помещенных
в начале книги общих видах мотоциклов, определились отчасти эстети-
ческими соображениями, главным же образом — стремлением получить
хорошую обтекаемость бака и сочетать его форму с конструкцией рамы.
262
Прежняя, призматическая форма бака, укрепляемого между двумя верх-
ними параллельными трубами рамы, в настоящее время не может быть
применена потому, что современные рамы имеют скошенную форму и
таким образом под верхней трубой не остается места для бака доста-
точной вместимости. По этой причине пришлось поднять бак выше рамы,
придав ему седлообразную форму, охватывающую верхнюю трубу. Рамы,
штампованные из листового материала и состоящие из двух боковин,
дают возможность поместить бак в промежутке между ними, где он
хорошо защищен от повреждений (см. рис. 14).
Конструкция бака пеказана на рис. 206. Материалом для изготовле-
ния служит листовая сталь толщиной 0,85—1 мм. Баки из листовой
латуни не обладают достаточной прочностью и довольно скоро дают
трещины. Внутренняя поверхность бака подвергается лужению или по-
крывается специальным лаком (например бакелитовым). Швы, соединя-
ющие отдельные элементы, завариваются. В верхнюю часть вставляется
и приваривается горловина с достаточно широким отверстием (диа-
метром 50—80 мм} для наполнения бака горючим, закрываемая крышкой
того или иного устройства. В крышке должно быть предусмотрено
сообщение с атмосферой во избежание прекращения подачи топлива
в карбюратор. В дно бака вставляется штуцер для присоединения бензо-
краника*). Бензопроводная трубка должна быть не меньше 6 мм по
внутреннему диаметру, чтобы предотвратить образование в ней воздушных
пробок, засорение и вообще нарушение подачи горючего. Весьма целе-
сообразны и удобны гибкие дюритовые шланги.
Так как нижняя седловина бака разгораживает его на две части, то
при одном штуцере, как показано на рис. 206, топливо из другой поло-
вины не может вытечь полностью. Для устранения этого недостатка, не
имеющего впрочем большого практического значения, делают два шту-
цера в обеих половинах бака, и соединяют их U-образной трубкой.
По окончании сборки баки испытываются на герметичность под
небольшим давлением 1,5 атм.
Крепление бака к раме производится болтами, для которых преду-
смотрены лапы А и В, форма и расположение которых зависят от кон-
струкции рамы. Крепление должно быть эластичным. С этой целью в бол-
товые соединения часто включаются толстые резиновые прокладки
58. Подбор карбюратора
Производство карбюраторов представляет собой самостоятельную и
специализированную отрасль промышленности, сосредоточенную на под-
собных заводах. Лишь в самом начале развития мотоциклостроения мото-
циклетные заводы, пытались изготовлять карбюраторы сами, что приво-
дило к большому разнообразию типов и отражалось как на качестве
карбюраторов, так и на стоимости их. В настоящее время все мотоцик-
летные заводы, за редким исключением, приобретают карбюраторы
в готовом гиде. Эта практика имеет место и у нас в Союзе.
) С 1944 г. типы и размеры бензокраников для мотоциклов нормализованы:
нормаль Наркомсредмаша № Н-307—44. Предусмотрено два типа бензокрани-
ков тип I — без отстойника и тип II — с отстойником.
263
Таким образом, задача мотоциклетного конструктора в отношении
карбюратора ограничивается выбором его типа и размера и установкой
на двигателе. В этом разрезе она здесь и рассматривается*).
При выборе типа и конструкции карбюратора следует руководство-
ваться теми же соображениями, которые вообще надо всегда иметь
в виду при оценке мотоциклетных конструкций: карбюратор должен
быть прежде всего прост и иметь возможно меньше деталей, нужда-
ющихся в регулировке. Он должен требовать минимальною внимания со
стороны водителя и автоматически приспособляться к режиму двигателя
в весьма широком диапазоне оборотов.
Наблюдая эволюцию мотоциклетных карбюраторов на протяжении
около тридцати лет, мы можем констатировать, что именно в этом на-
правлении и шло их конструктивное развитие: карбюратор постепенно
освобождался от всяких дополнительных воздушных клапанов с регу-
лирующимися пружинками, капиллярных трубочек, вечно подверженных
засорению, игольчатых^ентилей для регулировки сечений жиклеров и пр.
В результате современный мотоциклетный карбюратор приобрел такие
формы, что любителям „регулировки" почти ничего не осталось для
проявления собственной инициативы.
Принцип коррекции смеси путем торможения воздухом работы жик-
лера, осуществляемый без всякого механического воздействия, получает
все более широкое распространение на мотоциклетных карбюраторах
с одновременный улучшением их автоматичности.
Считаясь с разнообразием климатических условий в Союзе, следует,
однако, признать положительным фактором и такие приспособления, как
длинная коническая игла, входящая в канал главного жиклера, что дает
возможность в случае необходимости легко корректировать заводскую
регулировку, не прибегая к рассверливанию или запаиванию жиклеров
и другим кустарным способам. В работе карбюратор должен удовлетво-
рять следующим требованиям:
а) двигатель должен легко запускаться и спокойно работать без на-
грузки (на холостом ходу) с малым числом оборотов при закрытом или
почти закрытом дросселе; с этой целью современные карбюраторы снаб-
жаются, как правило, пусковыми приспособлениями;
б) двигатель должен хорошо забирать под нагрузкой, т. е. при от-
крытии дросселя немедленно прибавлять число оборотов и ускорять дви-
жение машины, без хлопков и выстрелов в карбюратор или глушитель;
в) расход топлива не должен значительно отличаться от средних норм,
указанных в предыдущем параграфе.
Эти результаты должны быть получены на самом заводе, и они дости-
гаются надлежащим подбором размеров карбюратора и сечений жиклеров.
Размеры карбюратора характеризуются внутренним диаметром его
всасывающей трубы. Эти размеры легко подбираются по данным ката-
логов карбюраторных заводов в зависимости от рабочего объема ци-
линдра. Обычно карбюраторные заводы выпускают 3—4 размера карбю-
раторов для мотоциклов разной кубатуры.
*) Описание конструкций и принципов работы мотоциклетных карбюрато-
ров см. А. Иерусалимский, Мотоцикл, Машгиз, 1946. Теоретические
основы карбюрации — В. И Кирсанов, Теория карбюрации, ОНТИ, 1935.
265
Например, трест английских карбюраторных заводов AMAL выпу-
скает следующие размеры карбюраторов для мотоциклов транспортно-
дорожного типа:
Для мотоциклов с рабочим
объемом цилиндра..........до 175 см* 250 смУ 350 см$ 500 смл 600 см-
Размер карбюратора (диам. <99 9
всасыв. трубы)..........16,7 мм 18,25 мм 19,8 мм J™
Для спортивных и гоночных машин устанавливались
с увеличенным диаметром всасывающей трубы.
Известный французский завод „Зенит" ограничивается
мм f 23,8 мм
мм I 25,4 мм
карбюраторы
только тремя
размерами: 18, 22 и 26 мм. Таким образом, выбор размеров карбюра-
тора не представляет затруднений.
Заводские каталоги
указания и относительно
и инструкции дают обычно ориентировочные
размеров жиклеров, которыми можно восполь-
зоваться ’как первым приближе-
нием.
Окончательный выбор разме-
ров жиклеров производится экс-
периментальным путем. С этой
целью измеряют мощность Ne и
часовой расход топлива Q при
постоянном числе оборотов, близ-
ком к нормальному эксплоата-
ционному режиму двигателя, на-
пример при ЗОСО об/мин., устана-
вливая последовательно в карбю-
раторе жиклеры разных сечений.
Результаты замеров наносят на
диаграмму, как показано на
соответствуют мощности, полученной
рис. 207, где точки 7, 2, 3, 4, 5
при одном и том же числе оборотов, но с пятью разными размерами
жиклеров. Деля замеренные одновременно расходы топлива на Ne, опре-
деляют соответствующий каждому жиклеру удельный расход топлива
1 Q
на 1 л. с. час, что позволяет нанести кривую q=-rr.
Сопоставляя обе кривые, нетрудно сделать заключение относительно
наивыгоднейшего размера жиклера. Таковым будет, согласно рис. 207,
жиклер № 2, так как при нем достигается почти такая же мощность,
какую дают № 3 и 4, но со значительно меньшим расходом топлива
на силу-час. Жиклер № 5 явно невыгоден, так как при меньшей мощ-
ности дает повышенный расход. Наиболее экономным является жиклер
№ 1, но при нем недостаточно используется возможная мощность двига-
теля.
59. Монтаж карбюратора на мотоцикле
Карбюратор крепится к цилиндру двигателя со стороны, обращенной
к заднему колесу. При этом поплавковая камера располагается в пло-
скости, перпендикулярной к оси всасывающей трубы рис. 208. При таком
расположении подъемы дороги не оказывают влияния на уровень бензина
266
в жиклере и поплавковой камере. Крепление карбюратора к вса-
сывающему патрубку цилиндра производится или с помощью хомутика,
ст гивагощего расширенный конец трубы карбюратора, или посредством
фланца на двух шпильках. Размеры этих креплений нормализованы и
находятся в зависимости от диаметра всасывающей трубы кар юратора*).
На V-образных двигателях карбюратор помещается в углу между
цилиндрами и укрепляется на общей трубе, имеющей форму тройника.
За последнее время карбюраторы на мотоциклах начали устанавли-
вать таким образом, чтобы всасывающая труба располагалась с некото-
рым наклоном в сторону цилиндра, как это ясно видно, например, на
рис. 2 и 3. Цель такого устройства состоит в том, чтобы предотвратить
вытекание из всасывающей трубы бензина, оседающего на стенках трубы,
или уменьшить выдувание его из карбюратора в те моменты, когда
в трубе возникает повышенное давление после закрытия всасывающего
клапана. Кроме того, при верхнем расположении клапанов всасывающий
патрубок цилиндра приобретает более плавное
меньшее сопротивление течению смеси.
Управление дросселем и воздушным кор-
ректором карбюратора производится, как из-
вестно, при помощи гибких тросов Боудена,
проведенных от карбюратора к рулю (к пра- ।
вой рукоятке). Один конец наружной обо- "]
ломки троса закрепляется неподвижно в крыш-
ке смесительной камеры карбюратора, дру-
гой— на руле; сама оболочка поддерживается
несколькими зажимами на раме так, чтобы не
получалось резких перегибов. Концы троса,
лочки, прикрепляются —один к дросселю или корректору смеси, другой —
к приспособлению, фиксирующему положение названных органов кар-
бюратора. Приспособления эти выполняются в виде рычажков (манеток),
удерживаемых в определенном положении трением, или в виде вращаю-
щейся рукоятки.
Производство их, как и самих карбюраторов, выгоднее сосредото-
чивать на специальных подсобных заводах, а конструкция их может
быть стандартизирована**).
закругление и оказывает
Рис. 208. Расположение кар-
бюратора.
скользящего внутри обо-
ГЛАВА X
ЗАЖИГАНИЕ И ЭЛЕКТРООБОРУДОВАНИЕ МОТОЦИКЛА
60. Свечи для мотоциклетных двигателей
Независимо от принятой системы зажигания воспламенение смеси
в цилиндре производится всегда одним и тем же способом: с помощью
ввернутой в камеру сгорания свечи, к полюсам которой подводится ток
высокого напряжения.
*) См. Мотоциклетный справ эчник.
**) Проекты соответствующих стандартов см. Мотоциклетный справочник,
изд. 1941 Г.
267
Производством свечей занимаются специальные заводы. Мотоциклет-
ного конструктора непосредственно касается только вопрос о выборе
типа и размера свечи и ее расположения на головке цилиндра. При том
разнообразии условий сгорания, которые имеются в современных мото-
циклетных двигателях, правильный выбор типа свечи имеет весьма
существенное значение. Каждый тип двигателя требует и особой кон-
струкции свечи в зависимости ©т степени сжатия и тех температурных
условий, какие имеются в цилиндре. Мы встречаемся здесь с двумя
противоречащими друг другу требованиями: с одной стороны, полюсы
свечи должны быть настолько горячими, чтобы полностью сжигать
неизбежно попадающее на них и во внутреннюю полость свечи масло;
с другой стороны, они не должны раскаляться настолько, чтобы вызывать
самопроизввльное воспламенение смеси и быстрое обгорание самих полюсов.
Поэтому свеча, удовлетворительно работающая на двигателе, обла-
дающем определенным тепловым режимом, может оказаться совершенно
непригодной для двигателя другого типа.
Представим себе, например, термические условия в д| игателе транс-
портного дорожного мотоцикла. Сжатие здесь обыкновенно невелико
так же, как и нормальное число оборотов; двигатель снабжен по боль-
шей части боковыми клапанами с расположением свечи над всасывающим
клапаном, где она хорошо охлаждается свежим зарядом в промежутках
между вспышками. Поэтому, чтобы поддержать достаточно высокую
температуру полюсов свечи для сжигания масла, их делают сравнительно
тонкими, а внутреннюю полость свечи —по возможности больших раз-
меров, чтобы тепло заполняющих ее горячих газов не рассеивалось
слишком быстро.
Если такую свечу поставить на спортивную машину с высоким
сжатием, высокой температурой сгорания и с большим числом оборотов,
то, очевидно, полюсы свечи, не рассчитанные на эти условия, быстро
перегреются, металл их начнет разрушаться, а в двигателе будут
происходить самопроизвольные вспышки.
Поэтому для двигателей подобного типа свечи конструируются иначе:
полюсы их делаются более массивными, а внутренний конус изолятора
свечи укорачивается для быстрого отвода тепла наружу. Иногда для
охлаждения свечи устраивают отверстия в изоляторе или в основном
корпусе и цоколь свечи снабжают ребрами. Однако в свою очередь
на нормальной дорожной машине такая свеча не может работать удовле-
творительно; полюсы ее здесь окажутся слишком холодными, они не будут
сжигать попадающего в свечу масла, и изоляция во внутренней, умень-
шенной полости свечи быстро покроется масляным нагаром, т. е. провод-
ником тока. Между центральным стержнем и стенками свечи образуется
короткое замыкание, и свеча перестает действовать
В двухтактных двигателях свеча также работает в тяжелых, по срав-
нению с четырехтактным, условиях вследствие двойного количества вспы-
шек при равных числах оборотов.
Отсюда видно, насколько важен правильный выбор типа свечи для
современного двигателя. Выбор этот облегчается указаниями заво-
дов-поставщиков. Например, известный завод Бош подразделял выпу-
скаемые им свечи на несколько групп, характеризуемых условным тер-
мическим или „калильным" числом, выбитым на цоколе свечи: 45, 95,
268
145 175. Чем выше термическое число, тем выше степень сжатия
и число оборотов двигателя, для которого данная свеча предназначена.
Размеры свечей в настоящее время во всех странах нормализованы.
Нарезка применяется метрическая—18 X 1>5 мм или 14 X 1,25 мм.
Свечи с диаметром нарезки 14 мм быстрей достигают температуры
самоочищения при пуске двигателя в ход и по своим термическим
свойствам лучше подходят к условиям работы мотоциклетных двигателей,
очему в настоящее время преимущественно и применяются.
Рис. 209. Свечи завода Ленкарз:
1 —свеча А II — 11; 2 — свеча М 15—15.
Размеры свечей отечественного производства и их конструкция пока-
заны на рис. 209.Длина ввертной части делается различная — от 11 до
20 мм. Свечи 18 мм маркируются буквой М, свечи 14 мм — буквой А.
Кроме того, маркировка указывает длину ввертной части корпуса свечи
и длину внутреннего конуса изолятора. Последнее число дает возмож-
ность судить о термических свойствах свечи: чем короче конус изолятора,
тем „холоднее" свеча, т. е. выдерживает без перегрева более высокие
температуры в цилиндре.
Изоляторы изготовляются из керамической массы (стеатита или глино-
зема), электроды — из никелевой стали. Расположение свечи на головке
цилиндра зависит от конструкции головки. При боковых клапанах,
как было уже сказано, свеча помещается в центральной части камеры
сгорания или несколько сдвинута к выхлопному клапану. При верхних
клапанах свечу устанавливают сбоку головки, наклонно, что до неко-
торой степени предохраняет ее от забрасывания маслом и в то же время
облегчает доступ к свече.
269
61. Системы зажигания и электрооборудования
На современных мотоциклах применяются две системы зажигания:
1) от магнето высокого напряжения и 2) батарейное зажигание от
аккумуляторов, соединенных с генератором постоянного тока, напряжением
обычно в 6 вольт.
Так как приборы электрооборудования также являются специальной
отраслью промышленности, то конструктора мотоцикла непосредственно
касаются только вопросы выбора той или иной системы и ее монтажа
на мотоцикле.
При выборе системы зажигания приходится считаться с тем, что
электрическое освещение и такой же сигнал, а иногда и стартер
являются обязательной принадлежностью современного мотоцикла.
Ацетиленовые фонари и сигнальные рожки с резиновой грушей давно
отошли в область преданий.
Поэтому батарейная система, при которой один и тот же источник
электроэнергии обслуживает одновременно и зажигание и освещение
со всеми прочими приборами, несомненно, имеет на своей стороне эконо-
мические преимущества: она дешевле, так как сравнительно дорогой
прибор, каким является магнето, заменяется здесь катушкой и прерыва-
телем, стоимость которых в 2—3 раза меньше.
К числу преимуществ батарейного зажигания надо отнести также
более легкий пуск двигателя в ход, так как напряжение вторичного тока
и интенсивность искры при пуске от аккумулятора не зависят от числа
оборотов.
С увеличением числа оборотов напряжение вторичного тока при
батарейном зажигании постепенно снижается, так как сердечник катушки
не успевает намагничиваться вследствие кратковременности замыкания
контактов.
При числе размыканий около 4000 в минуту напряжение вторичного
тока снижается до 5000—60С0 вольт, т. е. зажигание становится нена-
дежным.
Однако такое большое число размыканий может иметь место только
у четырехцилиндровых или двухтактных двигателей, у которых пре-
рыватель делает столько же оборотов, как и вал двигателя. У одно-
цилиндровых четырехтактных двигателей прерыватель вращается вдвое
медленнее коленчатого вала, и, следовательно, указанное выше число
размыканий первичного тока никогда не достигается. У двухцилиндро-
вых четырехтактных двигателей число размыканий прерывателя равно
числу оборотов коленчатого вала, поэтому падение напряжения вторичного
тока может иметь некоторое значение при весьма большом числе обо-
ротов, и для них более надежным способом зажигания является магнето.
Ненадежность батарейного зажигания для мотоциклов заключается
главным образом в том, что оно зависит от исправного состояния
аккумуляторов, требующих умелого обращения и внимательного наблю-
дения. При неисправности системы мотоциклист лишается сразу не только
освещения, с чем еще можно иногда примириться, но и зажигания,
что совершенно выводит машину из строя.
Магнето в этом отношении стрит вне конкуренции. Современные
конструкции и способы производства магнето достигли такой высокой
270
степени совершенства, чго приборы этого рода не требуют почти ника-
кого ухода, отказ же их в работе можно считать редким и малове-
роятным исключением.
Таким образом, с той точки зрения, с которой мы все время оцени-
ваем здесь мотоциклетные конструкции, т. е. со стороны их простоты,
надежности и нетребовательности, надо признать наиболее целесообраз-
ной систему зажигания от магнето, независимую от осветительной системы.
Приняв такую раздельную систему, конструктор будет поставлен
перед необходимостью разместить на машине и обеспечить привод
от двигателя не только для магнето, но и для динамо.
Площадка для магнето располагается обыкновенно на картере двига-
теля, позади цилиндра. Размеры ее и способ крепления сообразуются
с выбранным типом магнето*).
Привод заимствуется от одной из распределительных шестерен
и выполняется по большей части в виде набора шестерен с общим
передаточным числом 1:2 относительно оборотов коленчатого вала
(так как якорь магнето четырехтактных двигателей с одним и двумя
цилиндрами всегда вращается вдвое медленней коленчатого вала).
Реже применяется цепная передача, также от одной из распредели-
тельных шестерен (рис. 154, 157).
Расположение магнето на двигателе с горизонтальными цилиндрами
см. на рис. 10.
Что касается динамо, то для крепления его лучше всего предусмо-
треть специальный кронштейн на самом картере, в передней его части,
как это показано, например, на рис. 52. В этом случае привод может
быть выполнен так же, как и для магнето, т. е. набором шестеренок,
с той, однако, разницей, что передаточное отношение здесь должно быть
иное, в соответствии с характеристикой выбранного типа генератора.
Обыкновенно мотоциклетные динамо развивают полную силу тока при
2500—3000 об/мин., предельное же допустимое число оборотов для них
составляет около 8000 об/мин. Поэтому скорость вращения якоря отно-
сительно коленчатого вала подбирается в отношении 1,5—1,8:1
(т. е. относительно распределительных шестерен 3—3,5:1).
Другой способ установки динамо состоит в креплении ее на раме
мотоцикла с помощью хомутов подходящей формы. Несколько вариантов
этого способа показано на рис. 210.
Трансмиссией от двигателя служит клиновидный резиновый ремень
Ведущий шкив укрепляется на коленчатом валу вместе с зубчат-
кой передней цепи.
В настоящее время такая система выходит из употребления, так как
она имела смысл лишь тогда, когда электрическое освещение не явля-
лось стандартным оборудованием мотоцикла. '
С другой стороны, получают все большее распространение так назы-
ваемые „магдино", представляющие собой соединение в одном агрегате
Двух независимых друг от друга приборов—магнето высокого напряжения
и генератора постоянного тока (рис. 211) Первое обслуживает систему
зажигания, второй — совместно с аккумуляторной батареей — освещение
и сигнал. Никакой электрической связи между обеими системами нет,
*) Соответствующие данные см. Мотоциклетный справочник.
271
Рис. 210. Схемы крепления динамо. Рис. 211. Магдино МД-132.
устрой ст
и общем
и в некоторых конструкциях динамо можно даже отнять от корпус
магнето без всякого нарушения работы последнего. Весь смысл такого
ва—в объединении обоих агрегатов на общем постаменте
приводе, что представляет несомненно наиболее практичное,
удобное и экономное решение задачи.
В двухтактных двигателях для зажигания также может быть
использовано обыкновенное магнето с цепным приводом к нему непо-
редственно от коленчатого вала. При этом число оборотов якоря маг-
нето должно быть равно числу оборотов двигателя (передаточное отно-
шение 1:1). Однако за последние годы преимущественное распростра-
нение на двухтактных двигателях получило особое устройство магнето
с в ащающимися магнитами, укрепленными на маховике (рис. 212).
Якорь и прерыватель расположены на неподвижном диске, который
крепится к наружной стенке картера. Путем небольшого усложнения
крепления можно обеспечить возможность повертывания этого диска
на некоторый угол, чем достигается изменение момента зажигания.
По большей части, однако, его закрепляют неподвижно, установив раз
навсегда определенное опережение зажигания, примерно соответствующее
нормальному режиму работы (—30'). Магнето этого рода необхо-
димо тщательно закрывать наружным кожухом от попадания влаги,
что, впрочем, не представляет особых затруднений.
Гла ное преимущество этой системы в том, что она не требует осо-
бого места на машине и устройства привода.
Кроме того, с небольшими изменениями она может быть использована
и для освещения. С этой целью концы сердечника якоря 4 снаб-
жаются добавочной толстой обмоткой, не связанной с основными обмот-
ками якоря. Вращение магнитов индуктирует в ней ток низкого напря-
жения, который можно непосредственно направить к фарам, без аккуму-
лятора. В этом случае, конечно, освещение будет действовать только
во время работы двигателя, а интенсивность света — изменяться в зави-
симости от числа оборотов.
Этот недостаток устраняется, если в цепь включить аккумуляторную
батарею, как показано на схеме рис. 213.
В этом случае необходим, конечно, и автоматический выключатель
для разобщения батареи и катушек. Завод Вильерс, применявший эту
систему для своих двухтактных двигателей, делал выключатель центро-
бежного типа в виде качающегося рычажка с грузиком на одном плече.
При 1500 об/мин. автомат включается, при падении оборотов до 1000
он выключается. Замыкание обмоток производится через массу
при помощи неподвижной угольной щетки, закрепленной на кожухе
магнето, и вращающегося на маховике коммутатора, действие которого
понятно из схемы. Благодаря такому устройству выключатель одновре-
менно является и выпрямителем, т. е. пропускает в батарею ток только
одного направления, что, конечно, совершенно необходимо, так как
в катушках индуктируется переменный ток.
Выпрямитель может быть устроен и на другом принципе, а именно
на свойстве некоторых металлов, например закиси меди или селена, пропу-
скать ток лишь в одном направлении. Поэтому, если в цепь между магнето
и батареей включить такой выпрямитель, то можно заряжать аккумулятор
переменным током.
18 А. М Иеруеалнмовий 913.
273
Рис. 213. Схема освещения от магнето с вращаю-
щимися магнитами.
Обратимся теперь к системе батарейного зажигания. В этом
случае мы имеем только один источник электроэнергии — генератор
постоянного тока, который обслуживает зажигание, питает фары и под-
заряжает аккумуляторную батарею, выполняющую те же функции при
М1лом числе оборотов и при запуске двигателя.
Установка динамо производится, конечно, так же, как и при выше
описанной раздельной системе. В частности, для нее может быть исполь-
зована освободившаяся площадка магнето. В двухтактных двигателях
якорь генератора может быть монтирован непосредственно на валу двига-
теля (рис. 191), а статор (обычно многополюсный)—на картере двигателя.
Вместе с тем прибавляются два новых прибора—бобина и прерыватель
(или прерыватель-распределитель в случае двухцилиндрового двигателя).
Местоположение бобины, очевидно, не имеет принципиального значения,
и она может быть прикреплена к раме мотоцикла там, где это окажется
удобней. Прерыватель дол-
жен иметь привод от дви-
гателя с передачей 1:2
(для четырехтактного дви-
гателя). Поэтому его по-
мещают или на распреде-
лительной коробке дви-
гателя, связав с одной из
кулачковых шестерен,
либо на самом генераторе,
подобрав надлежащим об-
разом передаточное отно-
шение.
Местоположение акку-
муляторной батареи сле-
дует выбирать с таким
расчетом, чтобы она по-
мещалась возможно ближе
к центру тяжести мотоцикла, где она меньше всего подвергается тряске.
Габаритные размеры мотоциклетных аккумуляторов отечественного
производства: ЗМТ20 — 174 X 78 X 162 и ЗМТ7 — 165 X 76 X 178
(длина, ширина и высота).
Наконец, щиток с контрольными приборами (амперметр, переключа-
тель освещения, выключатель зажигания и пр.) помещается на передней
части бака, на руле или в корпусе фары *).
Современные достижения электротехники позволяют ожидать новых
решений в зажигании и электрооборудовании мотоцикла. Генераторы
постоянного тока могут обеспечить зажигание смеси в цилиндре только
при весьма значительном числе оборотов, вследствие чего пуск в ход
Д игателя непосредственно от динамо (без аккумулятора), если и может
быть осуществлен, то лишь с большими трудностями. Между тем, со-
ременные многополюсные генераторы переменного тока с отдельной
индукцИОННОй катушкой обеспечивают надежное искрообразование уже
) Габаритные размеры, веса и монтажные схемы электрооборудования см.
21 оциклетный справочник.
275
при 150—200 об/мин, которые можно сообщить валу двигателя обыкно-
венным педальным стартером. По своим габаритам такие генераторы
вполне пригодны для установки на мотоцикле. По конструкции они
проще и надежнее (отсутствуют щетки, коллектор, пружины и проч.).
При мощности 60—80 ватт они могут питать не только зажигание, но
и приборы освещения — непосредственно или путем подзарядки аккуму-
ляторной батареи. В последнем случае между генератором и батареей
должен быть, конечно, включен медно-закисный или селеновый выпря-
митель. Применение выпрямителя исключает необходимость иметь в схеме
реле, так как выпрямитель не пропускает токи обратного направления.
Вся схема, таким образом, значительно упрощается, и вместе с тем
зажигание становится независимым от состояния батареи.
ЧАСТЬ ТРЕТЬЯ
СИЛОВАЯ ПЕРЕДАЧА
ГЛАВА XI
ТРАНСМИССИЯ МОТОЦИКЛА
62. Передача крутящего момента двигателя на заднее колесо
Передача крутящего момента двигателя ведущему колесу может быть
выполнена несколькими способами. Способы эти представлены схемати-
чески на рис. 214 в той исторической последовательности, в какой они
применялись в разное вре-
мя на мотоциклах. Схема I
изображает ременную пере- / ’
дачу, которой пользовались
первые мотоциклетные кон-
структоры: малый шкив А
насаживался на коленчатый //
вал двигателя, большой шкив
В закреплялся на заднем
колесе, и оба шкива соеди-
нялись бесконечным ремнем. Ш
Ремень вначале был плоский
кожаный, затем на смену
ему явился резиновый кли-
новидный ремень, трапецои- IV
дальнего сечения, который
соприкасался со шкивом
соответствующей формы не
нижней своей поверхно- V
стью, а боковыми сторо-
нами, образующими угол 28°.
Такой ремень имеет стрем-
ление при увеличении на-
грузки заклиниваться в глубь
шкива, вследствие чего не
требуется сильного натяже-
ния для обеспечения доста-
точного сцепления со шкивом.
)
Рис. 214. Схемы трансмиссии.
Для изменения силы сцепления ремня
со шкивом применялся вначале натяжной ролик, с помощью
которого можно было осуществить холостой ход, а также изме-
277
нять отношение чисел оборотов двигателя и заднего колеса за счет
буксования ремня. Впоследствии появились приспособления, позволявшие
изменять передаточное отношение другим способом, не вызывая буксо-
вания ремня: щеки ведущего шкива можно было раздвигать на ходу;
следовательно, ремень заклинивался глубже, что равносильно уменьше-
нию рабочего диаметра шкива. Для сохранения необходимого натяжения
ремня щеки ведомого шкива одновременно сближались, или все заднее
колесо отодвигалось назад.
При всем остроумии и изобретательности, проявленной конструкто-
рами, подобные приспособления действовали очень ненадежно, быстро
изнашивались и расстраивались, регулировка же их была сложна и не-
посильна для малоквалифицированного водителя.
Следующим шагом вперед, значительно упростившим ременную пере-
дачу, было применение коробок передач планетарного типа, помещав-
шихся во втулке заднего колеса и заимствованных от велосипеда. Он i
удержались в мотоциклетных конструкциях довольно долго (до 1913—
1914 г.) и значительно упростили обращение с мотоциклом и надежность
ременной передачи.
Вскоре, однако, они были вытеснены отдельными коробками пере-
дач автомобильного типа, введение которых сделало невозможным при-
менение ременной передачи в чистом виде. Ввиду малого расстояния
между валами двигателя и коробки передач использовать здесь ремень
было нельзя, и пришлось заменить его цепью. Таким образом, ременная
передача сразу наполовину сдала свои позиции и сохранилась только
в качестве заднего привода, от коробки к ведущему колесу. Получилась
комбинированная, ременно-цепная трансмиссия, представленная на схеме II.
Главное ее преимущество усматривали в эластичности ремня, которая
смягчала неравномерность вращающего момента двигателя. Это преиму-
щество не искупало, однако, основного недостатка ремня — буксования
его во время дождя и низкого к. п. д.
Постепенное возрастание мощности мотоциклетных двигателей и
повышение требований, предъявляемых к динамике мотоцикла, заставили
искать более надежный способ передачи и отказаться от предубеждения
против цепи, как трансмиссии, пригодной якобы только для многоци-
линдровых двигателей.
Улучшение балансировки одноцилиндровых двигателей и включение
в трансмиссию амортизаторов позволило перейти полностью на цепную
передачу.
Она и сделалась вскоре основным типом трансмиссии, которым снабжа-
ются до 90° 0 современных мотоциклов. Ременная передача сохраняется еще
иногда только для очень легких, дешевых моделей и для веломоторов.
Обычная схема цепной передачи показана на схеме III, где оба при-
вода— передний и задний — расположены с одной стороны мотоцикла
(с левой). Вариантом ее является схема IV, отличающаяся от предыду-
щей тем, что цепь на заднее колесо расположена с другой стороны
машины. Это несколько упрощает конструкцию коробки передач и
дает возможность закрыть каждую цепь глухими щитками, полностью
защищающими их от пыли и обеспечивающими хорошую смазку цепей.
При одностороннем же расположении защита задней цепи всегда сопря-
жена с конструктивными затруднениями.
278
Нетрудно видеть из схемы /V, что натяжение цепей вызывает здесь
момент, стремящийся повернуть валик коробки передач в горизонталь-
ной плоскости, что создает, повидимому, неблагоприятную нагрузку на
подшипники. Тем не менее она применяется целым рядом первоклассных
заводов по причине, указанной выше.
Соединение коробки передач в общий блок с картером двигателя
внесло новое изменение в конструкцию цепной передачи. Так как при
этом расстояние между валами двигателя и коробки передач умень-
шилось, а изменять его путем передвигания коробки стало нельзя, то
си азалось возможным совсем выбросить переднюю цепь, заменив ее
шестеренчатой передачей. Осталась, таким образом, только одна задняя
цепь (схема V).
Дальнейшим этапом развития мотоциклетной трансмиссии является
карданная передача (схема VF), которая за последние годы получает
все более широкое применение.
Собственно говоря, этот способ передачи, общепринятый в автомо-
бильном деле, не является новостью и для мотоциклов. Карданная пере-
дача применялась очень давно, например, известным бельгийским заво-
дом FN и несколькими другими мотоциклетными фирмами. Однако эти
немногочисленные примеры не вызвали подражания главным образом
из-за невозможности выдержать конкуренцию с более дешевой и про-
стой в производственном отношении цепной передачей. Кроме того,
карданная передача обладала в свое время рядом конструктивных де-
фектов, вследствие которых создалось мнение, что этот вид передачи
вообще нецелесообразен для мотоциклов, по крайней мере одноцилин-
дровых с их крайне неравномерным крутящим моментом Поэтому, когда
в 1925 г. от нее отказался после многолетнего опыта даже завод FN,
это казалось вполне естественным.
Но за последние годы, под влиянием общего прогресса техники и
усовершенствования методов производства конических шестерен, вновь
замечается усиление интереса к карданной передаче, и она превращается
в серьезного соперника цепной передачи, по крайней мере в тех стра-
нах, которые не имеют, подобно Англии, высоко развитого и доведен-
ного до совершенства производства цепей. Соображения относительно
жесткости карданной передачи, которые некогда выдвигались и против
цепей, не оправдались на практике, и мы видим, что кардан отлично
справляется со своей задачей даже на одноцилиндровых четырехтактных
мотоциклах, не говоря уже о двухтактных и многоцилиндровых маши-
нах, обладающих более равномерным вращающим моментом. Так же
несостоятельными оказались и рассуждения о том, что реактивный мо-
мент двигателя, вал которого располагается вдоль оси рамы, вызывает
якобы неустойчивость мотоцикла. Таким образом, в настоящее время
можно с полным основанием утверждать, что при наличии карданной
передачи мы имеем технически более совершенный тип мотоцикла, и
дальнейшее ее распространение будет зависеть, повидимому, только от
экономических причин. Даже из схематического чертежа понятно, что
введение карданного вала означает не просто замену одного вида транс-
миссии другим, но вносит глубокие изменения в общую конструкцию
двигателя, коробки передач и рамы. Поэтому для заводов с устано-
вившимся производством переход на карданную передачу сопряжен с
279
коренной ломкой налаженного технологического процесса. Это обстоя-
тельство, наряду с повышенной стоимостью, повидимому, будет долго е е
тормозить развитие карданной передачи на мотоциклах в условиях
капиталистического производства.
Советские конструкторы не стеснены в этом отношении никакими
ограничениями и могут, по нашему мнению, начинать сразу с того этапа
на котором остановилась зарубежная техника.
63. Детали цепной передачи
Роликовые цепи, применяемые в качестве трансмиссии на мотоциклах,
составляются из отдельных звеньев А и В, изображенных на рис. 215.
Наружные звенья (Д) состоят из двух стальных пластинок, соединен-
ных цапфами.
Внутренние звенья (В) состоят также из двух пластинок, в отверстия
которых запрессованы втулки; на этих втулках свободно вращаются
стальные, закаленные ролики.
Соединение звеньев происходит таким образом: цапфы наружного
звена пропускаются сквозь втулки двух соседних внутренних звеньев;
на концы их, выступающие нару-
жу, накладывается вторая боковая
пластинка звена, и затем концы цапф
расклепываются.
Для замыкания концов цепи с
Рис. 215. Детали цепи.
двух или трех ординарных
четным и нечетным числом звеньев
применяются соединительные звенья
типа С или D. В качестве транс-
миссии от двигателя к коробке ско-
ростей нередко применяются двойные
роликовые цепи (дуплекс), а иногда
и тройные (триплекс), представля-
ющие собой параллельное соедине-
ние общими удлиненными цапфами
цепей.
Разумеется, зубчатки (звездочки) для таких цепей также должны
иметь два или три параллельных ряда зубцов (рис. 149).
Очевидно, при одной и той же прочности двойные цепи могут быть
выполнены с более мелкими размерами звеньев, что дает более плавную
и бесшумную работу при тех больших скоростях, с которыми движется
передняя цепь.
Основными измерениями цепи, которыми определяются и размеры
зубьев шестерен, является шаг цепи (/), т. е. расстояние между осями
шарниров, внутренняя ширина (&), т. е. расстояние между пла-
стинками внутреннего звена, и диаметр ролика d.
Номинальные размеры цепи обозначаются в виде произведения t X
в дюймах (иногда в леи), например, V/XV, причем, однако, надо
иметь в виду, что второй размер является лишь торговым обозначением,
определяющим ширину b со значительным приближением. Так, в данном
примере действительный размер b — 7,75 мм, между тем 5/16" —
7,94 мм.
280
Для мотоциклов употребительны следующие размеры цепей:
Торговое обозна- чение Шаг Ширина Диаметр ролика Разрывающая нагрузка
з/8" (9.53 мм) 5,72 мм 6,35 мм 900 кг
>/г"Х¥' 1/2" (12,7 мм) 5,21 , 8,51 „ 1500 ,
W'XV (12,7 мм) 7,75 я 1500 „
(1/г'Х 0,305") 10,16 „
®/8"XW' %" (15,88 мм) 6,48 „ 2200 „
в/8* (15,88 мм) 9,65 , 2200 „
VXV s/f (19,05 мм) 11,68 „ 12,07 й 2600 ,
Для передачи на магнето и динамо применяются цепи меньших раз-
меров, например l/2" X 1/s", 8X3 мм и т. п.
Из приведенных цифр видно, что при одном и том же шаге и диа-
метре ролика цепь может иметь разную ширину.
Относительно разрывающей нагрузки, приведенной в таблице, надо
заметить, что она не может служить достаточным основанием для выбора
цепи, так как запас прочности, подсчитанный по передаваемому усилию,
всегда будет более чем достаточным, особенно для двойных цепей, раз-
рушающая нагрузка которых вдвое больше при одинаковом размере
звеньев.
Поэтому выбор цепи определяется главным образом ее износом, за-
висящим от целого ряда факторов: скорости цепи, точности обработки
зубцов, качества смазки, наличия амортизаторов, защищенности цепи
от пыли и грязи и т. п.
Факторы эти не поддаются точному количественному учету, вслед-
ствие чего при выборе цепей следует руководствоваться данными практики
и указаниями заводов-поставщиков.
В общем для передней цепи, слабее нагруженной, но движущейся
с большей скоростью, применяют обычно цепи с меньшим шагом — 3/8"
или 112" (для легких мотоциклов — ординарные, для тяжелых — двойные).
Для задней цепи шаг цепи берут 1/2" или 5/s", а для очень тяжелых
машин, работающих с прицепной коляской —8 ".
Увеличение ширины цепи, не изменяя ее механической прочности,
уменьшает удельное давление между зубом и роликом и, следовательно,
благоприятно сказывается на износе.
Продолжительность службы цепей зависит, конечно, в значительной
мере от их качества, но и помимо этого для исправной и продолжитель-
ной работы цепей должны быть созданы благоприятные условия, кото-
рые частью зависят от конструктора, частью же от внимания и акку-
ратности самого мотоциклиста.
Так как цепь не представляет собою столь эластичного материала,
как ремень, и проскальзывание ее невозможно, то при внезапном уве-
личении нагрузки она может испытывать довольно резкие рывки, которые
одинаково вредно отзываются и на самой цепи и на подшипниках. По-
281
этому для смягчения жесткости цепной передачи, особенно на одноци-
линдровых машинах, применяются различного рода амортизаторы.
Сущность устройства амортизатора заключается в том, что одна из
цепных шестерен соединяется с валом посредством какого либо эластич-
ного соединения, для чего могут быть использованы пружины, резина,
диски трения и т. п.
Наиболее распространенные конструкции цепных амортизаторов пока-
заны на рис. 216.
Амортизатор типа I устроен следующим образом. На шлицованном
конце вала двигателя насажена скользящая зубчатая шайба (а), которая
сцеплена посредством зубцов плавной формы с ведущей цепной зубчат-
кой (£). Последняя свободно сидит на гладкой части вала, но так как
шайба (я) прижата к ней сильной спиральной пружиной, то обе эти
детали вращаются совместно с валом.
Однако при резком возрастании нагрузки давление пружины оказы-
вается недостаточным, чтобы обеспечить сцепление шайбы с зубчаткой (#)
зубчатка провертывается на некоторый угол, сдвигая несколько шайбу
вдоль шлицов и сжимая пружину. Таким образом, резкость рывка смяг-
чается.
Аналогичный тип амортизатора в сборе представлен на рис. 216-//.
Здесь, однако, шлицы выполнены не на валу двигателя, а на особой
втулке — (с), которая закреплена на конце левой коренной шейки с по-
мощью шпонки и гайки (7Z).
Амортизатор типа /// включается в устройство муфты сцепления.
Большая зубчатка передней цепи прикрепляется к ведущему барабану
282
цепления посредством нескольких болтов. Стержни болтов пропущены
з резиновые кольца, которые и амортизируют рывки.
другое условие продолжительности службы цепей заключается в огра-
ничении скорости их движения.
Чтобы удовлетворить этому требованию, стремятся делать ведущую
зубчатку на моторном валу возможно меньшего диаметра, но, с другой
стороны, уменьшая ее диаметр, мы вместе с тем уменьшаем угол охвата
и число зубьев, одновременно сцепляющихся с цепью. Вследствие этого
и трение и износ увеличиваются.
Минимальным числом зубьев на ведущей зубчатке двигателя надо
считать: для мотоциклов до 250 см3—15—19; дпя мотоциклов 350—
500 см3 — 21—23; для более тяжелых машин—25.
Ведущая зубчатка коробки передач может иметь меньшее число
зубьев: 17—19.
Полезно также соблюдение следующего правила: число звеньев в цепи
не должно быть кратным числу зубьев ведущей шестерни, так как рабо-
чие такты мотора,/г. е. самые сильные удары зубьев о цепь, приходи-
лись бы тогда постоянно на одни и те же звенья; помимо неравномер-
ности износа роликов это вызвало бы с течением времени появление
неприятных ритмических стуков в передаче.
Одним из важнейших условий правильной работы цепи является стро-
гая параллельность валов цепных зубчаток и установка последних в одной
плоскости, так как зазор между зубьями и щечками цепи не превышает
в среднем 0,5 мм.
Поэтому необходимо фиксировать ось заднего колеса и коробку ско-
ростей при помощи надежных упоров, например, упорных винтов кото-
рыми можно также регулировать натяжение цепей. Величина продольного
перемещения оси в раме должна быть не менее двойного шага цепи.
Чтобы устранить вибрацию цепи при движении, нередко применяют
особые демпферы в виде рессорных пластинок, которые нажимают на
цепь и сохраняют ее натяжение, независимо от внимания и ухода води-
теля (см. рис. 154, 157) Цепь в этом случае должна работать в мас-
ляной ванне.
Немаловажное значение для сохранности цепи и продолжительности
ее службы имеет защита ее от пыли и грязи и смазка. Для передней
Рис. 218. Кожух задней цепи: а—мотоцикла Санбим (Sunbeam); б—„Триумф".
цепи эта задача разрешается сравнительно просто устройством полностью
закрытого кожуха, обычно литого из алюминиевых сплавов или штампо-
ванного из листовой стали, с разъемом по вертикальной или по гори-
зонтальной плоскости (рис. 217). В последнем случае в нижней половине
кожуха может быть образована масляная ванна. Устройство масляной
ванны, или хотя бы полностью закрытых щитков, весьма желательно
также и для задней цепи, но конструктивное выполнение их затрудни-
тельно, по крайней мере при одностороннем расположении обеих цепей.
Несколько проще разрешается эта задача при расположении задней цепи
с правой стороны мотоцикла Отличным примером подобной конструкции
может служить кожух задней цепи мотоциклов „Санбим" (Sunbeam)
с разъемом в горизонтальной плоскости (рис. 218, а), или конструкция,
показанная на рис. 218, б, где верхняя и нижняя ветви цепи заключены
в трубчатые кожухи овального сечения (мотоцикл „Триумф", Герм ).
В большинстве же случаев довольствуются лишь частичным прикрытием
задней цепи, сверху и со стороны колеса, щитками из стальной жести
толщиной 0,7—0,8 мм.
Само собой разумеется, что при полном закрытии задней цепи само
колесо должно быть легкосъемным, т. е. втулку его надо связать
с шестерней шлицевым соединением (см. § 87).
Между стенками щитков и цепи должен быть зазор не менее 6—8 мм
с каждой стороны, а в радиальном направлении не меньше шага цепи.
284
дотивном случае затрудняется надевание цепи, кроме того, провиса-
ая енагруженная часть цепи может касаться поверхности щитка.
10 Правильность работы цепи, а следовательно, и долговременность ее
ижбы зависит помимо всего прочего также от формы зубьев шестерен.
СЛ В прежнее время нередко можно было встретить цепные звездочки,
б я которых были построены согласно рис. 219, Л.
При таком устройстве слишком высокие зубья с широкой головкой
охватывают до половины ролик цепи, стесняя свободу ее движения и
вызывая при большой скорости цепи неприятный шум и неспокойный
ход цепи. С течением времени, вследствие износа, зубья приобретают
крючкообразную форму, которая в свою очередь содействует прежде-
временному разрушению цепи.
Рис. 219. Профили зубьев.
Правильный профиль зубьев показан на рис. 219, В. Здесь зубья
значительно короче, высота их меньше диаметра ролика, а остроконечная
головка не мешает набеганию и сбегу звеньев цепи. Кроме того, между
роликом и ножиками зубьев предусмотрен небольшой люфт, позволяющий
зацеплению удовлетворительно работать при растянутой цепи. Угол
охвата ролика впадиной
Соотношения между
следующими формулами:
между зубьями 20°.
отдельными элементами шестерни выражаются
180°
де z — число зубьев.
Из чертежа видно, что
t
sin а = -g-
‘ 2 1
где £>0 — диаметр начальной окружности.
Откуда
^о=-г—•
° sin а
285
Диаметр окружности головок
DA = Z)e4-0,8 d.
Диаметр окружности впадин
Df — DQ—-d.
Радиус закругления г =0,54 с?, где d — диаметр ролика, что и дает
необходимый люфт между роликом и впадиной. Этот результат можно
получить и другим приемом: профиль впадины описывают из двух цен-
тров, раздвинутых примерно на 1 мм, радиусом г = 0,5^.
Соотношения для профиля зуба, показанного на рис. 219, С, таковы:
а = 0,9 Ь,
где b — внутренняя ширина цепи;
R = t,
с = 0,1 I,
h^d.
Допуски на диаметры Dk и Df составляют от +° 95 при числе зубьев
не свыше 35—40 до при числе зубьев от 35 до 70.
Боковые пластинки цепи не должны лежать на заплечиках обода звез-
дочки, поэтому размер h следует делать не меньше диаметра ролика *).
Материал для цепных звездочек, во избежание быстрого износа, должен
обладать довольно высокими качествами, особенно для малой ведущей
зубчатки на валу двигателя. Завод Ренольд (Renold) рекомендует для
нее сталь с содержанием углерода около О,6°/о, закаленную до твердо-
сти 330 по Бринеллю; для ведомой зубчатки на муфте сцепления —
мягкую цементирующуюся сталь; для ведущей звездочки у коробки пере-
дач— мартеновскую сталь с временным сопротивлением 7000—8000 кг/см2
и для зубчатки на заднем колесе мягкую мартеновскую сталь.
На некоторых наших заводах моторную зубчатку делали из хромо-
никелевой стали, цементировали и калили до твердости 500 Бринелля;
зубчатку заднего колеса изготовляли из углеродистой стали с содер-
жанием углерода 0,35—О,45°/о и не подвергали термической обработке.
Рассмотрим вопрос о выборе цепей на частном примере.
Пример. Спроектировать цепную передачу для дорожного мотоцикла
500 cms, двигатель которого развивает максимальный крутящий момент =
= 2,8 кгм = 280 кг.см. Передаточные отношения на высшей передаче г0 = 5,3,
на низшей = 15,8. Диаметр барабана муфты сцепления — 165 мм. Согласно
указаниям, приведенным выше, и по аналогии с выполненными конструкциями
мы можем принять для переднего привода цепь 1/2" X 0»305" или двойную
31з" X 7/з2м; Для заднего — б/8" X ’//'•
Рассмотрим сначала первый вариант.
Разобьем полное передаточное отношение z0 = 5,3 на два сомножителя,
например, 2 и 2,65, относя первый из них к передней передаче и второй к
задней. Числа зубьев для ведущих звездочек примем на валу двигателя Zj = 23;
на валу коробки скоростей z3=17. Тогда числа зубьев ведомых звездочек
будут:
*) Способы вычерчивания профиля зубьев и таблицы размеров цепных
звездочек см. Мотоциклетный справочник.
286
на м Фте сцепления: z2 = 23-2 — 46,
ня заднем колесе: Zi = 17-2,65 = 45,
н 46-45
что и дает полное передаточное отношение: /0 = - = 5,3.
Проверим достаточность величины диаметра шестерни z2 на муфте сцеп-
ная Диаметр барабана сцепления 165 мм. Следовательно, диаметр начальной
окружности звездочки должен быть не меньше 165 + 2d = 165 + 2-8,5= 182 мм
/где d— диаметр ролика, см. рис. 219).
' В действительности, этот диаметр будет:
= 187 мм,
т. е. вполне достаточный, чтобы цепь не ложилась на барабан.
Диаметр ведущей звездочки на двигателе:
(£>о)1 =
sin
12,7
( 180° \
I 23 )
12,7
= sin7°48'
== 93,4 мм.
Радиус ее: — 46,7 мм = 4,67 см.
Окружное усилие, воспринимаемое цепью:
_ Мд 280 гл
= — = т-рх = 60 кг.
И 4,67
Разрывающая нагрузка для данного размера цепи — 1500 кг.
Запас прочности:
1500 __
п = -й- = 25-
т. е. более чем достаточный.
Скорость цепи, считая нормальный эксплоатационный режим дорожного
мотоцикла, около 2500 об/мин.:
tzDq-п 3,14-0,0934-2500 ,
° = m----------= 12-2 “.'сск-
60
Эту скорость надо считать для передней цепи вполне приемлемой. Для
спортивных машин, рассчитанных на длительную работу при максимальном
числе оборотов (порядка 5000 в мин.), скорости цепи получаются обычно
25—30 ж/сек.
Обратимся к задней цепи. Шаг ее мы приняли t = bls"= 15,81 мм.
Начальный диаметр ведущей звездочки
/П Ч 15>8 15,8 OR
(М))з /180°\ sin 10°36' “86 ММ’
Начальный диаметр ведомой звездочки на заднем колесе
гпч _ 15’8 _ 15>8 -9OR
/180Л ~ sin4" ~226
sin Ьг)
Радиус ее:
г2 — ИЗ мм = 11,3 см.
Максимальный крутящий момент на заднем колесе при передаче 4=15,8
Мк = Мд i = 280 -15,8 = 4420 кг.см.
287
Окружное усилие:
Мк 4420 ОЛЛ
А = -у— =11,3 ~ 390 кг'
Так как разрывающая нагрузка для выбранного размера цепи — 2200 кг, то
запас прочности:
„ 2200
"= 390=5-6'
Этот запас прочности можно считать допустимым, но меньше 5-кратного
запаса допускать не следует.
Скорость задней цепи на прямой передаче при л = 2500 об/мин.
„ тг(Г>0)3-л,9 3,14-0,086-2500 с__ ,
" = --у"—: 2 =-------5^2-----= 5165 л/еек-
т. е. примерно вдвое меньше скорости передней цепи. Скорость около 6—6,5 м/сек
надо считать нормальной для задней цепи дорожных машин. Посмотрим теперь,
каковы были бы словия работы передней цепи при замене ее двойной цепью
з/я7 X 7/39tf X2. Шаг цепи £=3/8" = 9,53 мм; диаметр ролика d=6,35 мм. Ми-
нимальный диаметр звездочки на муфте сцепления должен быть: (£)0)3 = 165
—|~2 • 6,35 1/8 мм.
Определим, исходя из этого, необходимое число зубьев г2:
178 9.53
1,0 ~ /180°\ ’
Sin (----)
\ *2 /
откуда
тй = 0.0535,
г, -З4’гг-зчг-
Итак, шестерня на муфте сцепления должна иметь не меньше 59 зубьев.
Примем для ведущей звездочки на двигателе = 25. Тогда передаточное отно-
шение для этой пары зубчаток:
59:25 = 2,36.
Чтобы сохранить прежнее общее передаточное число /0 = 5,3, придется
изменить числа зубьев и второй пары таким образом, чтобы они относились
как
2,36:5,3 = 1 :2,25.
Если оставить попрежнему на заднем колесе = 45, то для ведущей звеэ-
45
дочки на коробке скоростей необходимо za = = 20.
Такая комбинация дает:
_ 59-45
“ 25-20 -5’3‘
При этих условиях диаметр ведущей зубчатки на двигателе:
(£>о)1= Т /180°\ =iiHT42: = 76 ";'-1=38Л*=3,8СЛ
S“ ( 25 )
Усилие на окружности;
р -280
” 3,8
= 74 кг.
288
разрывающая шнрузка для дьойнои цени а/а" X 7/з/X 2 =
Запав прочности
900-2 = 1800 кг.
п =
1800 ыл
-ЖТ- *= >4-4-
с такой же, как и при ординарной цепи.
1 Скорость движения цепи;
3,14-0,076-2500
~ 10 „К/сек.,
т е меньше, чем в первом варианте, на 20° 0. Одновременно снизится и давле-
ние з бцов на ролики ввиду увеличенной плошали контакта.
Таким образом, износ цепи при втором варианте должен быть меньше.
64. Карданная передача и ее детали
Устройство карданной передачи на мотоцикле обладает некоторыми
особенностями по сравнению с автомобилем, вызываемыми общей кон-
струкцией машины Так как заднее колесо располагается в средней
плоскости мотоцикла, то подвести вращающееся усилие к ступице
колеса можно только, отнеся карданный вал в сторону от оси колен-
чатого вала Это совершенно ясно из схемы, представленной на рис. 220
и изображающей в плане карданную передачу мотоцикла.
Возможно, конечно, весь двигатель сдвинуть в сторону, чтобы по-
лучить совпадение осей коленчатого и карданного валов, обычное в
автомобильных конструкциях, но такой способ применяется редко, по
крайней мере для мотоциклов тяжелого типа.
Таким образом, мы, в сущности, не имеем на мотоцикле с карданным
валом прямой передачи в том смысле, как это понимается в автомо-
бильных конструкциях, где на высшей передаче коленчатый и карданный
валы непосредственно соединяются один с другим. На мотоцикле между
этими валами приходится вводить пару зубчатых колес, что естественно
увеличивает потери в трансмиссии.
Другая особенность заключается в том, что на мотоцикле взаимное
положение коробки передач и задней оси сохраняется неизменным,
если не считать незначительных упругих деформаций самой рамы. По-
этому конструкция карданных сочленений упрощается, так как откло-
нения оси вала от нейтрального положения в любой плоскости весьма
ограничены. Классическая конструкция карданного шарнира в виде
Двух вилок, соединенных крестовиной, является в данном случае излишней,
и применяемый для смягчения жесткости передачи эластичный аморти-
затор (например с резиновыми вкладышами) в достаточной мере ком-
пенсирует и небольшие угловые смещения валов. Угловую скорость
карданного вала мотоцикла можно считать постоянной, так как он может
быть установлен по одной оси с вторичным валиком коробки скоростей.
О1нако при рессорной подвеске карданный шарнир становится не-
обходим.
Неравномерность крутящего момента, свойственная одноцилиндровым
Двигателям, вызывает необходимость включения в передачу амортизатора
того или иного устройства, который здесь еще более необходим, чем
при цепной трансмиссии.
19 А. М Иерусалимский. 913. 289
Рис 220.f Схема карданной передачи.
Рис. 221. Карданная передача Цюндапп.
Вполне уместно применение с этой целью так называемых мягких
оданов (типа Гарди и т. п.), в которых концы соединяемых валов
снабжены лапами и прикрепляются болтами к эластичному диску из
прорезиненного холста.
F Весьма интересна конструкция карданной передачи, применяемая
заводом Цюндапп (Ziindapp) и показанная на рис. 221. Здесь передача
от двигателя к вторичному валику коробки передач выполняется
двойными роликовыми цепями, которые сами по себе обладают некоторой
амортизирующей способностью. Эта способность обусловлена тем, что
при большой скорости вращения шестеренок линия цепи не является
прямой, а приобретает волнообразную форму. Вследствие этого, при
всяком резком увеличении нагрузки, цепь имеет возможность несколько
удлиниться до полного выпрямления своей рабочей части. Затрата силы
на это выпрямление цепи и смягчает резкость передаваемого усилия.
Сам карданный валик сделан из пружинной стали с большим углом за-
кручивания и служит как бы вторым амортизатором. Все это, вместе
взятое, позволяет обходиться без всяких мягких сочленений. Метод со-
единения концов карданного валика с коробкой передач и конической
передачей вполне ясен из рисунка: на рифленые концы валика наде-
ваются муфточки, шлицы которых вставляются в соответствующие пазы
двух колпаков, закрепленных на валике коробки передач и на валике
малой конической шестерни.
Снаружи карданный вал закрыт трубчатым кожухом, а сочленения —
резиновыми колпаками для защиты от пыли и удержания смазки.
Завод Цюндапп применял эту конструкцию для всех моделей своих
мотоциклов, начиная от одноцилиндровых и до четырехцилиндровых.
Детали задней конической передачи показаны на рис. 222, изобра-
жающем одну из выполненных конструкций этого рода.
Обе конические шестерни заключены в алюминиевом картере, закреп-
ленном на заднем конце рамы и принимающем на себя реактивный мо-
мент ведущего колеса. Большая шестерня вращается на двух шариковых
подшипниках, вставленных в стенки картера. Втулка ее, пропущенная
наружу картера, сцепляется посредством призматических кулачков или
штифтов со втулкой заднего колеса и приводит его во вращение. Таким
образом, удаление заднего колеса не отражается на установке шестерен,
которые остаются вместе с картером на раме мотоцикла. Малая кони-
ческая шестерня вращается в данном примере на двух конусных роли-
ковых подшипниках, которые воспринимают осевое давление, возни-
кающее при коническом зацеплении. Шариковые радиальные подшипники
также пригодны для этой цели. Как увидим из приведенных ниже
Расчетов, осевое давление в случае спиральных зубьев может достигать
значительной величины и должно быть учтено при выборе типа и раз-
меров подшипников.
Так как мотоцикл, по большей части, не имеет заднего хода и, сле-
довательно, шестерни вращаются всегда в одном направлении, то и
осевое давление направлено постоянно в одну сторону (исключение со-
ставляет тот случай, когда пуск двигателя производят с разбега, так
как при этом ведомая большая шестерня становится ведущей; но ввиду
незначительности передаваемого усилия осевое давление в этом случае,
Действующее в обратном направлении, будет также невелико).
*
291
Конические шестерни с прямыми зубьями, при прочих равных усло-
виях, вызывают меньшее осевое давление, но спиральные зубья имеют
то преимущество, что в одновременном зацеплении участвуют при-
мерно два зуба, вследствие чего работа происходит более плавно
бесшумно, и шестерни меньше изнашиваются. В настоящее время только
такие шестерни и применяются для конической передачи
Регулировка зазора между зубцами при сборке или при необходи-
мости устранить излишний люфт вследствие износа шестерен произво-
дится установкой регулировочных шайб.
Рис. 222. Детали задней конической передачи (М-72).
1 — ведущая коническая шестерня с 9-ю зубьями; 2 — ведомая кониче-
ская шестерня с 35-ю зубьями; 3—шлицы на втулке большой шестерни;
4 — шарнир Гука; 5 —диск мягкого кардана; 6— карданный вал ; 7—тор-
мозные колодки; 8 — картер; 9 — ступица колеса; 10 — ось колеса.
Вместо конических шестерен может быть применена также червяч-
ная передача. Такую конструкцию принял, например, известный англий-
ский завод Санбим для одной из своих послевоенных моделей (с двух-
цилиндровым вертикальным двигателем 500 см3).
Необходимо заметить, что направление вращения карданного вала
на мотоцикле, ввиду наличия промежуточной передачи в коробке передач,
противоположно направлению вращения вала двигателя. Только при
цепной коробке, выполненной по типу Цюндап (рис. 221), вращение
обоих валов будет одноименным, как это имеет место в автомобилях
(при движении вперед).
292
Условимся определять направление вращения шестерни, рассматривая
со стороны большого основания конуса. При этом вращение по
ее вой стрелке будем называть правым, а противоположное — левым.
4 Направлением вращения карданного вала определяется взаимное
сположение конических шестерен, а также наклон спирали зубцов —
Р* или влево, считая от большого основания конуса. Это поясняется
схемой на рис. 223.
Из рассмотрения схемы можно сделать следующие заключения:
направление вращения шестерни и направление спирали должны быть
Рис. 223.
разноименны (в противном случае осевое давление будет направлено
к вершине конусов, а зубцы получат дополнительную нагрузку и будут
иметь тенденцию заклиниваться); при правом вращении вала ведомая
шестерня располагается справа от ведущей, при левом — по левую
сторону.
Расчет карданного вала производится по наибольшему кру-
тящему моменту, передаваемому коробкой передач на низшей перед- че.
Обозначим наибольший крутящий момент двигателя /ИП1ах; наи-
большее передаточное отношение в коробке передач — ik', момент сопро-
тивления вала Wo = 0,2 rf3 см3.
Тогда напряжение скручивания:
д ~
Угол закручивания (в радианах):
G-Jp
где G — модуль сдвига (900 000),
Jp = 0,l d* см*— полярный момент инерции,
I — длина вала в метрах.
293
Для выражения угла закручивания в градусах служит уравнение:
о 180
? =?~
Допускаемым напряжением на скручивание надо считать kd =
== 1Ь00 кг(см^\ для угла закручивания <р° = 5—6°.
Проверку вала на критическое число оборотов можно считать излиш-
ней, так как при незначительной длине мотоциклетных карданов оно
всегда значительно превышает возможное рабочее число оборотов вала
(см. пример).
Пример. Дано: Л1тах = 3,9 кгм = 390 кг-см; fft = 2,83; диаметр вала d =
— 16 мм = 1,6 см; длина вала / = 250 мм — 0,25 м.
Напряжение скручивания:
М 390-2,83
-------оЗПХ = 135О'сг'“!-
Угол закручивания в радианах:
390-1С0-2,83-0,25
Т = G~TP = 900 000-0,655 = °’0467'
В градусах:
= 0,0467-—= 2,68°.
TZ
Критическое число оборотов, при котором вал может сломаться под
действием центробежной силы, вызываемой его эксцентричностью, можно
определить по формуле:
% “8.5-W-4-
где d и I в см.
При этом вал рассматривается как балка со свободными опорами на концэх
лкр = 8,5- 1О6.Ь| = 21 800 об/мин.
Такого числа оборотов карданный вал, разумеется, никогда не достигает.
Для расчета задней конической передачи необходимо
определить силы, возникающие от передаваемого через нее крутящего
момента и воспринимаемые зубьями шестерен, валами и подшипниками.
Для выяснения этих сил на рис. 224 изображен начальный конус шестерни
в двух проекциях.
Предположим для начала, что мы имеем шестерню с прямыми
зубьями, расположенными по образующим конуса.
Сила Ро представляет собой окружное усилие, передаваемое шестер-
ней и равное крутящему моменту Л7кр, деленному на средний радиус
шестерни г.
_ Мкр
р*—г-
Сила Ро направлена по касательной к окружности г. Усилие Рг,
действующее между зубьями, не совпадает с касательной и направлено
294
опмально к профилю головки зуба, образуя с Ре некоторый угол а,
известный под названием угла зацепления,
Таким образом:
• Р ________
1 COS а ’
(1)
т е давление на зуб всегда больше окружного усилия *).
разложение силы Рх дает кроме касательной силы Ро— перпенди-
кулярную ей силу Р2.
Обращаясь к горизонтальной проекции конуса, мы видим, что эта
сила как и Рр действует нормально к образующей конуса и потому
разлагается по двум взаимно перпендикулярным направлениям на осевую
силу Q и радиальную R. Из построенных треугольников нетрудно вы-
вести, что
Q = Po • tga ’ sin 8; (2)
R= PQ • tga • cos 8, (3)
где 8 есть 1/2 угла конусности.
Величина угла 8 определяется передаточным отношением конической
пары, т. е числами их зубцов zr и г2, и может быть найдена из вы-
ражения:
tg8 = —.
Угол зацепления а зависит от принятого способа построения про-
филя зубца. В общем машиностроении обыкновенно a = 14 30'. Однако
при малом числе зубцов ведущей шестеренки, как это имеет место в мо-
тоциклетной передаче, приходится увеличивать его до 20° и больше,
чтобы избежать сильного подрезания ножки зуба (или корректировать
высоту зуба).
Если теперь вместо прямого зуба мы возьмем спиральный, образу-
ющий с осью шестерни угол у, то найденные выше выражения несколько
изменятся, так как давление на зуб Рг будет действовать в плоскости,
нормальной не к образующей конуса, как Ро, а к спирали зуба, т. е.
отклонится от первоначальной плоскости, на тот же угол 7 (см. пер-
спективную схему на рис. 224).
Выражая величину Рг через Ро, будем иметь из прямоугольных тре-
угольников:
р—------. (4)
1 cosa-cosy 4 7
Величины осевой и радиальной нагрузок также изменятся, так как
появляются две новых силы S и Аг, возникающие от разложения Р± и
Pi. Сила 6* действует вдоль образующей конуса, а сила N нормально
к ней. Каждая из этих сил в свою очередь разлагается по двум взаимно
перпендикулярным осям, как это показано отдельно в горизонтальной
проекции. Из чертежа видно, что осевая нагрузка выразится теперь
суммой сил Qr и Q", т. е.
Q==Q' + Q",
* На величину Pj оказывает влияние трение в зубцах. Чтобы учесть этот
фактор, при расчетах увеличивают угол а в среднем на 5°
а радиальная будет:
/? = /?'— R".
Выражая все эти силы через Ра и тригонометрические функции углов
получим окончательно:
Q^P« + ‘«Г cos S)> (5)
^^^C^osT^teY-sinS). (6)*)
Рис. 224.
Одновременно изменится и длина зуба Ь, которая будет теперь равна
Ь' = ^~,
cos 7
т. е. зуб несколько удлинится.
Угол спирали у берут обычно в пределах 20—35°.
По отношению ко второй конической шестерне силы Q и R будут
обратными, т. е. сила Q — радиальной нагрузкой и сила R— осевой.
Сравним на частном примере изменение рассмотренных нагрузок при
замене прямого зуба спиральным.
Пример. Дано Afmttx = 390кг-см-. = 2,83; передаточное отношение кони-
ческой пары 5:1; числа зубьев ^ = 9; г2 = 45; угол зацепления а = 20°; длина
зуба 6=20 мм, модуль т = 4 (по наибольшему диаметру конуса).
*) Уравнения (5) и (6) имеют место при разноименном направлении спирали
и вращения; при одноименном—знаки + н — изменяются на обратные.
296
а) Шестерни
реИугол начального
с прямым зубом. Определим размеры ведущей шесте-
конуса:
tg5 = ^ = -^ = O,2; 8=1 Г20'.
6 «а 45
Диаметр большого основания конуса:
2л\ — m-zx = 4-9 = 28 мм;
И С ~~~ 14 ММ..
р Средний радиус г, к которому условно относят окружное усилие (рис. 224)
г = гх—у «sin 5 = 14— 10-sin 1Г20' = 12 мм = 1,2 см.
Окружное усилие:
Ро =
= 3^*83 = д20 кг
г 1,2
Давление на зуб:
PI = -^L-
cos а
920
cos 20
- = 980 кг.
Осевая сила:
Q = P0-tg20е.sin 1Г20' =920.0,364.0,197 - 66 кг.
Радиальная сила:
R =p0-tg20’-cos 11°20' = 920-0,364-0,98 = 330 кг.
б) Шестерни со спиральным зубом. Размеры начального конуса
несколько изменятся, так как при нормальном модуле тп = 4, определяющем
профиль зуба, диаметр основания конуса определяется по так называемому
торцовому модулю — ms = —где Y — Угол наклона спирали. Пусть у = 32с30'.
Тогда
4 4
nis = cos 32°30' = 6J43 = 4,7°‘
Диаметр большого основания конуса:
2 г, = 4.75.9 = 42,75 мм; радиус ^ = 21,4 мм.
Средний радиус:
г = 21,4 — 10 - sin 10°20’ = 19,4 мм = 1 94 см.
(Для получения прежних размеров конуса можно было бы уменьшить нормаль-
ный модуль, например, взять т„ = 3,5).
Окружное усилие:
о 390-2,83 __п
?«='Тй~ = 5’0к
Давление на зуб по уравнению (4):
570 570 - 720
cos20°-cos32°30' 0,94-0843 К'
Осевая сила по уравнению (5):
’ О = P°Cg + ‘ВЗУЗ°'-cos 1Г20')-
= 570 ' Ц- 0,637 • 0.98) = 404 кг.
297
А
Радиальная сила по уравнению (6):
R = ('-^я^о'20' - '8 32-3°- • I та’)
к_п / 0,364 • 0,98 Л _Q7 _ . Q7\ . 7П
= 570 —гГо.о-------0,637-0,197 = 170 кг.
\ 0,843 /
Длина спирального зуба:
,, ь 20
b =------= 7-т—= =24 мм.
cos у 0,843
Сравнивая полученные результаты, мы можем сделать следующие
выводы. Окружное усилие PQ и давление на зуб Рх получились значи-
тельно меньше в случае спирального зуба при том же модуле и числе
зубьев. Однако это уменьшение давления сопряжено с увеличением раз-
меров шестерни, что может представлять конструктивные неудобства,
особенно для большой шестерни. Уменьшив модуль, мы могли бы со-
хранить прежние размеры шестерни, а следовательно, и прежнее значе-
ние Рй, причем давление на зуб Рх даже несколько возросло бы против
прямого зуба. Такое уменьшение модуля вполне целесообразно, так как
в спиральных шестернях нагрузка воспринимается не одним зубом,
а 1,5—2 зубьями одновременно; кроме того, самая длина зуба несколько
больше. Потому можно идти на значительное уменьшение модуля и
увеличение числа зубьев, сохраняя ту же прочность зуба, что и в обык-
новенных конических шестернях.
Осевая нагрузка Q при спиральных зубьях в несколько раз больше,
чем при прямых, и достигает по абсолютной своей величине весьма
больших значений (иногда около 0,75 Ро), что требует надежного
устройства упорного подшипника.
Что касается радиальной нагрузки R, то она несколько меньше при
спиральных шестернях, нежели при обыкновенных.
Из числа рассмотренных сил, действующих в конической передаче,
сила Рх принимается при расчете зубьев на прочность. Расчет
производится по общим методам, известным из курсов деталей машин,
и потому здесь не излагается *).
Заметим только, что при этих расчетах шаг шестерни измеряется
посредине длины зубьев и притом по кратчайшему расстоянию между
осями зубьев, т. е. нормально к их профилю. Толщина и высота зуба
берутся также в этом среднем сечении. Нагрузку можно считать вос-
принимаемой одновременно 1,5—-2 зубцами.
Три остальные силы Ро, Q и R изгибают валы конических шесте-
рен и создают нагрузку на подшипники.
Взаимодействие и направления этих сил представлены на рис. 224а.
Так как сила Q приложена на расстоянии г от центра вала, то кроме
осевого давления, воспринимаемого упорным подшипником, она создает
еще изгибающий момент Qr, противоположный по знаку моменту силы R-
Моменты сил R и Q действуют в одной и той же горизонтальной плос-
кости, а момент от силы Р(1 — в вертикальной. Суммируя нагрузки от
*) См- Мотоциклетный справочник, где даны также таблицы для определе-
ния размеров зубьев для разных Способов коррекции, и § 70.
298
эТИХ моментов, получим следующие выражения для реакций в под-
шипниках А и В малой шестерни:
(РГ- И!;
(7)
^ = |V(Po-c)2+(«-c-Q-r)2- (8)
При определении опорных реакций большой шестерни надо прини-
мать во внимание, что подшипники расположены по обе стороны ее,
а окружное усилие имеет противоположное направление по сравнению
с ведущей шестеренкой. Кроме того, как мы уже отметили выше, осе-
вая сила Qj = R и радиальная 7?! = Q.
Рис. 224а.
Поэтому выражения для реакций опор М и /V видоизменяются следу-
ющим образом:
Rm = ~ Ж-л)2 + (<?-«~Я-'!)2; (9)
(Ю)
По найденным реакциям и подбираются размеры шариковых или
роликовых подшипников по каталогам и указаниям соответствующих
заводо , причем должна быть, конечно, принята во внимание и осевая
нагрузка (см. выше стр. 167).
Валик ведущей шестерни, выполняемый обычно за одно
Целое с нею, должен быть очевидно рассчитан одновременно на изгиб
и кручение. Опасное сечение (согласно рис. 224а) находится в В. Правее
этого сечения действует реакция определяемая из уравнения (7).
Таким образом, наибольший изгибающий момент валика будет:
Л4113 = Ra • а.
Максимальный крутящий момент 2Икр остается тот же, что и для
КаРДанного вала, т. е.
Л4кр == ТИщах ’
299
Приведенный результирующий момент:
л» •
Напряжение материала:
b U? '
где W — момент сопротивления валика.
Для валика большой конической шестерни данный расчет не имеет
значения, так как по конструктивным причинам этот валик всегда полу,
чает достаточные размеры, ввиду необходимости пропустить сквозь него
ось заднего колеса и малого расстояния между опорами.
ГЛАВА XII
ПЕРЕМЕНА ПЕРЕДАЧ
65. Классификация и конструктивный обзор коробок передач
В своем месте, рассматривая особенности мотоциклетных двигателей
мы отметили уже, что пределы собственной приспособляемости их к из-
менению нагрузки весьма ограничены (§ 23) Снижение числа оборотов
двигателя, вызываемое увеличившимся по какой-либо причине сопроти-
влением движению, сопровождается лишь незначительным повышением
крутящего момента. Между тем, сопротивления, которые преодолевает
двигатель при движении мотоцикла, изменяются в очень широких пре-
делах в зависимости от состояния дороги, подъемов, ветра и т. п. По-
этому во избежание остановки мотора при значительных изменениях на-
грузки, необходимо иметь возможность менять величину передачи.
Механизм, который служит для этой цели, называется коробкой
передач, или коробкой скоростей.
За исключением нескольких оригинальных конструкций, все совре-
менные мотоциклы снабжаются коробками передач, устроенными по
одному и тому же принципу: изменение передачи достигается включе-
нием между двигателем и задним колесом нескольких промежуточных
шестерен, различные комбинации которых и дают 3 или 4 ступени пере-
дачи, достаточные для практических целей.
Производство коробок передач, подобно производству карбюраторов,
магнето, свечей и пр., может быть сосредоточено на специальных заво-
дах, что сопровождается известной нормализацией размеров и форм
коробок передач и повышает их качество.
Чтобы уяснить основные принципы устройства коробки передач,
рассмотрим две схемы, представленные на рис. 225. На обеих схемах
буквами А и В обозначены цепные зубчатки, из которых большая сое-
динена с двигателем, а вторая передает вращение на заднее колесо. За-
дача состоит в том, чтобы при неизменном числе оборотов зубчатки А
изменять число оборотов другой зубчатки В.
На схеме 1 это осуществляется следующим образом. Большая зуб-
чатка А закреплена на первичном валу коробки передач, так что
мы можем условно рассматривать ее как одно целое с валом. Другая
цепная зубчатка В насажена на пустотелом вторичном валу вместе
300
с ер ей 3, находящейся внулри коробки Далее, на первичном валу
с ^тся скользящая шестерня 2, снабженная с обоих торцов призмати-
име,иМи кулачками Шестерня 2 передвигается по шлицам, профрезеро-
ЧеС ым на средней части вала, и потому всегда вращается с тем же
®аН м оборотов, что и вал. Наконец, на гладком конце вала свободно
надета еше одна шестеренка 1.
Н Параллельно первичному и вторичному галам расположен
уточный валик, на котором неподвижно закреплены
о' и 3'.
' В положении, изображенном на схеме, вращение зубчатки Л и пер-
и ного вала не передается звездочке В, т. е. мы имеем холостой ход.
Если передвинуть скользящую шестерню 2 вправо так, чтобы она вошла
в зацепление с шестерней 1 своими боковыми кулачками, то будет при-
вел ен во вращение промежуточный i------. ~ — ----- *• 9' 9
п р о м е-
шестерни
валик, а через него и пару 3'—3
также и звездочка В. Крутящий момент двигателя будет передаваться
заднему колесу через шестерни А—1—Г—3'—3—В.
Это положение соответствует низшей или первой передаче. Обозна-
чая числа зубьев шестерен на первичном валу через zlt z2 и z&, а на
промежуточном—через z/, z2', z3', получим, что передаточное отношение
при таком положении будет:
ч — —Ц--
1
Так как числа зубьев в числителе больше, чем в знаменателе, то 1,
т-е. звездочка В будет вращаться с уменьшенным числом оборотов, но
в ту же сторону, что и А. При передвижении скользящей шестерни 2
вращающего усилия от
через шестерни А—2—
«лево и зацеплении ее с шестерней 2! передач
Двигателя к заднему колесу будет происходить
3'— —В, а передаточное отношение
. _^,2-г3
2 г2-г3‘
Мз онец, при дальнейшем передвижении шестерни 2 в крайнее левое
Сложение, она сцепляется боковыми своими кулачками с такими же
кулачками, имеющимися на шестерне 3. Последняя будет таким образом
вклинена на валу вместе со звездочкой 5, и вся система А—2—3—В
301
станет вращаться как одно целое, промежуточный же валик будет
вертеться вхолостую При этом передаточное отношение в коробке:
4 = 1.
Вторая схема на рис 225 в кинематическом отношении обратна пер.
вой. Здесь, наоборот, первичный вал выполнен пустотелым и на нем
жестко посажены зубчатка А и шестерня высшей передачи 3. Вторичный же
вал, несущий зубчатку В и остальные шестерни, пропущен внутри
первичного. При тех же положениях передвижной шестерни 2, какие
рассмотрены выше, передача крутящего момента от двигателя к заднему
колесу будет происходить следующим образом:
на 1-й передаче .... через А—3—3'—Г—1—В
, 2-й „ .... череа А—3—3'—2’—2—В
„ 3-й , .... через А—3—2—В.
Так же, как на первой схеме, высшее передаточное отношение
/3 = 1,
и мы имеем так называемую прямую передачу (без участия осталь-
ных шестерен). В других положениях i2 и >1 и звездочка В вращается
с меньшим числом оборотов, нежели А, но в том же направлении.
Сравнивая обе схемы, нетрудно установить их характерные и прин-
ципиальные отличия.
Для схемы I существенно и характерно то, что промежуточный вал
получает вращение последовательно через шестерни 1—1' или 2—2' и
потому число его оборотов (при данном режиме двигателя) изменяется,
но не превосходит оборотов вторичного вала (в рабочем состоянии,
т. е. при передаче через него вращающего усилия); он может и совсем
оставаться в покое при нейтральном положении скользящей каретки.
Во второй схеме мы имеем обратное явление: промежуточный валик,
приводимый всегда одной и той же парой шестерен 3—3', находится
в непрерывном вращении с постоянным числом оборотов; число оборотов
промежуточного валика в рабочем состоянии может быть выше числа
оборотов вторичного вала. Таковы два основных принципа, на которых
строится кинематика мотоциклетных коробок передач.
Беря их за основу классификации, мы можем, следовательно, разде-
лить все коробки передач на две группы: 1) коробки с переменным
числом оборотов промежуточного вала и 2) коробки с постоянным
числом оборотов промежуточного вала. В обоих случаях предполагается,
конечно, что число оборотов двигателя сохраняется постоянным.
В рассмотренных схемах крайние звенья кинематической цепи, т. е.
шестерни А и В, находились по одну сторону картера коробки.
Их можно расположить также и с разных сторон коробки.
Такая разновиднесть коробок передач представлена на рис. 226. На
схеме I мы имеем коробку с переменным числом оборотов промежутвч-
ного вала, на схеме II—е постоянным чиолвм оборотов промежуточного
вала. Порядок передачи вращающего усилия от А к В указан на самих
схемах и не требует пояснений.
Итак, намеченные выше две основные группы коробок передач можно
подразделить на две дальнейшие подгруппы: а) коробки с односторон-
302
в) с двухсторонней передачей вращающего усилия. Последний тип
НСЙ бок передач может быть применен как при цепной, так и при кар-
К°Р° й передаче, если двигатель смещен в сторону таким образом, что
*аННколенчатого вала составляет продолжение оси карданного вала,
°сь меется, при карданной передаче зубчатки А и В (рис. 226) отсут-
П
Рис. 226. Коробки с двухсторонней передачей вращающего
усилия:
I . A-l—l'S'S-B А: А-З-З'-l'-l-B
t„: А-2-~2'~3'-3-В 4,: А-3-3'-2f-2-В
Q. А—2—3—В fa А—3—2—В
ствуют: первичный вал соединяется через муфту сцепления с маховиком
двигателя, а вторичный — с карданным валом.
Рассмотренные схемы можно объединить одним общим конструктив-
ным признаком: первичный и вторичный валы расположены концен-
тр и ч но, вследствие чего связь между ними осуществляется на высшей
передаче непосредственно, а на низших — через промежуточный валик.
Рис. 227. Коробки с параллельным расположением пер-
вичного и вторичного валов:
А-1-!'-В
L: А—2—2'—В
Q-. А—2—3'—В
Можно расположить первичный и вторичный валы параллельно,
как показано на рис. 227, и обойтись, таким образом, совсем без про-
житочного вала. Из рассмотрения схемы легко видеть, что кинемати-
Ческие цепи на первой и второй передачах при этом сокращаются, но
Зат° прямая передача здесь вовсе отсутствует, так как связь между ва-
803
лами осуществляется на высшей ступени через нромежу!очную 1JaD
шестерен 3—3'. Следует также заметить, что первичный и вторичный
валы (а значит, двигатель и заднее колесо) вращаются при этом в
ные стороны. Передаточные отношения на низших ступенях уже не раз
лагаются на две пары шестерен, как в предыдущих схемах, и должны
быть полностью осуществлены в одной паре, что влечет ва собой
личение разности в диаметрах и в числах зубцов шестерен, находящихся
в зацеплении.
Коробки этого рода редко применяются при цепной передаче
(рис. 137). Но при карданной передаче такая кинематическая схема вы-
зывается необходимостью, с целью отнесения карданного вала в сторону
от продольной оси мотоцикла. Примеры коробок передач, выполненных
по этой схеме, мы видели выше на рис. 220 и 221.
Итак, обобщая все сказанное, мы можем представить классификацию
мотоциклетных коробок передач в следующем виде:
Итого мы имеем шесть разновидностей коробок передач, характери-
зуя их с точки зрения кинематической связи отдельных элементов ме-
ханизма.
Предлагаемая классификация представляется нам наиболее продуктивной.
С кинематической схемы конструктор начинает свою работу по проекти-
рованию коробки. От нее зависит конструктивное оформление этого
агрегата. Ею же определяются расчетные нагрузки на подшипники, ше‘
стерни и валы. Словом, это та основа, на которой развертывается вся
дальнейшая работа.
304
Переходя далее к различным конструктивным признакам, котб-
можно без конца дополнять вышеприведенную классификацию, мы
.тдпрспобоазным выделить только один из них, как имеющий
Шественное и принципиальное значение, а именно — способ вклю-
ш шестерен из холостого положения в рабочее. С этой стороны
передач можно разделить на две^. группы: 1) коробки с по-
зацеплением всех шестерен и 2) 1 .
питаем целесообразным выделить
cyl-
ч е н и я
коробки
стоя иным
коробки с включением
Рис. 228. Муфты переключения.
шесгерен зубчатыми венцами. Надо заметить, что второй способ в чи-
стом виде никогда не применяется. Рассматривая, например, схемы на
рис. 225—227 легко видеть, что крайние пары шестерен находятся здесь
также в постоянном зацеплении, и только средняя пара включается
зубьями. Иногда шестеренки 1 и 2 объединяют в одну скользящую ка-
ретку; тогда и низшая передача включается зацеплением зубьев шестерен
1—1, но все же и в этом случае остается в постоянном зацеплении
пара 3—3'.
Рис. 229. Схемы включения кулачковыми муфтами:
А-т,-1—ГЗ'-З-В A-nt—1—1'—3'—3—В
Г,: А—/л,—2—2'3'—3-В »3: А-т-2-2'-3'— 3—В
is: А—т3—3—В ?3: А— т—3— В
Так как зубья шестерен больше всего изнашиваются, а иногда и ло-
маются именно в момент включения, которое сопровождается ударами,
то современные коробки передач конструируются по большей части
так, чтобы все шестерни находились в постоянном зацеплении,
включение же нужной пары шестерен производится с помощью кулачко-
Вых мУфт, передвигающихся по шлицам вала.
Употребительные типы таких муфт, а также передвигающая их вилка
Изображены на рис. 228.
Схемы включения шестерен по этому способу даны на рис. 229. На
первой схеме имеются две муфты с боковыми кулачками, располо-
20 а V, Иерусалимский. 913 305
женные на шлицованных учйбтках вала между шестернями 1 и 2 и 2 и в
Сами же шестерни сидят на валу свободно и находятся в постоянном
зацеплении с шестернями промежуточного валика. Передвижением му$т
тг и т.> вправо или влево шестерни 1, 2 и 3 последовательно заклини-
ваются на валу, что и дает /, 2 и 3-ю передачи.
второй схеме можно обойтись всего одной муфтой с в н у-
кулачками. Г1"” ------------- о —а ----------- У"
Согласно
тренн ими
Рис. 230. Схема включе-
ния передвижением пары
шестерен.
А—1 —1' —3'—3—В
ia: А—2—2'—3'—3—В
- Г,: А-2-3-В.
При этом шестерня 2 свободно сидит на удли-
ненной втулке шестерни 1, которая в свою оче-
редь свободно надета на вал. Муфта одним
своим концом всегда связана со шлицованным
участком вала. На втулках всех трех шестерен
также профрезерованы шлицы. Из схемы видно
что при передвижении муфты в положение /
она закрепит на валу шестерню /; при дальней-
шем продвижении ее вправо, в положение //
будет заклинена на валу шестерня 2, а при
передвижении муфты влево, в положение Щ
она свяжет с валом непосредственно шестерни
3 и В, т. е. получится прямая передача. Так как
имеется всего одна муфта и один шлицован-
ный участок вала, то общая длина коробки
сокращается, и упрощается механизм для пе-
реключения муфты, зато усложняется конструк-
затрудняется пригонка и смазка их втулок.
и
~Т~~ <L
ция шестерен 1 и 2
Другое решение той же задачи включения передач при постоянном
зацеплении шестерен показано на рис. 230. Здесь обе средние шестерни
передвигаются совместно общей вилкой, причем на промежуточном ва-
лике также сделаны короткие шлицы. В положении,
изображенном на схеме, получается холостой ход, так
как шестеренка 2 свободно вращается на первичном
валу. Если сдвинуть обе средние шестерни немного вле-
во, то шестерня 2 войдет на шлицы и, следовательно,
будет сцеплена с первичным валом; это положение со-
ответствует второй, средней передаче. В крайнем пра-
вом и крайнем левом положении шестерни 2 или 2'
сцепляются боковыми кулачками с шестернями 3 или
7', что дает низшую и высшую ступени. В обоих слу-
чаях одна из шестерен 2 или 2' не участвует в пе-
редаче вращающего усилия и вращается вхолостую на
гладких участках промежуточного валика.
Наконец, еще один вариант включения шестерен при
постоянном зацеплении их зубьев показан на схеме рис.
стерни а', закрепленной на промежуточном валу, удлинены настолько,
что при передвижении скользящей шестерни а влево обе шестерни про-
должают оставаться в зацеплении, но так как при этом шестерня л
надвигается на шлицы, то пара а — а вступает в работу.
Рассмотрим несколько примеров выполненных конструкций трех- и
четырехступенчатых коробок передач.
Рис. 232 изображает горизонтально-продольный разрез трехступенча-
той коробки передач старого типа в положении, соответ-
Рис. 231.
231. Зубья ше-
30S
to тем второй передаче. Переключение передач производится передви-
ем средней шестерни, причем она сцепляется с шестерней 2' своим
^бчатым венцом, а с шестернями 1 и 3—боковыми кулачками. Правый
3У ец вторичного вала монтирован на шариковом подшипнике. Подшип-
К° ом? для левого конца является бронзовая втулка, запрессованная
тоь первичного вала, который выполнен за одно целое с шестерней 3.
п овичный вал установлен на шариковом подшипнике, который воспри-
имает также осевое давление, возникающее при выключении сцепления.
Рис. 232. Трехступенчатая коробка передач.
Промежуточный вал выполнен в виде блока шестерен 1', 2 и 3 , и
вращается на неподвижной оси.
Коробка выполнена по схеме 11 рис. 226.
На рис. 233 показано устройство коробки передач, весьма распро-
страненной в свое время на советских мотоциклах. Она применялась на
мотоциклах Л-300, ИЖ-7,8 и 9, Л-8. Здесь малая шестеренка первой пе-
редачи z-14 выполнена за одно целое с первичным валом. Шестерня пря-
мой передачи z-19 тоже сделана как одно целое с пустотелым вторичным
валом, на котором неподвижно закреплена еще цепная зубчатка г-20.
На промежуточном валу жестко закреплена шестерня z-13, находящаяся
в постоянном зацеплении с шестерней z-19, и свободно посажена ше-
стерня z-20f сцепленная постоянно с малой шестеренкой z-14. В левой
части первичного вала и в правой части вторичного нарезаны продоль-
* 807
ные шлицы, по которым может скользить средняя пара шестерен z 21*^
находящаяся также в постоянном зацеплении и передвигаемая совмести’
общей вилкой. Положение, изображенное на чертеже, соответствует пп°
мой передаче. При этом шестерня z-23 находится на гладкой части про*
межуточного вала и потому вращается вхолостую.
Если сдвинуть пару средних шестерен вправо до конца, то боковые
выступы шестерни z-23 войдут в отверстия, имеющиеся в диске шестерни
z-20t и таким образом последняя будет жестко закреплена на проме-
жуточном валу. Получится первая, низшая передача.
В общем, устройство коробки соответствует схеме, данной выше на
рис. 230.
Четырехступенчатая коробка с постоянным зацеплением шестерен
изображена на рис. 234. Кинематическая связь соответствует схеме 1 на
рис. 229, но включение передач производится двумя муфтами М и Н
Одна из них расположена на первичном валике, а вторая — на про-
межуточном Шестерни 1—2 и 3'—4' двойные, неподвижно сидящие
на своих валах. Шестерни 3 и 4 на первичном валу и шестерни Г и 2'
на промежуточном валу сидят свободно.
Включение различных передач производится следующим образом:
1-я, низшая, передача: муфта И сдвигается по шлицам вправо и за-
клинивает на промежуточном валике шестерню вращающее усилие
двигателя передается заднему колесу через А—1—Г—4'—4—В.
2-я передача: та же муфта Н передвигается влево и сцепляется ку-
лачками с шестерней 2'; работают шестерни А—2—2'—4'—4—В.
3-я передача: муфта И выходит из зацепления, а муфта М сдви-
гается вправо и включает шестерню 3; передача происходит через А—3—
3'—4'—4—В.
4-я передача, прямая: муфта М передвигается влево и сцепляется
с шестерней 4\ работают шестерни А—4—В. Передвижение вилок произ-
водится повертыванием валика, на котором сидят вилки. Во втулках
вллок сделаны фигурные прорези, в которые входят шипы, закреплен-
ные в теле валика. При повертывании его шипы надавливают на края
прорезей и передвигают ту или другую вилку.
Несколько иной вариант коробки со скользящими шестернями, на-
ходящимися в постоянном зацеплении, представлен на рис. 235. Эта
четырехступенчатая коробка была спроектирована для мотоциклов Л-8.
Включение передач производится здесь передвижением шестерен 3
и 2', снабженных на торцевых поверхностях с обеих сторон кулачками.
Однако эти шестерни передвигаются независимо друг от друга двумя
отдельными вилками. Так как зубья их несколько удлинены, то при
передвижениях шестерен в обе стороны они не выходят из зацепления
со своими парными Шестернями 3' и 2, свободно сидящими на соот-
ветствующих валах. Из других шестерен —4 и 1' также посажены св< -
бодно, а 4Г и 1 закреплены на валах. В положении, изображенном на
чертеже, получается холостой ход. Проследим порядок включения передач.
1-я передача: скользящая шестерня 2' передвигается вправо и сце-
пляется кулачками с шестерней Г, закрепляя ее таким образом на
промежуточном валу. При этом шестерня 2Г остается в зацеплении
со свободной шестерней 2 Последовательность передачи силы :А 1
—1'—4'—4—В.
308
Рис 233. Трехступенчатая коробка передач с постоянным зацепл нием.
234. Четырехступенчатая коробка передач с постоянным зацеплением.
2-я передача: скользящая шестерня 2' отводится в нейтральное
положение; одновременно скользящая шестерня 3' передвигается вправо
и заклинивает на первичном валу свободную шестерню 2. Передача
А — 3 — 2 — 2' — 4' — 4 — В.
1-я передача: скользящая шестерня 3 отводится в нейтральное по-
ложение, а 2' сдвигается влево и заклинивает на промежуточном ва
свободную шестерню 3Порядок передачи: А — 3—3’ — 2'—4‘ — 4_____в
4-я передача, прямая: скользящая шестерня 3 передвигается влев
и сцепляется с шестерней 4, связывая таким образом первичный и вто-
ричный валы. Все остальные шестерни при этом вращаются вхолостую
Другой пример четырехступенчатой коробки с постоянным зацепле-
нием шестерен показан на рис. 236.
Данная коробка предназначается для одноцилиндрового мотоцикла
с карданной передачей. Двигатель этого мотоцикла (BMW-R-35)
смещен в сторону от продольной оси машины, вследствие чего оказа-
лось возможным разместить первичный вал А и вторичный вал В по
одной прямой линии. Картер коробки крепится при помощи фланца С
к картеру двигателя, образуя с ним общий блок. Первичный вал А
соединен через муфту сцепления с двигателем и выполнен за одно целое
с шестерней 4. Вторичный вал В соединен с карданным валом. Передний
(на чертеже-—левый) конец этого вала В поддерживается бронзовым
подшипником, вставленным в выточку, сделанную в торце первичного
вала. Таким образом, каждый вал может вращаться независимо от
другого.
На вторичном валу свободно сидят на бронзовых втулках шестерни
3, 2 и 1. Положение средней втулки (для шестерен 3 и 2) фиксировано
на валу пружинными проволочными кольцами. От осевого сдвига
шестерни удерживаются шайбами. Муфты включения М и Н передви-
гаются в обе стороны по шлицам вторичного вала. Муфта М с одной
стороны имеет внутренние зубья, которыми она надвигается пои пере-
движении вперед на удлиненные зубья шестерни 4\ с другой стороны
муфты М высверлены отверстия, которые при передвижении назад на-
двигаются на торцевые выступы шестерни 3. Муфта И с обеих сторон
имеет отверстия, которыми она сцепляется с выступами шестерен 2 и 1.
Промежуточный вал представляет собой блок из четырех шестерен
2', 3' и 4', свободно вращающийся на неподвижной оси. Последо-
вательное включение передач происходит следующим образом
1-я передача: муфта Н сдвигается назад (вправо) и сцепляется
с шестерней Z, закрепляя ее таким образом на вторичном валу. Вра-
щающее усилие двигателя передается при этом карданному валу через
4 — 4 — 4'— Г — 1 — В.
2-я передача: муфта Н передвигается вперед и заклинивает на валу
шестерню 2. Передача вращающего усилия А—4 — 4‘—2' — 2—
3-я передача: муфта М передвигается назад и сцепляется с шестер-
ней 3. Одновременно муфта И выводится из зацепления. Передача
силы: А—4—4'—3'—3—В.
4-я передача, прямая: муфта Л1 передвигается вперед и надвигается
на зубья шестерни 4. В этом положении оба вала — первичный и вто-
ричный-—связываются непосредственно, и все шестерни в коробке вра-
щаются вхолвстую
310
Flic. 235. Четырехступенчатая коробка передач.
tPnc. 235. Коробка передач мотоцикла е карданней передачей.
Если коленчатый вал двигателя и карданный вал не располагаю^
по одной прямой линии, как например у двухцилиндровых мото и
клов М-72, то коробка передач выполняется по схеме, показанной
рис. 237, т. е. первичный и вторичный валы коробки устанавливаются
параллельно один другому, а промежуточный вал отсутствует. Прямая пере-
дача в этом случае, как уже было отмечено, не может быть осуществле а
Парные шестерни находятся в постоянном зацеплении. Все шесте ни
на первичном валу закреплены жестко, причем шестерня 20 посажена на
шпонке и может быть заменена в случае надобности, а шестерни 17, 14
*
Рис. 237. Схема коробки передач М-72.
и 10 выполнены за одно целое с валом. На вторичном валу все шестерни
сидят свободно и могут быть поочередно закреплены скользящими
муфтами. Левая муфта имеет с обеих сторон отверстия, которыми она
надвигается на выступы шестерни 26 или 29. Правая муфта имеет с обеих
сторон выступы, которые входят в отверстия шестерни 32 или 36. Таким
образом, в каждый данный момент работает только одна какая-либо
пара шестерен. Так как шестерни имеют разное число зубьев, то вто-
ричный вал будет при этом вращаться с различным числом оборотов
Например, шестерня 10 имеет 10 зубьев, а шестерня 36—36 зубьев.
Поэтому при включении этой пары вторичный вал будет вращаться
в 3,6 раз медленнее, чем первичный. Шестерни высшгй передачи
имеют соответственно 20 и 26 зубьев; поэтому при включении этой
пары вторичный вал будет вращаться только в 1,3 раза медленнее
первичного (26:20 = 1,3). Если поставить здесь шестерни с одинако
числом зубьев (например по 23 зуба), то на четвертой передаче
вала будут вращаться с одинаковым числом оборотов. Так как
происходит обыкновенно на высшей передаче и, следовательно,
с ерни и работают больше всех других, то они выполнены
косыми зубьями для уменьшения шума и износа.
Чтобы дать представление о других, более сложных вариантах кон-
воспроизведена
BblM 1
оба 1
езда
косыми зубьями для уменьшения шума и износа.
I ......... ...... *.........
оуКции четырехступенчатых коробок, на рис. 238
Ро а передач мотоцикла повышенной проходимости.
Эта коробка имеет четыре передачи, задний ход и демультипликатор,
е приспособление для понижения всех передаточных отношений.
Переключение передач производится педальным и ручным механизмами,
Свя энными один с другим. Как видно из горизонтального разреза,
коробка имеет три параллельных вала: первичный, связанный с двига-
теЛ.м через муфту сцепления, промежуточный и вторичный, соединенный
с карданным валом. На первичном валу свободно посажены только две
ш хтерни 19 и 16, из которых каждая может быть заклинена на валу
ередвижней муфтой демультипликатора. Для езды в нормальных до-
рожных условиях муфта Д сцепляется с шестерней 19, как и показано
а чертеже. Переключение муфты демультипликатора производится
ручным рычагом Е В этом положении передача вращения от пер-
вичного к промежуточному валу происходит на всех передачах через
пару 19—18. Все шестерни промежуточного вала представляют собой
один жесткий блок и находятся в постоянном зацеплении с ше-
стернями 34, 29, 23 и 20, свободно сидящими на вторичном валу
Включение последних производится муфтами М и N, передвижение
которых осуществляется либо педалью, либо ручным рычагом К.
1-я передача получается при передвижении муфты М назад (на чер-
теже влево) и сцеплением ее с шестерней 34; при этом работают
шестерни 13—18 —10—34 с общим передаточным числом 3,2.
2-я передача: при передвижении муфты М вперед (вправо) и сце-
плением ее с шестерней 29; в передаче участвуют при этом шестерни
19—18—15— 29 с общим передаточным отношением 1,8.
3-я передача: муфта N включает шестерню 23; работают шестерни
19—18 и 23; передаточное отношение — 1,2.
4-я передача: муфта N включает шестерню 20; работают шестерни
19—18 — 21—20; передаточное отношение 0,9, т. е. вторичный вал
вращается при этом с числом оборотов, несколько большим, чем колен-
чатый вал двигателя.
Направление вращения карданного вала на всех передачах одинаково
с коленчатым валом.
Если переключить демультипликатор Д с шестерни 19 на шестерню 16,
вращение от первичного вала к промежуточному будет сообщаться
еРез пару 16 — 21, и передаточные отношения на всех передачах будут
п°нижены в 1,4 раза, т. е. будут равны соответственно 4,5; 2,5; 1,7
L Такая установка демультипликатора применяется при движении
0 бездорожью.
Для получения заднего хода на концах промежуточного и вторич-
и°Го валов насажены шестерни 11 и 28, не находящиеся в зацеплении,
лнако они могут быть связаны включением между ними промежуточ-
на Шестерни 17. Включение этой шестерни производится рычагом G,
313
Рис. 238. Коробка передач с демультипликатором и задним ходом.
одно плечо его упирается в торец валика L, на котором сидят вилки
переключения муфт М и N. При повороте этого валика в надлежащую
позицию кулачок F отклоняет рычаг G и вдвигает шестерню 17 между
шестернями 11 и 28. Вследствие этого вторичный вал С меняет напра-
вление своего вращения на оборотное. Шестерни, которые чаще других
работают, т. е. 16, 18, 19, 20, 21 и 23 выполнены косозубчатыми.
Мотоцикл, на котором устанавливается рассмотренная коробка, пред-
назначается для работы с тяжело нагруженной прицепкой, колесо кото-
рой имеет дополнительный привод и, следовательно, тоже является веду-
щим (см. § 90).
66. Крепление коробки передач
Коробка передач крепится на раме мотоцикла между двигателем и
задним колесом. Для этой цели на раме мотоцикла делается площадка
с двумя продольными прорезями, в картер же коробки ввинчиваются
шпильки, посредством которых коробка и подвешивается к раме (рис. 239),
или, наоборот, ставится наверху площадки и привинчивается к ней
своим днищем. Прорези допускают передвижение коробки вдоль оси
рамы для регулировки натяже-
ния цепей. Для легких мото-
циклов ограничиваются по
большей части двумя шпилька-
ми, а иногда даже и одной.
Рис. 239. Крепление коробки передач
В Англии, где производство коробок передач обособилось в само-
стоятельную отрасль промышленности, размеры всех деталей крепления
нормализованы. С этим приходится, конечно, считаться и другим стра-
нам, приобретающим для своих машин английские неробки.
Основные размеры указаны на рис. 239 (в дюймах). Помимо раз-
меров крепления существенное значение имеют линии передней и задней
цепей, т. е. расстояния их от осевой линии рамы (Д и В).
Стандартные размеры их даны в следующей таблице (в дюймах):
Линия перед-
ней цепи А
2 W
3"
3
Мотоциклы до 250 см2 . . .
„ до 350 сл3 . . .
, свыше 350 см& . . .
Линия задней
цепи В
27/юл
Встречается также крепление коробки ушками, из которых одно
расположено вверху коробки, а другое внизу (рис. 234). Для натяжения цепи
3JR
обка в этом случае может быть повернута относительно одного из
а° тов. В настоящее время, как уже было указано, замечается тен-
б° пня* помещать коробку передач в ©дном блоке с двигателем (рис. 137)
Дди крепить ее к картеру двигателя болтами (рис. 236).
67. Механизмы переключения передач
Передвижение шестерен или муфт включения в коробке передач
производится посредством рычага, который приводится в действие
оу[<ой или ногой водителя. Ручной рычаг крепится или к верхней части
памы или непосредственно к картеру коробки передач. При первом спо-
собе расположения рычага переключения он соединяется с коробкой передач
посредством нескольких промежуточных тяг, имеющих нарезку для регу-
Рис. 240. Механизмы переключения передач.
лирования длины. Рукоятка рычага скользит по кулисе, прикрепленной
к баку, зарубки которой указывают то или другое положение шестерен
в коробке передач.
Если рычаг крепится непосредственно на самой коробке, то поло-
жение его фиксируется уже не кулисой, а специальными пружинными
защелками.
Передвижение самих вилок, производящих включение шестерен
в коробке, может быть осуществлено весьма разнообразными способами,
в зависимости от расположения валов и шестерен. Схемы нескольких
иаиболее типичных и распространенных механизмов этого рода предста-
Влены на рис. 240.
317
Простейший рычажный механизм изображен На рис. 240, а На оси
рычага переключения закреплен поводок, совершающий качательны
движения в вертикальной плоскости при передвижении рычага. Это
вызывает повертывание вильчатого углового рычага, укрепленного на
вертикальной оси под крышкой картера коробки (см также рис. 137)
Угловой рычажок повертывается в горизонтальной плоскости и nepei
двигает вилку переключения в ту или другую сторону по неподвижном
валику, установленному в картере коробки. Положения переключающей
вилки фиксируются шариком, который под давлением пружины заскаки-
вает в одну из выточек, сделанных на валике.
Рис. 240, б изображает червячный механизм переключения. Здесь
передвижение рычага переключения вызывает повертывание червяка с
очень большим шагом винтовой нарезки. Это в свою очередь вызывает
осевое перемещение сидящей на червяке вилки, которая охватывает двумя
своими полукруглыми вырезами пару скользящих шестерен (т. е. шесте-
рен 2 — 2' на рис. 230).
На рис. 240, в и г показаны кулачковые механизмы переключения.
Первый из них выполнен следующим образом. Во втулках обеих вилок
сделаны фигурные прорези, в которые входят шипы, ввернутые в тело
валика. Очевидно, при повертывании валика шипы, следуя по контуру проре-
зей, будут передвигать вилки. Например, если в том положении, какое изоб-
ражено на рисунке, повернуть валик в направлении, указанном стрелкой, то
левая вилка передвинется влево. Другая вилка может при этом оставаться
неподвижной или тоже передвигаться в ту или иную сторону, в зависи-
мости от формы прорези. Повертывание валика вилок производится
парой шестеренок, из которых верхняя связана с рычагом переключения.
Положение ее фиксируется стопором в виде клинка, заскакивающего
под влиянием пружины в углубления, вырезанные на ободе шестеренки.
Тот же принцип, но в другом конструктивном выполнении, использован
в механизме, показанном на рис. 240-г (мотоцикл М-72). Он отли-
чается от предыдущего лишь тем, что вилки передвигаются плоским
кулаком, в котором также сделаны фигурные прорези. В эти прорези
вставляются шипы, имеющиеся на вилках. Валик, на котором насажен
кулак, можно повертывать на определенный угол посредством рычага
переключения, вследствие чего получится, очевидно, тот же результат^
что и в предыдущем случае.
Вышеописанные механизмы, как уже было сказано, приводятся в
действие ручным или педальным рычагом. Последний способ приобрел
большую популярность и стал теперь преобладающим, так как позво-
ляет переключать передачи ногой, не отнимая руки от руля. Кроме того,
сам процесс переключения происходит значительно быстрее.
Однако устройство педального механизма не так просто, как руч-
ного рычага. Очевидно, воспользоваться обыкновенной кулисой с заруб-
ками здесь уже нельзя. В данном случае допустимы только простые
движения: нажим на педаль ногой рычага вниз или подзем его носком
ноги вверх*). Ход рычага в обоих направлениях должен быть жестко
*) Иногда применяют двойную педаль, которую водитель нажимает носк
ноги для отклонения ее в одну сторону, или пяткой—для отклонения в обра
, ном направлении.
318
раничен с тем, 4гобы угол его поворота был всегда Один и
тот
После того, как включение передачи произведено, рычаг должен
тематически возвращаться в исходное положение, не вызывая при
38 м перемещения шестерен в коробке. Очевидно, это возможно только
9 том случае, если педальный рычаг не связан постоянно с переклю-
ца шим механизмом в коробке, а сцепляется с ним только в моменты
0 кл нения от нейтрального положения. Такая связь часто осуществляется
в различных .. ...- ................................................"
используется
машинах посредством храповика и собачки. Этот принцип
и в ножном переключении.
Рис. 241. Схема механизма ножного переключения.
Схема на рис. 241 поясняет принцип его устройства в самых общих
чертах.
На оси педального рычага насажен кривошип /, который при
отклонении педали от нейтрального положения поворачивается вместе с
«ею на определенный угол а, ограниченный жестким упором 2. При
этом кривошип нажимает на конец одной из собачек (на схеме Зг) и
заставляет ее повернуться на своей оси и войти в зацепление с одним
Из зубцов храповика 4, растягивая пружину, которой соединены обе
собачки. Дальнейшее давление кривошипа вызывает поворот рычага, на
Кот°ром укреплена собачка что в свою очередь поворачивает на
н который угол храповик 4. Последний связан поводком с переклю-
чающим механизмом в коробке. Следовательно, происходит передвиже-
ние одной из вилок и включение соответствующей передачи. Другая
с бачка 32 при этом бездействует, так как она оттянута пружиной от
Убцов храповика, а рычаг ее упирается в неподвижный упор 5. Если
319
теперь водитель отпустит педаль, пружина вернет рычаг и
исходное положение, храповик же останется на месте.
Повторный нажим на педаль произведемте же действия,'т.
нет храповик на следующий зубец и включит следующую по
передачу.
Обратное переключение передач, т. е. переход с высшей
на низшую, производится отклонением педального рычага до упора в
другую сторону, причем работает вторая собачка 32.
собачку в
е. повер.
порядку
По А В
Рис. 242. Механизм ножного переключения мотоцикла М-72.
Таков принцип конструкции, общий всем механизмам этого рода.
Действительное же выполнение его может быть, конечно, весьма раз-
нообразно.
В виде примера исполненной конструкции на рис. 242 приведено
устройство ножного переключения, установленного на мотоциклах М-72.
В данном случае обе собачки Ct и С2 помещены на самом криво-
шипе /б, который повертывается посредством педали. Угол поворота
320
ошипа, а следовательно и педали, жестко ограничен упорными
ами М и допускающими регулировку. Возвращение педали и
в1!1‘ о пипа в исходное положение производится пружиной, концы кото-
КР} опираются на два штифта N и L. Один из них ввернут в кривошип,
пУГОЙ — в неподвижную крышку механизма. Спиральная пружина,
3 тавленная между собачками, стремится прижать их к храповику X
о*ому препятствует неподвижный направляющий кулачок Е, привин-
енный к корпусу коробки передач, по контору которого скользят
чоНЦы собачек. Профиль кулачка £ рассчитан таким образом, чтобы в заце-
пление с храповиком X входила каждый раз только одна из собачек и
Рис. 243. Детали механизма ножного переключения.
притом только при повороте кривошипа. Таким образом, поворот кри-
вошипа К вводит сначала одну из собачек в зацепление с соответствую-
щим зубцом храповика, затем давление собачки повертывает храповик
на определенный угол. Так как храповик жестко связан с валиком
коробки передач, которым производится переключение шестерен, то при
каждом нажиме на педаль упомянутый валик также повертывается на
определенный угол и передвигает соответствующую вилку в коробке.
Если водитель после этого отпустит педаль, она вернется в первоначальное
положение вместе с кривошипом и собачками, но храповик и все свя-
занные с ним детали останутся на месте. Те же действия повторятся и
при следующем отклонении педали.
При отклонении педали в другую сторону работает вторая собачка.
На рис. 243 показаны схема и основные детали аналогичного меха-
низма, но в несколько ином конструктивном оформлении. Детали обо-
значены теми же буквами,что ина рис. 242.Действие механизма совер-
шенно тождественно вышеописанному; различны только формы деталей
I А. М. Иерусалимский 913 ^21
и несущественные подробности, например обе собачки надеты на общую
ось, укрепленную на щеке кривошипа; храповик связан с коробкой
передач при помощи поводка и т. п.
Представленный на рис. 244 механизм ножного переключения, спроек-
тированный специально для коробки передач мотоциклов Л-8, взамен
ручного рычага, выполнен по той же схеме и принципиально ничем не
отличается от рассмотренных выше примеров. Формальные отличия вы-
званы чисто конструктивными причинами. Кривошип 3, несущий на
себе две собачки и привинченный
двумя болтами 2 к педали 1, выпол-
нен здесь в виде диска с двумя фи-
гурными вырезами, ограничивающи-
ми угол поворота (до упора края
выреза в один из неподвижных
штифтов 4). Храповик 5 сделан в
виде обоймы с несколькими выемка-
ми по внутренней поверхности для
зацепления с той или другой собач-
кой. Храповик связан повод <ом 6
Рис. 244. Механизм ножного пере-
ключения Л-8.
с червячным валиком коробки пе-
редач, передвигающим вилку пере-
ключения. Возвращение педали в
исходное положение производится
клиновой ползушкой, передвигаю-
щейся по неподвижной оси квадрат-
ного сечения под действием пружи-
ны, отжатой при повороте педали.
Более оригинальна конструкция,
показанная схематически на рис. 245.
Здесь обычные собачки заменены
кольцом С с двумя зубцами, закре-
пленном на поворотном диске А (на
схеме зачернен). Храповик X надет
на квадрате валика переключения,
подобно тому, как мы видели это на
сидящей на
что начальное движение кривошипа
рис. 242. Кривошип К повертывается вместе с педалью,
оси О. Позиция II показывает,
приподнимает кольцо С и вводит один из его зубцов в зацепление с
храповиком. Дальнейшее движение кривошипа (позиция III) вызывает
поворот храповика и диска А, причем возвратная плоская пружина
растягивается. Поворот ограничен неподвижной упорной вилкой, обо-
значенной пунктиром. В позиции IV пружина вернула в исходное поло-
жение все детали кроме храповика, вследствие чего против зу на
кольца С находится теперь следующая впадина храповика.
Обыкновенно для включения первой передачи требуется повернуть
педаль до упора вверх (носком ноги); следующие передачи получаются
нажимом педали до упора вниз.
Согласно ОСТ 3185 (рис. 16) применяется обратный порядок, причем
сама педаль перенесена на левую сторону машины. Такое устройство
имеют мотоциклы М-72. Некоторым недостатком ножного переключения
322
является, во-первых, отсутствие наглядности, так как по положению
педали нельзя судить, как по кулисе, о том, какая передача включена;
во-вторых, затруднительность переключения с высших передач на холо-
стой хо . Например, чтобы перейти с 4-й передачи к нейтральному по-
ложению шестерен, надо два раза отклонить педаль до упора (т. е.
последова ельно включить третью и вторую передачи), а затем дополни-
тельно отклонить педаль на половину полного ее хода. Так как послед-
нее движение не ограничено жестким упором, то при недостаточном
навыке или осторожности здесь возможны ошибки. Поэтому нередко
делают при ножном переключении различные приспособления, сигнали-
зирующие о включении холостого хода, например при нейтральном по-
Рис. 245. Схема механизма ножного переключения завода Albion.
ложении шестерен в коробке загорается специальная контрольная лам-
почка.
Часто применяется также комбинированное переключение — ногой и
Рукой (например у ИЖ-350). Для той же цели на мотоциклах М-72 с
правой стороны коробки передач имеется небольшой рычаг с круглой
головкой, которым пользуются для переключения шестерен от руки.
68 Стартер
Для пуска двигателя в ход на мотоциклах применяется исключительно
рычажный стартер, приводимый в действие нажимом ноги. Даже
в тех немногочисленных моделях машин, где для этой цели используется
пусковой электромотор, рычажный стартер все же должен быть сохра-
нен на случай неисправности электрооборудования.
Стартер (или, как его часто называют, „кик-стартер") действует на
главный или на промежуточный вал коробки передач, в зависимости
от конструкции самой коробки, и таким образом является ее составной
323
I
частью. При проектировании стартера должно быть принято во внима
ние, во-первых, направление вращения валов и шестерен в коробке и
во-вторых, передаточное отношение. Направление вращения, которое
сообщает стартер коленчатому валу двигателя через коробку передач
муфту сцепления и передний привод, должно, конечно, совпадать с его
рабочим направлением. Что касается передаточного отношения, то оно
определяется следующими соображениями. Поворот педального рычага
стартера не превышает обычно 90°, т. е. оборота. Так как дви-
гатель при этом должен сделать по крайней мере один полный оборот
то наименьшим передаточным отношением от стартера до коленчатого
вала надо считать
Осуществление такого и даже несколько боль-
Рис. 247. Стартер с собачкой.
1:4.
шего передаточного отношения не вызывает конструктивных затруднений.
Так как не меньше половины требуемого передаточного отношения
осуществлено уже в переднем приводе, между двигателем и муфтой
сцепления, то при цепной передаче в деталях самого стартера доста-
точно иметь отношение 2—2 /2 (при карданной передаче это отношение
будет больше).
Простейший тин стартера представлен на рис. 246. Он состоит из
педального рычага, снабженного зубчатым сектором 1. При нажиме но-
гой на педаль зубчатый сектор повертывается вместе с рычагом и вра-
щает храповую шестеренку 2, свободно надетую снаружи на первичный
вал коробки. Шестеренка 2 сцепляется своими боковыми зубьями с дрУ'
гим храповиком 3, закрепленным неподвижно на первичном валу. Воз-
вращение рычага на место производится спиральной пружиной, надетой
на его ось После пуска двигателя первичный вал коробки начинает вра-
щаться быстрее храповой шестеренки, вследствие чего последняя на время
выходит из зацепления и прощелкивает по зубцам храповика 3, а затем,
когда педаль вернется назад, отжимается пружиной в исходное пол )-
жение, т. е. сцепляется с зубьями храповика и вращается вместе
с валом.
324
Б коробке передач, изображенной на рис. 232, рычаг стартера
еН на самой оси промежуточного валика, на другом конце кото-
Ной расположена храповая шестеренка с боковыми зубцами, которыми
Р сцепляется с боковыми зубцами на торце шестеренки 3'. Отсюда
° ашение стартера передается через шестерни 3 и А коленчатому валу.
В Другая конструкция стартера представлена на рис. 247. Здесь стар-
действует на одну из шестеренок промежуточного валика, причем
вместо зубчатого сектора применена собачка, которая при повертывании
пычага отжимается пружинным штифтом и сцепляется с храповыми зубь-
ями вырезанными на внутренней стороне обода шестерни.
Механизм с торцевым храповиком наиболее надежен, так как окруж-
ное усилие распределяется на несколько зубьев. Механизм с собачкой
связан с некоторыми производственными затруднениями, так как собачка
должна иметь выс жую поверхностную твердость и в то же время
не допускает глубокой цементации из-за своей заостренной формы. Слу-
чаи отламывания конца собачки нередко имеют место на практике, при-
чем страдают и шестерни, если обломок попадает между зубьями.
При карданной передаче рычаг стартера можно расположить согласно
>ис. 220, т. е. таким образом, что вращение его происходит в пло-
скости, перпендикулярной к оси машины. Это, конечно, создает некото-
рые неудобства при пуске двигателя в ход, но упрощает устройство
самого механизма. При желании иметь нормальное вращение рычага
в плоскости, параллельной машине, приходится вводить конические ше-
стерни.
Длина рычага стартера 140—150 мм\ для легких мотоциклов ее
можно несколько укоротить — до 125—130 мм. Максимальная нагрузка,
которая изгибает рычаг, не превышает веса ездока, т. е. может быть
принята в 80 кг. Следовательно, изгибающий момент
М = 80 • Z,
где I — длина рычага.
69. Расчет передаточных отношений
Введем следующие обозначения: /0— передаточное отношение на
прямой передаче, когда в трансмиссии участвуют только цепные звез-
дочки и цепи; i2 . . . гвысш — передаточные числа в самой
коробке передач при различных положениях шестерен, другими сло-
вами,— отношения между числами оборотов цепных звездочек А и В
(или при карданной передаче — между числами оборотов двигателя и
карданного вала).
Как мы видели выше, iBb!CL =1, так как обе цепные звездочки вра-
щаются с одинаковым числом оборотов. В этом случае полное передаточ-
ное отношение между двигателем и задним колесом
z'n =
На остальных передачах полное отношение
in=iQ>ilf или г'ол2, и ПР-
При карданной передаче /ВЬ!СШ в коробке скоростей может и не
Равняться 1 (см. рис. 237).
325
Рассмотрим те соображения, которыми определяется выбор указан-
ных передаточных чисел.
а) Прямая передача. Определение наивыгоднейшего передаточного
отношения i0 производится на основании характеристики двигателя ко-
торый предполагается установить на мотоцикле. Она может быть по-
строена теоретически согласно изложенному в § 7 или получена непо-
средственным испытанием двигателя. Так как тип проектируемого мото-
цикла известен, то можно считать известными также его вес, распреде-
ление нагрузки по осям, размеры колес и лобовую площадь машины
с водителем. Следовательно, могут быть построены кривые мощности, рас-
ходуемой на сопротивление качению N, и сопротивление воздуха N
(см. § 9 и 10).
На рис. 248 нанесены все эти кривые, причем мощность двигате я
дана как функция числа оборотов, а кривые Nf и N. отнесены к
скорости движения в км/ч. Масштаб ординат для всех кривых один и
тот же. Ординаты кривых N? и Лгк, суммированы, так что кривая Nf+w
выражает полную мощность, требующуюся на преодоление сопротивле-
ний качению и воздуха при движении с различными скоростями по го-
ризонпльной дороге.
Как мы знаем, не вся мощность двигателя может быть подведена к зад-
нему колесу Принимая к. п. д. трансмиссии ц . = 0 80, наносим на той же
диаграмме кривую NK — мощности, подводимой к заднему колесу.
Кривая 7VK показывает, что максимальная мощность, которую может
предоставить двигатель, соответствует числу оборотов пт. Обращаясь
к кривой Nf находим, что при этой мощности может быть достиг-
нута скорость чзт км[ч.
Остается реши1ь, каково должно быть передаточное отношение iQt
чтобы при пт оборотах двигателя достигалась скорость vm км)ч. Эта
задача уже рассмотрена нами в § 7. Мы установили тогда, что связь
между оборотами двигателя и скоростью при данном числе оборотов,
радиусе колеса и передаточном отношении выражается равенством:
2п-гк-п-3,6
60^7 »
326
(1)
тсюда, заменяя п на пт и I на /0, получим:
2-п-гк-лш-3,6
60-vm *
g уравнении (1) все величины в правой части известны, следова-
тельно может быть вычислено 10.
П и мер. Пусть максимальная мощность по кривой Nk достигается при
4500 об/мин., а соответствующая скорость согласно кривой Nw+f опреде-
лиоа ь в 100 км/ч.; радиус колеса rfe = 0,31 м (с учетом деформации шины).
2тг-0,31-4500-3,6 -
'° “ биЛоо “
Скорость vm является максимальной, какую возможно вообще по-
лучить при данных свойствах двигателя и дороги.
Для мотоциклов транспортного типа, не предназначенных для спорта,
вполне целесообразно пойти на некоторое снижение наибольшей ско-
рости, за счет чего увеличивается запас мощности на средних скоро-
стях движения и повышается приемистость машины.
С этой целью передаточное отношение г0 выбирают не по числу
оборотов nmi отвечающему максимальной мощности, а по превыша-
ющему пт на'—10%. При этом мощность двигателя будет уже несколько
меньше (точка Ь), соответственно чему и предельная скорость умень-
шается до При этих условиях
1° ~ 60-Vj
Пример. Пусть пг = 4700 об/мин.; = 96 км]ч. Тогда по уравнению (2)
2 х-0,31 -4700-3,6 __
= 5»7,
(2)
'о =
60-96
первом примере. За счет небольшого
мы, таким образом, существенно улуч-
низких скоростях движения, т. е. спо-
т. е. значительно больше, чем в
снижения максимальной скорости
шим динамику машины на более
собность брать подъемы и разгоняться.
Хорошим критерием для быстрой оценки i0 может служит коэфици-
ент многооборотносги Км, который мы рассмотрели в § 24, т. е. чи.ло
о оротов двигателя на 100 м пути. При передаче i число оборотов
К
заднего колеса будет в L раз меньше, т. е. ~.
I zo
В С другой стороны, на расстоянии в 100 м колесо должно повер-
нуться очевидно — раз.
Следовательно:
Km = ioo_
z0 2itrK *
откуда
(3)
__ 2кгК'Км
° ~ 100
Так как можно считать известным, то равенство (3) дает воз-
можность легко определить Zo.
327
кУбатурЬ1
распреде-
поровну,
Пример. Определить передаточное отношение для мотоцикла в 350 с
гА = 0,31 м.
Согласно данным, приведенным в § 24, для мотоциклов данной
Км = 280±5°/0 об/100 м. Следовательно:
2те.0,31-280
-«=-----100----= 3'45’
точностью до 5%, т. е. от 5,2 до 5,7.
Остановившись на том или ином значении /0, надо затем
лить его между передним и задним приводами, приблизительно
в зависимости от конструктивных возможностей (см. § 62). У мотоцик^
лов, предназначаемых для работы с прицепными колясками, Zo должно
быть увеличено на 12—15°/0.
б) Определение низшей передачи. Необходимую величину низшей
передачи определяют исходя из той максимальной силы, которая
может понадобиться для преодоления сопротивлений движению в особо
трудных условиях, например на плохой дороге, на подъеме, при трога-
нии с места и разгоне машины.
Так как скорость движения при этих условиях незначительна, то
сопротивлением воздуха пренебрегают и полагают, что вся мощность,
подведенная к колесу, расходуется на преодоление сопротивления дороги.
Последнее, как мы знаем (§ 12), может быть оценено общим коэ-
фициентом сопротивления учитывающим как состояние ее поверхно-
сти, так и подъемы.
Чтобы предусмотреть все случайности, какие могут иметь место
в реальной обстановке, принимают этот коэфициент
— 30—35°/о.
Таким образом необходимая сила тяги на заднем колесе должна
быть
водителя,
на заднем
РК = О-Ь
где G — полный вес машины с нагрузкой.
При этом для мотоциклов транспортного типа надо предполагать
наличие второго пассажира на багажнике, а для мотоциклов
ками—вес нагруженной прицепной коляски.
Мотоциклы спортивного типа рассчитываются на одного
Крутящий момент, создающий необходимую силу тяги Рк
колесе, выражается уравнением:
— G • 6 • гк.
С другой стороны, обозначая максимальный момент двигателя
передаточное отношение in и к. п. д. трансмиссии т]г, имеем (§ 17).
ЖК = ЖД /п • 7]т.
с прицеп-
Следовательно:
Откуда
(4)
С’<р-Гк
328
ЦаЙДенное из УРавнения (^) значение z'n необходимо проверить: оно
„оджно превышать того максимального значения zmax, при котором
Не инается буксование ведущего колеса.
На 'как мы знаем из § 18, предельная сила тяги, возможная без буксо-
вания колеса, определяется выражением:
Рmax = Н "
г е а = 0,5—0,6 —• коэфициент сцепления покрышки с дорогой в нор-
ма ьном состоянии и G2 — сцепной вес машины.
Напомним, что С.2 составляется из нагрузки на заднее колесо, уве-
личенной на~15°/0 вследствие передачи через колесо крутящего мо-
мента.
Вес пассажира на багажнике следует также целиком относить к G2.
Заменяя в уравнении (4) G на G2 и 6 на р., получим следующее
выражение для определения максимально-возможного передаточного от-
ношения:
. С2-р.‘Гк
так~
(5)
Очевидно, найденное из уравнения (4) значение in не должно прево-
сходить Zmax> Т. е. 1Ц Zmax-
Таким образом определяется полное передаточное отношение от
двигателя до заднего колеса на низшей передаче. Оно представляет
собой произведение двух множителей:
Zn == Ч) * Ч*
Отсюда передаточное число в самой коробке скоростей:
Обычно zt = 2,8—3 для мотоциклов транспортного типа.
Для спортивных машин, ввиду меньшего сцепного веса и большего
запаса мощности, значения z\ получаются меньше, в среднем около
*1~2 (а иногда и еще ниже). Другими словами, у мотоциклов этого
типа интервал между высшей и низшей передачами значительно сужи-
вается; промежуточные ступени также сближаются, что, между про-
чим, ускоряет разгон машины при последовательном переключении пере-
дач и делает более удобным самый процесс переключения (так как ско-
рости вращения шестерен в коробке быстрее уравниваются).
Поясним сказанное конкретным примером.
Пример. Определить для транспортного мотоцикла весом 150 кг-,
Гк = 9,31 м\ iQ = 5,2; максимальный Мд = 2,7 кг-м.
Полный вес машины с водителем и пассажиром на багажнике:
G = 150 + 70 + 70 = 290 кг.
На основании уравнения (4) имеем:
290-0,35-0,31
= -2,7.о;8—= 14-5'
Проверим найденную передачу по уравнению (5), для чего определим пред-
Рительно сцепной вес.
329
Вес машины с водителем: 15070 = 220 кг.
Нагрузка на заднее колесо: 220-0,55= 121 кг.
Добавляем 15% Для учета перераспределения веса во время движешь
первой передаче: 121 4- 8= 139 кг. . я На
С пассажиром на багажнике сцепной вес будет:
О2 = 139 + 70 = 209 — 210 кг.
Принимая р. = 0,5, получим из уравнения (5):
. _ 210-0,5-0,31
«тах- 2,7-0,8 -1й’к
Так как Zn < 1шах, то найденное значение in = 14,5 можно считать П] te
млемым.
Передаточное число в коробке скоростей:
Для спортивного мотоцикла при таких же данных получилось бы
220-0,35-0,31 ..
Сцепной вес С2 = 139 кг
. _ 139-0,5-0,31
%ах— 2,7-0,8 —
“ Как видим, значение гп = 11 превышает максимально допустимое, и потому
его надо снизить до 10.
При этом условии
4 = ^? = 1,94.
в) Определение промежуточных передач. Для получения проме-
жуточных ступеней в коробке передач весь интервал между it и /высш
разбивают на несколько частей таким образом, чтобы отношение ка-
ждой предыдущей передачи к последующей сохранялось постоянным
Следовательно, для трехступенчатой коробки будем иметь такую
пропорцию:
А __ 4
4 4 *
откуда
или, так как высшая передача i3=l:
<2 = /i?. (6)
Например, при найденном выше значении — 2,8 будем иметь
i2 = У 2^8= 1,67.
Следовательно, полные передаточные отношения от двигателя до
заднего колеса получим такие:
На прямой передаче.........5,2
„ второй „ .........5,2-1,67 = 8,7
„ первой . .........5,2-2,8 =14,5
330
п я четырехступенчатой коробки, при соблюдении того же условия
□я ства отношений в отдельных ступенях, получаются два равенства:
h ^2 _ 4
Z3 z3 /4 ’
тКуДа, полагая <,= !, находим
f4 = V<ia, (П
is=]/V. (8)
Например, при прежнем значении первой передачи будем иметь для
четырехступенчатой коробки следующую градацию:
/4 = 1; i8 = |/2j=l,41; i2= ^2,8* =1,99; ^ = 2,8.
Полные же передаточные отношения получатся такие:
На прямой передаче...........5.2
„ третьей , .........5,2-1,41 = 7,33
„ второй „ 5,2-1,99=10,35
, первой „ .........5,2 • 2,8 = 14,5
Как виаим, интервалы между отдельными ступенями стали меньше,
чем п и трех передачах. Это дает возможность полнее использовать
мощность двигателя при разных условиях движения, особенно форсиро-
ванного двигателя с крутой характеристикой, когда всякое снижение
числа оборотов вызывает резкое падение мощности.
При дальнейшей конструктивной разработке коробки скоростей най-
денные передаточ ые отношения придется несколько изменить, так как
числа зубьев шестерен должны быть целыми, и потому отношение их
не может всегда точно совпадать с заранее вычисленными передаточ-
ными отношениями. Однако нужно все же стремиться к возможно бо-
лее близкому совпадению.
Примеры выполненных конструкций хороших заводов показывают,
что соблюдение этого требования на практике вполне осуществимо,
хотя нередко можно встретить и значительные отклонения от устано-
вленной выше прогрессии, вызываемые, впрочем, не столько действитель-
ной их целесообразностью, сколько разными производственными сооб-
ражениями.
В целях уменьшения общих размеров коробки, расстояние между
осями главного и промежуточного валов стремятся по возможности со-
кратить. В выполненных коробках оно заключается обычно в пределах
°т 44 до 56 мм. Удобно брать его целым и четным.
одули для шестерен употребительны следующие:
2; 2,25; 2,5; 2,75; 3.
Модули выше 3 применяются редко, так как при небольшом рас-
стоянии между валами приходится при этом уменьшать число зубьев
^которых шестеренок до 12—13, что влечет за собой подрезание
ножки зуба или требует значительной коррекции профиля зуба как по
высоте, так и по углу зацепления *). Выгоднее вообще применять бо-
) Данные по коррекции зубьев см. Мотоциклетный справочник.
331
лее мелкие номера модулей за счет некоторого удлинения зуба для
хранения той же прочности. Минимальное число зубьев лучше не бпС°'
меньше 18 —19, без крайней необходимости. Числа зубьев парных Ь
стерен желательно иметь взаимно простыми, чтобы все зубья припа*6'
тывались и изнашивались равномерно.
Модуль для всех шестерен обычно принимается один и тот же Хо
иногда для более нагруженных шестерен берут несколько увелич'енньй
модуль (например в коробке Л-300, рис. 233, шестерни 13 и 19 им ю
;и = 2,75, остальные т = 2).
На рис. 249 даны две схемы подбора шестерен для трехсгупенчатой
коробки с передаточными отношениями = 2,8; и z3 = i
Задаваясь модулем /и = 2,25 и расстоянием между осями 54 мм
нетрудно получить в первом приближении схему /, имея в виду, 4T(j
начальный диаметр шестерни = т z, а расстояние между осями / я
всех шестерен одно и то же и равно для каждой пары 54 мм, т. е
должно быть соблюдено условие ri°, = 54
Рис. 249. Схемы подбора
Получаемые при этом передаточные отношения почти в точности от-
вечают заданным:
. _ЗО-.ЗО — уд.
1 18-18 ~" ’ ’
24-30 . С7
24-18 — 1,67,1
В пользу этой схемы говорит также то, что мы имеем здесь всего
три разных размера шестерен, но требование, чтобы числа зубьев были
взаимно простыми, здесь не выполнено.
Чтобы удовлетворить ему, изменим число зубьев каждой шестерни
на 1, как показано на схеме II.
Это почти не изменяет передаточных отношений. Действительно:
31-29
11 ~ 17-29 ~2’78’
25-29 .
г2— 23-19 ~ 1>66,
Расстояние между осями также остается неизменным — 54 мм ДлЯ
всех пар шестерен, но вместо трех разных размеров шестеренок мы
332
имеем
будет,
и<еНИЙ‘
теперь шесть. Вопрос о
таким образом, решен на
предпочтении той или иной
основании производственных
схемы-
сообра-
70. Расчет коробки
передач на прочность
расчет деталей коробки передач сводится: а) к определению
на подшипники для подбора последних; б) к расчету валов на
пр0 ность и прогиб и в) к расчету зубьев шестерен на прочность или
на износ.
Картер коробки на прочность не рассчитывается, так как те усилия,
которые он воспринимает, не могут вызвать в нем поломок при условии
соблюдения литейных требований. Материалом для картеров служат алюми-
ниевые сплавы типа АЛ-9 или АЛ-5 (ГОСТ 2685-44). Мелкие детали—
вилки, рычаги и т.п.—также нет надобности рассматривать особо, так как
передаваемые ими усилия невелики, а напря-
жения легко могут быть определены по об-
щим правилам сопротивления материалов.
Действующими силами являются те давле-
ния на валы и на подшипники, которые воз-
никают при передаче через коробку крутя-
щего момента двигателя. Величины этих сил
и точки их приложения изменяются на раз-
ных передачах. Вызываемые ими напряже-
ния в большинстве случаев имеют макси-
мальное значение на первой передаче, поэтому
расчет и следует вести при том положе-
нии шестерен, какое они имеют на первой передаче. Только прогиб
валов может иногда иметь максимальную величину на второй передаче,
когда вклю <ена средняя пара шестерен.
Порядок расчета может быть следующий.
) Определяются окружные усилия на начальных окружностях всех
шестерен, участвующих в передаче крутящего момента.
Если Л4Д— максимальный крутящий момент двигателя; i — переда-
точное отношение от двигателя до данной шестерни и ф—радиус на-
чальной окружности шестерни, то окружное усилие
п _2Л4д-£
dQ *
Потери на трение при этом не принимаются во внимание.
Окружное усилие направлено по касательной к начальной окружности.
2) По окружному усилию определяются давление Р' на зубья пар-
ных шестерен в точке их соприкосновения и радиальная сила N,
Действующая перпендикулярно к Ро и стремящаяся раздвинуть валы.
Как явствует из рис. 250,
Р1 —
COS а ’
е- несколько превышает окружное усилие.
N=Po-tga.
нагру-
Р’
о
Рис. 250.
(9)
(Ю)
333
Здесь а — угол зацепления, определяемый профилем зуба. упот
бительны следующие углы зацепления а = 14 30 ; 15°; 17°30'; 20° и
(иногда 22°30' и даже 25е). 2
Для подстановки в формулу (10) угол а увеличивают примерно на 5°
для учета силы трения.
Так как сила Р' разлагается на составляющие Ро и N, то последние
и являются расчетными усилиями, изгибающими валы и создающими
давление на подшипники. Расчет
АС прочности зубьев ведется на си-
Я л у р'.
Pf чх'А х- >7\ \ ----* *"* Для ^епных звездочек можно
| j считать радиальную силу 2V=o.
\ \ । / / Действительно, натяжение перед-
• У ней и задней цепей мотоцикла
всегда действует по схеме, пока-
Рис. 251. занной на рис. 251. Как видно из
разложения сил Рх и Р2, обе ра-
диальные силы Nx и N, направлены навстречу друг другу; следова-
тельно, приблизи1ельно уравновешиваются. Кроме того, ввиду незна-
чительности углов а' и а" тангенсы их близки к нулю, и, значит, силы
N\ и TV2 очень малы,
,т. е. считать, что на цепных
усилие, не создающее никакой
3) Перенося силы Ро и
на ось вала, получаем
схему, которая в наиболее
общем случае будет иметь
вид, представленный на
рис. 252, т. е. на вал дей-
ствует ряд сип Ро, прило-\з?
женных в центрах соответ-
ствующих шестерен и рас-
положенных в плоскости х,
и ряд сил N, расположен-
ных в плоскости у (в плос-
разностыо же их можно и вовсе пренебречь,
звездочках мы имеем только окружное
радиальной нагрузки.
Рис. 252.
Рв
кости валов коробки), пер-
пендикулярной к первой.
В частных случаях некоторые из этих сил могут отсутствовать.
Например, на прямой передаче мы будем иметь на главном валу только
силы Pfi и рв — окружные усилия на цепных звездочках. На проме-
жуточном валу, напротив, эти две силы всегда будут отсутствовать.
Складывая графически или аналитически все силы Ро, действующие
в плоскости х, находим реакции на опорах R' и /?". Складывая все
силы N, расположенные в плоскости у, находим таким же образом
реакции R' и
Отсюда результирующие реакции:
«1 «= г +(/?,)>
= +(«'/•
334
этим нагрузкам подбираются шариковые или роликовые подшип-
ники валов (стр. 163).
Далее определяется наибольший изгибающий момент вала Мх в плос-
кости х и в плоскости у — Му.
Суммарный изгибающий момент будет, очевидно:
л1,я = /Ш= + (^)г-
Так как вал подвергается одновременно и скручиванию, то надо опре-
делить еще и крутящий момент, воспринимаемый валом:
Л1Кр — Мд • i,
где i—-передаточное отношение от двигателя до данного вала. Приве-
нный расчетный момент вала может быть найден по формуле Сен-
Венана:
I.
или по Ранкину:
л^У(М,а)24-(Л!„„)2.
Отсюда определяется сложное напряжение:
М
0— W ’
где 1Г = 0,1 ds — для сплошного вала,
или W =0,1 ------------для пустотелого вала.
При этом шлицованные валы рассчитываются по внутреннему, мень-
шему диаметру.
Допускаемым напряжением можно считать Rb — 2500—3000 кг/см*.
В действительности напряжения валов получаются на практике значи-
ельно ниже, так как конструктивные размеры выбираются с большим
запасом для придания валу необходимой жесткости.
4) Помимо прочности, которой валы коробок удовлетворяют с из-
бытком, они должны быть достаточно жесткими, т. е. давать минималь-
ный прогиб, нарушающий пра ильность зацепления шестерен. Поэтому
по крайней мере главный вал коробки надо проверить на прогиб. Для
промежуточного вала такая проверка редко может понадобиться, так
к по самой своей конструкции он обычно получается достаточно
жестким.
Так как на правильность зацепления шестерен влияет только прогиб
в плоскости валов (в плоскости у), то в расчет принимаются лишь ра-
ДИальные силы N.
На первой или на второй передаче мы всегда будем иметь нагрузку
Ва ’а двумя силами и N2 по схеме согласно рис. 253. Если бы сила
а только одна, то стрела прогиба в точке ее приложения вырази-
а -ь бы формулой:
3-Е J-1
(П)
335
Но сила TV2, с своей стороны, вызывает в точке приложения силы м
некоторый дополнительный прогиб выражаемый формулой: Л1
N^cl / р X , X х*
6EJ-1 \ с, "г с с‘~с
Суммарный прогиб будет: /=/’
Можно допуска,ь /<0,1 мм.
В формулах (11) и (12) —модуль упругости, J—момент инерЦии
вала в см1, размеры по длине вала в см; f—также в см.
Для круглого сечения J—0,05 d4.
Для кольцевого 7=0,05 (^4 — d,').
5) Остается проверить прочность зубьев шестерен. Для этой цели
предложено много методов, которые, однако, все дают лишь некоторое
фиктивное напряжение, имеющее мало общего с действительным. Тем
не менее, при наличии доста-
точного опытного материала
по такому фиктивному напря-
жению можно судить о надеж-
ности зубьев.
Таким образом, лучшим из-
существующих способов рас-
чета зубьев приходится считать
тот, который проще.
Например, проф. Заславский рекомендует рассчитывать зубья по
следующей простой формуле, учитывающей не только крепость зубьев,
но и износ их:
Ро = с b • т,
(13)
где т — модуль; b — длина зуба в мм; — окружное усилие и с — коэ-
фициент, зависящий от качества материала.
Для хромоникелевой стали, цементированной и каленой,
с временным сопротивлением 100—ПО кг/мм2. . . сс^8,5
Для обыкновенной углеродистой стали с временным
сопротивлением около 55 кг/мм2.........с—2,8
Для улучшенной стали с временным сопротивлением
80 кг/мм2 ....................
Эти величины относятся к шестерням с нормальной высотой зуба.
Для шестерен с укороченным зубом они могут быть повышены
в 1,25 раза.
Задаваясь коэфициентом с и модулем, определяют по формуле (1^1
необходимую длину зуба b *).
Надо заметить, что для некоторых шестерен наибольшее изги)
щее усилие может вызываться не крутящим моментом двигателя, а мо.
ментом, передаваемым от стартера при пуске в ход. Если приня ь
*) Другие методы расчета зубьев см. Мотоциклетный справочник, 2-е изд.,
1941 г.
336
й в 80 tfz и длину рычага стартера обозначить через I, то пу-
^о51м°мент
ЛГ = 80-/,
бычно значительно превышает момент от двигателя.
^Соответствующие шестерни, воспринимающие эту нагрузку, следует
пить хотя ввиду ее кратковременности здесь можно допускать
ПР чительно большие напряжения в зубьях.
ЗНЗ Чтобы судить о том, какого порядка напряжения получаются при
расчете мотоциклетных коробок передач, рассмотрим конкретный пример.
По и мер. Произвести расчет коробки передач для мотоцикла в 350 слг3,
-гатечь которого развивает 10 л. с. при 4500 об/мин. Максимальный крутя-
нй момент двигателя М„ = 2.2 кгм, передаточное отношение между двига те-
** и коробкой z = 2,15. Модуль всех шестерен т = 2,25; угол зацепления 20°.
л Схема коробки щ едставлена
на рис. 254, на котором указаны
начальные диаметры всех шесте-
рен и другие размеры.
Расчет произведем для 1-й
ступени, когда передача вращаю-
щего усилия происходит через
шестерни А—1—Г—3'—3—В.
а) Определим окружные уси
лпя на начальных окружностях
всех шестерен по формуле (9);
п 2-2,2-2.15 _
0,152 " 62 кг;
„ 2-2,2-2,15.0,067
Рз” 0,041-0,044 ~359
_ 2-2,2-2,15
Р1 — 0,041 “ 230 Кг’г
Рис. 254. К примеру расчета коробки
передач.
р 2.2,2-2,15 0,067-0,064
В~~ 0,041-0, 44-0,076
= 297 кг.
б) Находим радиальные силы по фврмуле (10), считая а = 20° 4- 5° = 25°;
Nj = Р\ • tg а = 230-0,466 = 107 кг.
/У3 = р3 - tg а = 350 - 0,466 = 163 кг.
в) Реакции опор от сил Р, действующих в плоскости х, можно опреде-
лить, написав уравнение моментов. Мы предпочитаем графический метод, по-
казанный на рис. 255. Построив многоугольник сил, веревочный многоугольник
11 проведя замыкающую тп, найдем, что
R' = 530 кг.
R^ = 175 кг.
г) Тем же способом находим реакции в плоскости у от сил Щ и ДГ3 (хотя
ВС(^анном слУчае их нетрудно определить и аналитически ввиду наличия
го двух сил) Произведя построение согласно рис. 256, находим
R' =.176 кг.
7?" = 94 кг.
Стало быть результирующие реакции:
/?, = 1Л5302+ 1762 =550 кг,
Rz = V1752 + 942 = 200 кг.
А. М. Иерусалимский. 913.
337
д) Изгибающие моменты. В плоскости х наибольший изгибающий Мо
согласно рис. 255, имеет место п д шестерней 1 л над левым подшипни'"ен1>
выражается отрезками abvi km. Умножая их на п люсное расстояние,на а М 11
чертежа и на масштаб сил, найдем, что в обоих указанных сечениях 6
Мх — 600 кг-см.
В плоскости у, согласно рис. 256, максимальн й изгибающий момент
лучается под шестерней 1 и выражаеюя отрезком ab, что в принятом л.а ТП°'
составляет Та е
Му = 320 кг-см.
Суммарный изгибающий момент в сечении 1 будет таким образом,
/ 6002 4. 3203 = 680 кг-см.
В другом опасном сечении — на левой опоре — имеется изгибающий момент
только в одной плоскости х и, следовательно, здесь =A4V = 6OO кг-см. Т
Рис. 255. К примеру расчета коробки передач.
Крутящий момент для данного вала:
Мкр = 2,2-2,15 = 4,73 кг-м = 473 кг-см.
Результирующий расчетный момент в сечении 1 :
iWz= / 6802 4-4732= 828 кг-см.
В сечении 7/, под левым подшипником:
Мп = У 6003-4-4732 = 764 кг-см.
1) Определим напряжения материала в о^оих опасных сечениях
Сечение Г: в данной конструкции сечение I имеет форму правильно о
восьмиугольника, впис иного в круг р диусом 10 мм.
Момент сопротивления его (по Hiitte):
V7= 0,6906 r2 = 0,6906-1 = 0,69 см3.
Напряжение материала
_ Мг_ 828 _
а~ \V~ 0,69 “
1200 кг!см2.
338
ние /А момент сопротивления W = 0,1 d3 — 0,1-1,63 == 0,41 си .
Напряжение е = "? = ™ = 1860 кг/см’.
Как видим, напряжения получились зн 1чительно ниже допускаемых Свер-
К вала диаметром 5 мм мы не принимали во внимание, так как наличие
леН!,е изменяет результатов до третьего знака.
еГ° Н) Прогиб вала в плоскости у под действием сил и Л/2 °* ределяем по
форму1 м <П) И Г1Рименительно к ДанНомУ случаю имеем:
с = 1,3 см‘, сх = 10,7 см\ I = 12 с и; х = 3,4 см\ а = 1,6 см.
N.-M = = ода ы = 0102
7 iEJl 3-2.10М.638-12 ’
(Момент инерции восьмиугольного сечения II мы приняли по Hiitte J= 0,6381 г4 =
=0,638 см^\ Е = 2-106),
( 9 х , х %з \ _ 163-1,32.10,7’ (2 3.4 • 3,4
SE J-1 \ С1 + с <?2.с / 6-2-106-0,638-12 \ 10,7 + 1,3
3,43 \
----Гл *79 То ) =0,00103 см = 0,01 мм.
нос ^Олный прогиб: У=0,02 0,01 = 0,03 мм. что не может повлиять на прасиль-
ТГ| Уь за,1епления зубьев; откуда заключаем, что вал достаточно удовлетворяет
реоованиям жесткости.
— ллоР°всРка прогиба на 2-й передаче дает почти такой же результат / =
мм}.
т 9 9-^₽0веРим размеры зубьев шестерен 1 и 3. Модуль обеих шестерен
На 1убья Укороченные; материал хромоникелевая сталь, цемецтирован-
о.оэфициент с в формуле (13) принимаем равным 8 5.1,25=11.
339
Шестерня Г.
230 = 11.2,25-*,
отсюда
, 23°
Ь~~ 11-2,25 ~9,3 ММ'
Шестерня 3:
отсюда
350 = 11 -2,25. Ь,
350
11-2,25
= 14,1 мм.
В действительности, в данной коробке все шестерни выполнены с одина-
ковой длиной зубьев: b = 9 мм, т. е. допущены более высокие напряжения, чем
мы предполагали.
Совершенно таким же образом расчет может быть произведен для других
передач, а также для промежуточного вала.
ГЛАВА XIII
СЦЕПЛЕНИЕ
71. Конструкция механизмов сцепления
С появлением на мотоциклах коробок передач шестеренчатого типа
возникла необходимость и в установке муфты сцепления для безудар-
ного включения шестерен и возможности пользования стартером Раньше,
при ременной передаче, холостой ход осуществлялся за счет буксования
ремня, пуск же двигателя производился с разбега, от заднего колеса.
На первых порах обходились без особого механизма сцепления даже
при наличии коробки передач с передвижными шестернями. Действи-
тельно, когда по весу мотоцикл немногим превосходил велосипед,
а мощность двигателя не превышала Р/2— 2 л. с., переключение шестерен
можно было производить безопасно и легко, приподнимая одновременно
выхлопной клапан и выключая таким образом двигатель.
Для современных мотоциклов, с их большим весом и мощными двига-
телями, такие примитивные способы, конечно, уже не могут быть допу-
щены, и муфта сцепления стала одним из необходимых агрегатов машины.
Очевидно, сцепная муфта может быть помещена: 1) на валу двига-
теля, 2) на валу коробки передач и 3) на втулке заднего колеса.
Все эти три способа расположения механизма сцепления применялись
и применяются до сих пор, хотя в настоящее время почти исключитель-
ное распространение имеет второй из них.
Крутящий момент, передаваемый муфтой, будет наименьший, i<0^
нечно, на валу двигателя, и с этой точки зрения было бы выгодно по^
мещать ее именно здесь, как это практикуется на автомобилях и
мотоциклах с карданной передачей.
Однако здесь же мы имеем и наибольшую окружную скорость
следовательно, наибольший износ трущихся поверхностей в мом
выключения и включения сцеплеиия, при прочих равных условиях.
На заднем колесе, наоборот, имеет место наибольший крутяши
и,
мент и наименьшая скорость.
340
ш сса и инерция этой последней группы деталей. Проследив схему си-
** ,й передачи при разных комбинациях перечисленных деталей, не-
дН0 убедиться, что наименьшую массу и инерцию имеют детали
•— 39—
Рис. 257. Однодисковое сцепле-
ние мотоцикла М-72.
н° рассмотреть вопрос о местоположении муфты с другой точки
При выключении сцепления на ходу мы имеем три группы де-
9Ре (-'иловой передачи: одна группа связана с двигателем, другая — с зад-
та колесом, третья — с рычагом переключения передач. Первые две
Я1,М I продолжают вращаться принудительно, третья при полном вы-
ГРУ чеНИи сцепления вращается только по инерции. Очевидно, включение
101 сте >ен будет совершаться с меньшим ударом и тем легче, чем меньше
-«.1 пгмтЫП ПГ\Л ПАГШОЙ ГТ>ТГГТГТ1Л Потопов F7 ТТ Л ТТIX О nvnxiir r»rx
пасса к
Трудно убедиться, что наименьшую массу
оетьей группы при расположении муфты
на коробке передач. Действительно, в этом
случае при выключении сцепления осво-
бождаются и вращаются по инерции только
главный или только промежуточный ва-
лики коробки передач с теми шестерен-
ками и несколькими другими частями, ко-
торые с ними жестко связаны. При распо-
ложении муфгы на валу двигателя и цеп-
ной передаче к этому добавляются две цеп-
ных звездочки и передняя цепь, инерция
которой весьма значительна. Те же условия
мы имеем при расположении сцепления на
заднем колесе с той лишь разницей, что
место передней цепи занимает задняя.
Таким образом, с данной точки зрения
наивыгоднейшим местом для муфты яв-
ляется вал коробки передач. С конструк-
тивной стороны эта позиция также наи-
более удобна и меньше стесняет конструк-
тора, вследствие чего она и пользуется
преимущественным распространением, по
крайней мере при цепной передаче. При
карданной передаче сцепление помещается
вике, как это принято в автомобильных конструкциях (рис. 257).
В данной конструкции мы имеем всего один ведомый диск (а)
С двумя поверхностями трения. Такие муфты сцепления называются
однодисковыми. Ведомый диск с приклепанными к нему фрикционными
прокладками надвинут на шлицованный конец первичного вала
коробки передач и зажимается между нажимным (с) и опорным (Ь) дисками,
которые связаны с маховиком двигателя (/л). Связь выполнена следующим
образом: в маховик запрессовано шесть пальцев (д); нажимной диск (с)
НаДет на эти пальцы, для чего в нем пробиты шесть соответствующих
отверстий; опорный диск (Ь) просто привинчен к торцам упомянутых
пальцев винтами. Давление на поверхность нажимного диска произво-
дится шестью спиральными пружинами, создающими общее давление 135 кг.
Выключение сцепления производится длинным стержнем, пропу-
щенным через сквозное сверление в первичном валу и выведенным
НаРУЖу из картера коробки передач. Если нажать на этот стержень
Посредством какого-либо рычага, то он передвинется вперед (на чер-
341
на валу двигателя, в махо-
теме — влево) и о сожмет нажимной диск от ведомого диска (а). Очевидно
в таком положении вращение коленчатого вала и маховика не бу т’
уже передаваться ведомому диску и первичному валу коробки передан
так что мы будем иметь холостой ход. Шестерни в коробке могут быть
теперь введены в зацепление без резкого удара, после чего, отпуская
постепенно рычаг, который нажимает на толкающий стержень, можно
мягко связнь оба вала.
Преимуществом однодисковых муфт являются простота конструкции
незначительность инерции освобождающихся при выключении деталей и
Рис. 258. I—многодисковое сцепление с одной центральной пружиной;
// — многодисковое сцепление с несколькими пружинами.
выключения, т. е. почти полное отсутствие трения между сопри-
чистота
касающимися поверхностями в выключенном состоянии.
Однако их применение при возможных на мотоцикле габаритах огра-
ничена величиной передаваемого крутящего момента. При цепной пере-
даче муфта сцепления помещается на коробке передач, где передаваемое
крутящее усилие в 2%—3 раза больше, чем на валу двигателя. Это
вызывает необхопимость увеличения числа дисков.
Две типичные исполненные конструкции муфт сцепления показаны
в собранном виде на рис. 258.
Левый чертеж изображает сцепление мотоцикла, устроенно6
следующим образом. На первичном валу коробки передач закреплен
шпонкой и гайкой ведомый барабан Б. На втулке барабана установлен
шариковый подшипник, на котором посажена большая зубчатка А, свЯ
342
я цепью с двигателем. К ней приклепан ведущий барабан В. Оба
32 бана имеют продольные шлицы, в которые йходят выступы соответ-
юших дисков: с ведомым барабаном Б связаны четыре ведомых диска б,
С которых два крайние сделаны из более толстой стали; с ведущим
д3 ябаном В — три ведущих диска в. Чтобы уменьшить износ выступов,
° л яших в пазы барабанов, концы их отогнуты. Между ведомыми и
8 пущими дисками расположены шесть свободных кольцевых прокладок
з прессованной асбестовой массы. Нажимной диск А/ ихеет в центре
*’3убокую цилиндрическую выемку, в которой помещается пружина. Пру-
жина упирается одним концом в шайбу, закрепленную гайкой Г на
валу коробки передач, а другим — в дно выемки нажимного диска; следо-
вательно, отжимает его вправо. Таким сбразом, все диски будут зажаты
между крайним правым ведомым диском и нажимным, и ведомый бара-
бан будет вращаться вместе с зубчаткой А.
Несколько иная конструкция многодисковой муфты—на рис. 258, справа.
Основное отличие ее от предыдущей заключается в том, что вместо одной
центральной пружины здесь имеется шесть небольших пружин, распо-
ложенных по окружности. Ведомый барабан заменен ступицей Б, закре-
пленной на первичном валу коробки передач. На поверхности ее профре-
зе юваны шлицы, по которым скользит толстый нажимной диск Н. На
ней же установлен двойной радиально-упорный подшипник, на кото-
ром сидит цепная зубчатка А, отштампованная за одно целое с веду-
щим барабаном В. С барабаном В связаны своими выступами три ве-
дущих диска в; четвертым ведущим диском является внутренняя поверх-
ность самой зубчатки А. Три тонких ведомых диска б связаны с на-
жимным диском 77, и через него со ступицей Б, следующим образом.
В нажимном диске пробиты шесть отверстий, в которые вставлены
стальные гильзы. На эти гильзы и надеты ведомые диски. Между веду-
щими и ведомыми элементами помешаются семь свободных колец из
асбестовой массы. Пружины вставлены внутрь упомянутых гильз и упи-
раются одним концом в их донышки, а другим — в общую упорную
шайбу 7И, сидящую на шлицах ступицы Б и поджимаемую гайкой Г,
Завинчивание этой гайки продвигает шайбу 7И вдоль шлицов и увели-
чивает давление пружин. Таким образом, все диски оказываются зажа-
тыми между цепной зубчаткой А и нажимным диском Н. Для выклю-
чения дисков применен по обыкновению сквозной толкающий стержень,
пропущенный через первичный вал и упирающийся в колпак К, при-
крепленный несколькими шпильками к нажимному диску И. При переме-
1 ении стержня влево он отодвигает в ту же сторону колпак, который
оттягивает за собой нажимной диск.
Муфты с несколькими пружинами обладают тем преимуществом, что
пРи поломке одной или двух из них сцепление может еше действовать,
То время как поломка единственной центральной пружины сразу вы-
водит его из строя.
Из рассмотрения чертежей нетрудно убедиться, что давление пружин
Равн свешивается внутри самой муфты и не передается на вал
н робки передач (уравновешенное сцепление). Для выключения сцепления
од*10» очевидно, освободить диски от давления на них нажимной шайбы.
который для этой цели применяется, отчетливо виден на
I с* 233, 234, 237: вал коробки передач просверливается насквозь и в
343
сверление вставляется стальной стержень, который одним своим концом
упирается в нажимную шайбу, а другим соприкасается с червяком или
рычагом. При повертывании червяка или рычага стержень передвигается
влево и отодвигает нажимную шайбу в том же направлении. Осевое
перемещение стержня должно быть тем больше, чем больше количество
дисков; достаточная величина его 5—8 мм. При проектировании червяка
надо помнить, что он должен быть обратимым, т. е. угол подъема нарез-
ки необходимо взять больше угла трения.
Давление, которое надо произвести для выключения дисков, является
внешней силой по отношению к муфте и стремится сдвинуть ее всю це-
ликом, вместе с валом в осевом направлении. Эту осевую нагрузку, ве-
Рис. 259. Конусное сцепление мотоциклов
Пежо. 350 еж3.
личина которой зависит от
силы пружины и которая дей-
ствует только в периоды вы-
ключения сцепления, выдер-
живают вполне удовлетвори-
тельно радиальные шарико-
подшипники вала. При ро-
ликовых подшипниках надо
предусмотреть для этой цели
специальные упорные под-
шипники. Водитель произво-
дит выключение сцепления
нажимом педали или ручного
рычага, который помещается
на левой ручке руля и сое-
диняется боуденовским тро-
сом с выключающим меха-
низмом на коробкескоростей.
Иногда применяются оба
способа одновременно, что при известных условиях может представлять
некоторые удобства. Усилие на педали надо принимать не больше
10—12 кг. Для ручного рычага величина захвата ручки ограничивает ма-
ксимальный ход конца рычага пределами в 50 — 60 мм.
Таковы типичные конструкции муфт сцепления, применяемых на со-
временных мотоциклах.
Конусные муфты иногда еще находят себе применение. Пример од-
ной из таких конструкций известного французского завода Пежо дан
на рис. 259. Внешний стальной конус 7, несущий на себе цепную зуб-
чатку, свободно посажен на главном валу коробки передач на роли-
ковом подшипнике. Внутренний конус из бронзы скользит по шлицам
вала и прижимается к внешнему одной центральной пружиной. Выклю-
чение производится червяком 4 и толкающим стержнем, который ото-
двигает внутренний конус по направлению к коробке. При этом давление
пружины воспринимается стержнем и шариковым подшипником в кар-
тере коробки.
Сцепление работает в масле; угол конуса а — 9°; фрикционные по-
верхности— бронза по стали. Сила пружины—175 кг, что при-
мерно втрое превышает давление, необходимое для дисковых сцеплений,
рассчитанных на передачу такого же крутящего момента.
344
Для изготовления дисков применяется листовая углеродистая сталь
(например марки 35 по ОСТ В-1050-41, толщиной 1,5—2,5 мм). Фрик-
ционные прокладки изготовляют из феродо, пробки или прессованной
пробко-асбестовой массы (асбестит, райбест). Прокладки выполняются
в виде колец, приклепанных к дискам или свободных, либо в виде
отдельных вставок круглой или трапецевидной формы, для которых
в дисках пробиваются соответствующие отверстия.
72. Расчет дискового сцепления
Расчет сцепления сводится к определению необходимой поверхности
трения и силы пружин, сжимающих диски. Кроме того, некоторые детали
должны быть проверены на прочность: пружины—на скручивание, вы-
ступы дисков — на смятие.
Величина поверхности
трения и необходимая
сила нажатия пружин
определяются в зависи-
мости от передаваемого
муфтой крутящего момен-
та и допускаемого удель-
ного давлёния на обшив-
ку дисков.
Если \ Л1Л—макси-
мальный ромеит двига- Рис, 260.
теля; i передаточное
отношений между муфтой и двигателем, то крутящий момент, переда-
ваемый муфтой, равен Млч. Для надежности сцепления муфта рассчи-
тывается с некоторым запасом так, чтобы она могла передать несколько
повышенны момент:
Л4с=Жд*г.₽, (1)
где 3—коэфициент запаса.
Коэфициент 3 следует принимать не меньше 1,3, но и очень большие
значения егс (выше 2) нежелательны, во избежание излишней жесткости
сцепления.
Обозначая далее удельное давление на диски через р кг}см\ рабочую
площадь диска через / см2, радиус трения через R см и коэфициент
трения — р, пблучим, что момент, передаваемый одной парой трущихся
поверхностей,
= -f-R.
Радиус трения определяется согласно рис. 260, как полусумма наи-
большего и наименьшего радиусов обшивки:
7 ^ = Д,+Лг»).
*) р действительности этот радиус несколько большей выражается формулой
/ . 2.^13-^3
/ к 3 RJ-R<?'
Одщко получающаяся небольшая разница не имеет никакого практического
значения.
345
Коэфициент трения:
для феродо |х = 0,25 — 0,35,
для пробки у. = 0,35 — 0,40.
Большие значения относятся к сухому состоянию поверхностей; мень-
шие следует принимать в тех случаях, когда допускается возможность
попадания масла.
Удельное давление можно принимать:
для пробки р = 0,5 — 0,8 кг[см2,
для феродо р — 1,0 — 2,0 „
Суммарный момент, передаваемый муфтой при п трущихся поверх-
ностях:
Mz — tnx-n = p’p-f-R-n. (2)
Или, объединяя равенства (1) и (2):
Л4Д • i • р = [х -р -f- R- п. (3)
По этой формуле и производится проверка конструктивно-принятых
размеров дисков и числа их.
Необходимая сила пружин Р для создания удельного давления
р кг1см2, очевидно, будет:
P = P'f- (4)
Расчет пружин на прочность рассмотрен уже нами выше, в § 50,
и может быть полностью применен и для сцепления, с той лишь раз-
ницей, что здесь, ввиду спокойной нагрузки пружин, можно допускать
значительно более высокие напряжения скручивания, чем в клапанах'
Rs = 6000 — 7000 кг/см\
Проверка зубьев на смятие производится на основании /следующих
соображений. Пусть R2—радиус окружности, проведенной через середину
высоты зубьев (рис. 260). Тогда давление на зубья
Q—/
Если суммарная толщина рассматриваемой серии диско Ев и высота
зубьев h, то площадь, воспринимающая давление;
F=Ze-h-
Отсюда напряжение смятия:
а= *? = _ (5)
F Rg-^e-h '
Допускаемое напряжение смятия: 500 — 700 kzJcm*.
Пример. Рассчитать дисковую муфту с пробковыми вкладышами для
мотоцикла, двигатель которого развивает максимальный крутящий ьюмен
Л4д = 220 кг-см.
Передача от двигателя на муфту сцепления I = 2,15. .
Конструктивные размеры дисков, согласно рис. 260, определились ак
/?} = 7,2сл; /?2 = 4,3cjk; диаметры пробок 1,6 и 1,2см\ число их по 23 кажх
размера. \
346
При этих данных полезная площадь одного диска :
/= .234- 2^-23 = 72 см*.
радиус трения
п 7,2 ~Ь 4 3 р к о
R =-----~— = 5,75—5,8 см.
Удельное давление па пробки принимаем р = Ъ,7 кг/см2.
Коэ^иииент трения, допуская возможность замасливания, берем р. = 0,35.
Число трущихся поверхностей примем пока п = 4 (при двух пробковых
дисках).
П| и этих условиях будем иметь из уравнения (3):
220 - 2,15 ₽ = 0,35 ‘ 0,7 • 72 • 5,8 • 4 = 410.
Отсюда коэфициент запаса:
е = ^<1
‘ 473 ’
что недопустимо.
Добавим еще один пробковый диск, т. е.
трен> я до п = 6.
Тогда по уравнению (3)
0,35-0.7.72-5,8-6 =
₽= 220-2,15
увеличим число поверхностей
615-13
473“ ’
Такой коэфициент запаса можно считать нормальным и потому останавли-
ваемся на шести поверхностях трения, при которых будем иметь три ведущих
диска с пробками и четыре ведомых без обшивки.
Необходимая сила пружины при включенном сцеплении:
Р = f-p — 72-0,7 «= 50,4 кг.
При выключении сцепления эта сила увеличивается на 15—20%» т. е. будет
около 60 кг, что составит при шести пружинах по 10 кг на каждую. На эту
силу и должна быть рассчитана прочность пружин (см. § 50).
Проверим на смятие зубья ведущих и ведомых дисков
а) Внешние зубья ведущих дисков. ГЬсть высота зубьев Л=2 мм = 0,2 см;
толщина лиска £=0,2 см; ££=0,2-3=0,6 см; радиус /?2=7,5 см.
На основании уравнения (5) имеем:
220-2,15 ___ . ,
7,5-0,6-0,2 =53° •
б) Внутренние зубья ведомых дисков. Высота зубьев Лг—0,3 см; число ихг=8
толщин! дис-а £=0,2 см; ££=02-4=0,8 см; RZ=4Q см.
При этих данниых
с =____220’2’15 . =500 кг/см?.
4,0-0,8-0,3 1
8 (боих
случаях напряжения являются допустимыми.
ЧАСТЬ ЧЕТВЕРТАЯ
ХОДОВАЯ ЧАСТЬ МОТОЦИКЛА
ГЛАВА XIV
РАМЫ
73. Трубчатые рамы
Конструкция мотоциклетной рамы долгое время развивалась и совер-
шенствовалась не столько на основании каких-либо теоретических сооб-
ражений, известных из строительной механики, сколько под давлением
практической необходимости и указаний, которые давал непосредствен-
ный опыт.
Первоначальным прототипом мотоциклетной рамы послужила рама
велосипеда, в которую постепенно стали вводить изменения, вызывав-
шиеся необходимостью помещения двигателя, коробки передач и проч.,
необходимостью создать более удобное и безопасное положение для
водителя или, наконец, требованиями прочности. В последнем отношении
применялось, главным образом, практическое правило: усиливать ту часть,
которая ломается, до тех пор, пока она не перестанет ломаться.
Признаки всей этой эволюции можно проследить по рис. 2(1, на
котором изображен тип рамы, наиболее распространенный лет тридцать
тому назад и почти вышедший из употребления в настоящее время.
Опыт показал, что для удобства езды необходимо значительно по-
низить положение седла, сравнительно с велосипедом, чтобы в случае
надобности можно было, не сходя с машины, поставить ноги на землю.
Расстояние седла от земли составляет теперь у мотоциклов от 63 до 70 см.
Чтобы удовлетворить этому требованию, изогнули верхнюю трубу
1 книзу. Тогда она стала ломаться. Пришлось ее усилить второй гори-
зонтальной трубой 2. Для помещения двигателя оказалось необходимым
раздвинуть трубы 3—4, поместив вместо велосипедного „средника
картер двигателя.
Для помещения коробки ск ростей пришлось добавить площадку ,
придав ей совершенно случайную форму. Трубки задней вилки не
редко изгибались самым причудливым образом, чтобы дать место для
ременного или цепного привода, и т. д.
Такие рамы получили название открытых на том основании, что
между передней и подседельной трубами осуществлялась самим к
ром двигателя. П чти одновременно возник и другой тип рам, в
рых трубы 3 и 4 изготовлялись из одного куска и образовывали у >
охватывающую картер мотора снизу. Такие закрытые рамы не
348
защищали картер от повреждений и освобождали его от напряжений,
взываемых деформациями рамы. В настоящее время применяются пре-
имущественно рамы закрытого типа.
Нетрудно видеть, что и в той и в другой конструкции не соблю-
но элементарное требование строительной механики, заключающееся
в гом, что отдельные стержни фермы должны работать на растяжение
г и на сжатие, но не на изгиб, а прочность узловых соединений должна
быть обусловлена самим расположением стержней, а не толщиной мате-
риала. Чтобы удовлетворить этим требованиям, отдельные элементы фермы
сое щняют, как известно, в виде треугольников, а сами стержни делают
прямыми.
lPhc. 261. Открытая рама старого типа.
Прочность рамы, изображенной на рис. 261, напротив, основана только
на крепости самого материала. Чтобы достичь в этом отношении удовле-
творительных результатов, приходилось доводить диаметр главных труб
До Р/з (38_лдч) и соединять их массивными литыми или коваными муфтами,
которые, собственно, одни только и обеспечивали неизменяемость формы
рамы.
Однако если таким путем и удавалось достичь достаточной прочности
рамы в отношении вертикальной нагрузки или усилий, действующих в пло-
скости рамы, то поперечная жесткость рамы, способность ее сопротивляться
с Ручивающим усилиям, вызываемым боковыми силами от передней вилки
и и прицепной коляски, оставляли все-таки желать многого.
Первым шагом вперед в этом направлении было раздвоение передней
ТРУ ы, как показано на рис. 262.
Такие пространственные рамы оказались значительно долговечнее,
в Особенности в случае применения прицепной коляски, которая довольно
быстро искривляла рамы плоского типа.
349
Дальнейшее усовершенствование формы рамы привело к конструкциям,
не имеющим уже почти ничего общего с первоначальным прототипом
и специально приспособленным к требованиям мотоцикла.
Примеры таких рам воспроизведены на рис. 263 и 264.
Современные тенденции постройки рамы выражены в них довольно
ярко. Прежде всего мы видим здесь, что в основу конструкции положены
принципы нормальной строительной фермы, но не плоской, а простран-
ственной; общая форма рамы как в плане, так и в боковом виде пред-
ставляет собой сочетание треугольников. Отдельные трубы рамы прямые.
Надобность в массивных соединительных муфтах отпадает, и они могут
быть даже заменены простыми болтами, как мы это и видим на примере
рамы, показанной на рис. 263, п; эта рама собрана без применения пайки
и легко разбирается на отдельные части. Диаметры труб без всякого
ущерба для прочности значительно уменьшены. Во всех трех конструкциях
Рис. 265. Соединение труб
с головкой рамы.
достойно внимания специальное усиление задней вилки, которая у мото-
цикла всегда нагружена сильнее остальных частей рамы не только весом
водителя, но и натяжением цепи и силой тяги, вызывающими одно из
самых больших напряжений в трубах рамы. Вполне целесообразно поэтому
введение в конструкцию дополнительных распорок.
Соединение отдельных стержней рамы болтами по типу рис. 263, а
все же несколько ослабляет жесткость конструкции, и такие разборные
рамы находят себе применение большей частью для легких мотоциклов.
В большинстве случаев для образования узлов применяются кованые или
литые (из ковкого чугуна) детали, которые спаиваются медью или сва-
риваются с трубчатыми стержнями. Впрочем, и при такой неразбор-
ной конструкции задняя вилка все же нередко присоединяется к основ-
ной части рамы на болтах (рис. 261).
Наиболее употребительная конструкция узлов трубчатых рам пока-
зана на рис. 265. Здесь трубы вставлены и впаяны внутрь соответ-
ствующих сверлений узловой детали. Концы соединительных отростков
обтачиваются снаружи на конус с постепенным уменьшением толщины
352
их стенок, чем достигается некоторая эластичность соединения. В про-»
тивном случае трубы дают трещины или обрываются в пограничном се-
чении.
Реже применяется другой способ образования узлов, при которых
трубы надеваются поверх отростков соединительной детали и усиливаются
внутренними вкладышами. Такие соединения менее прочны, но придают
раме более гладкий вид.
Рис. 267. Сварная рама мотоцикла М-72.
На рис. 266 показана конструкция головки трубчатой рамы, выпол-
ненная штамповкой из листового материала и сваркой.
Современные методы сварки допускают изготовление трубчатых рам
и без применения соединительных муфт путем непосредственной сварки
труб встык.
Пример подобной конструкции дан на рис. 267, изображающем свар-
ную трубчатую раму мотоциклов М-72. Все четыре основных трубы рамы
приварены встык к рулевой головке Таким же образом соединены и задние
концы труб. Трубы в данном случае имеют овальный профиль, посте-
пенно уменьшающийся по мере удаления от головки, т. е. наиболее на-
пряженного узла.
23 А. М. Иерусалимский. S13. 353
74. Рамы из листовой стали
Изготовление трубчатых рам, требующих большого количества пайки
или сварки, не может быть значительно механизировано. Процесс вы-
гибания труб представляет собой довольно сложную и кропотливую опе-
рацию, требующую сравнительно высокой квалификации рабочих и тща-
тельного контроля. Многочисленные соединительные детали, кованые
или отлитые из ковкого чугуна, нуждаются до сборки рамы в механи-
ческой обработке. Наконец, сам материал для изготовления рамы должен
обладать высокими качествами. Все это приводит к тому, что труб-
чатая рама является одной из самых дорогих и трудоемких частей
мотоцикла.
Стремление удешевить раму и упростить ее производство вызвало
появление рам, штампованных из листовой стали.
В практике отечественного мотоциклостроения рамы из листовой
стали, толщиной 21/2—3 мм, пользовались в свое время наибольшим
распространением.
Имеется два типа этих рам. Первый из них изображен на рис. 268.
Рама в данном случае состоит из двух одинаковых боковин, штампо-
ванных из листовой стали и сваренных в передней части; здесь же
вставлены два угольника, поддерживающие чашки подшипников
рулевой колонки. Весь двигатель и части передачи помещаются внутри
рамы.
Для крепления их служат поперечные траверсы, приваренные к бо-
ковинам. Получается таким образом монолитная, весьма прочная кон-
струкция. Поперечная жесткость рамы, которую листовой материал
сам по себе не может обеспечить, достигается применением двух
боковин, образующих пространственную ферму.
Штамповка рамы из целого листа с производственной точки зрения
обладает тем неудобством, что сопряжена с получением большого ко-
личества обрезков (которые не вполне могут быть использованы) и требует
довольно сложного прессового оборудования Более экономное исполь-
зование материала и более простая работа получаются в том случае,
если штамповать или прокатывать отдельные элементы рамы по частям
и затем соединять их болтами, заклепками или сваркой. Этот тип рамы
был принят у нас для мотоциклов Л-300, Л-8, ИЖ-8 и представлен на
рис. 269 и 270. Как видно из чертежей, рама состоит из отдельных эле-
ментов довольно простого профиля, допускающего изготовление не только
штамповкой, но и прокаткой.
Отдельные части соединяются болтами и в некоторых местах свари-
ваются.
Вес рам из листового материала мало отличается от веса трубчатых
рам. Сталь применяется малоуглеродистая, например марки 25 по Г0С1
В-1050-41.
75. Рамы смешанной конструкции
Компромиссная конструкция рамы, состоящая частью из кованых, ча-
стью из трубчатых эламентов, предложена была заводом BSA в 1930 г.
получила с тех пор довольно широкое распространение. Верхняя основ
354
Рис. 268. Рама мотоцикла 125 см3.
Рис. 269. Рама из отдельных штампованных частей.
часть рамы, вместе с рулевой головкой, представляет здесь кованую
стальную балку двутаврового профиля, показанную на рис. 271.
Рис.'270. Детали штампованной рамы.
Остальные части рамы сделаны из труб и соединяются с верхней
балкой и между собой при помощи болтов. Таким образом, и в этом
случае удается уменьшить и
упростить пайку, механизиро-
вать производство и понизить
стоимость рамы.
76. Задняя рессорная под-
веска рамы
Передний конец рамы, т. е.
рулевая головка, опирается на
вилку переднего колеса, кото-
рая всегда выполняется пру-
жинной. Задний конец рамы по
осью заднего колеса и остается
Рис. 271. Верхняя балка рамы BSA.
большей части жестко соединяется с
таким образом неподрессоренным. Рес-
сорная подвеска заднего конца рамы на мотоциклах применяется сравни-
тельно редко, потому что здесь она не является столь необходимой как
для автомобилей. Действительно, сам водитель мотоцикла составляет зна-
чительную часть общего веса машины. Этот живой вес „подрессорен
во-первых, собственными ногами, которые опираются на подножки и яв-
ляются естественными амортизаторами на плохой дороге, и, во-вторых,
пружинным седлом.
Другая причина заключается в том, что мотоцикл движется только
по одной колее, и потому неровности дороги вызывают лишь вертикаль-
ные колебания концов рамы, что при правильном распределении веса и
хорошей передней вилке не создает больших неудобств для водителя,
располагающегося посредине рамы. Между тем четырехколесный экипаж
испытывает весьма сложные колебания, когда, например, одно из колес
попадает в выбоину или наезжает на препятствие. Применение так назы-
ваемых баллонных шин увеличенного профиля и с малым давлением воз-
духа еще более повысило комфорт езды и уменьшило надобность в рес-
сорной задней подвеске. Все эти причины, а также повышенная стоимость
подрессоренных рам, и ограничивают их применение на мотоциклах.
357
Однако второй пассажир мотоцикла, располагающийся на багажнике
как раз над осью заднего колеса, находится в гораздо менее благопри-
ятных условиях, чем водитель, и испытывает более сильную тряску. При
рессорной подвеске его удобства значительно улучшаются. Так же надо
считать весьма желательной заднюю рессорную подвеску при работе мо-
тоцикла с боковой прицепкой. Кроме того, она лучше обеспечивает по-
стоянный контакт между ведущим колесом и дорогой. Колесо реже отры-
вается от поверхности дороги, меньше буксует в воздухе, что позволяет
полней использовать мощность двигателя для достижения максимальной
скорости.
Рессорная подвеска заднего конца рамы известна уже очень давно,
и варианты ее весьма разнообразны. Однако все их можно свести
к трем основным принципиальным схемам (см. рис. 272). Первая
схема («) состоит в том, что задняя вилка соединяется с рамой шарни-
ром О, а ее раскосы—пружинами (спиральными или листовыми). Таким
образом, ось заднего колеса может перемещаться по дуге с центром
в точке О. Кроме самого колеса неподрессоренной остается вся задняя
Рис. 272. Схемы задней рессорной подвески.
вилка, имеющая до-
вольно значительный
вес. Его можно, впро-
чем, уменьшить, при-
близив шарнир О к
концу рамы.
В другой схеме (в)
ось колеса переме-
щается прямолинейно.
Концы ее закреплены,
в двух направляющих втулках, которые скользят вдоль стержней
неподвижно установленных в раме. Скользящая втулка помещена между
двумя пружинами, из которых верхняя воспринимает нагрузку, а нижняя
играет роль буфера (часто она заменяется резиновым блоком). В настоя-
щее время это наиболее распространенная схема. Вес неподрессоренных
частей здесь минимальный. Пружины закрываются телескопическими ко-
жухами. Третья схема (б) является комбинацией предыдущих, т. е. соче-
тает прямолинейное и круговое движения. Ось колеса закреплена на кон-
цах двух поводков, которые шарнирно соединены со скользящими втул-
ками и посредством серег—с рамой (или, наоборот, серьги соединяются,
со скользящими втулками, а простые шарниры соединяют концы повод-
ков с рамой). Характер перемещения оси колеса ясен из схемы.
На рис. 273 приведены примеры исполненных конструкций задней
подвески: подвески с и Ь, выполнены по первой схеме, подвеска е,
применяющаяся, в частности, на мотоциклах М-72,—по второй; к третьей
схеме относятся подвески а и d.
77. Проектирование рамы
Проектирование рамы начинается с вычерчивания эскиза общего вида
мотоцикла с целью определения конфигурации рамы и габаритных ее
размеров. При этом размеры двигателя, коробки передач и способы их
крепления должны быть уже известны. Остальные данные, необходимые
358
Г---------------------------------------------------------------------
для конструирования, приведены в § 3 и иллюстрируются рис. 17. Они
могут быть дополнены и уточнены обмером выполненных конструкций
подходящего типа *). Располагая этими данными, нетрудно установить
графически необходимые формы рамы и длину отдельных ее элементов.
Что касается поперечных размеров рамы, то расстояние между крайними
точками в нижней части рамы определяется, во-первых, габаритом и усло-
Рис. 273. Детали задней рессорной подвески.
виями крепления двигателя и, во-вторых, величиной угла у, указанного
на рис. 17: крайние нижние точки рамы не должны выступать за пределы
этого угла, чтобы при максимальном крене машины на поворотах была
исключена возможность касания рамы или подножек к поверхности дороги.
Это обстоятельство заставляет ограничивать ширину нижней части рамы
пределами 200 — 250 мм
Ширина в свету задней вилки определяется чисто практическими тре-
бованиями: она должна быть достаточна для прохода пневматиков выбран-
*) Данные по выполненным конструкциям см. Мотоциклетный справочник.
359
ного размера, который в настоящее время редко бывает меньше 3,25—3,5₽
а для тяжелых машин доходит до 4,5—4,75". Кроме того, при цепной
передаче необходимо обеспечить зазор не менее 10—12 мм между цепью
и покрышкой колеса, а также зазор между покрышкой и грязевым щит-
ком— минимум в 30—35 мм. Для выполнения всех этих условий при-
ходится назначать ширину задней вилки в свету не менее 200 м и.
Далее возникает вопрос о выборе размеров сечений отдельных эле-
ментов рамы. Подойти к решению этого вопроса теоретическим путем
не представляется возможным, так как наиболее опасные напряжения
в раме возникают от нагрузки динамического характера, которая не мо-
жет быть представлена в сколько-нибудь достоверном количественном
выражении. Кроме того, сама конфигурация рамы лишь в редких случаях
может быть сведена к таким геометрическим формам, которые позволяли
бы с достаточным приближением опре-
делить напряжения в отдельных стерж-
нях, даже если предположить, что
внешние силы, действующие на раму,
найдены тем или иным путем.
Рис. 275.
Рис. 274.
С указанными оговорками можно предложить следующий метод по-
верочного расчета рамы, который если и не дает картины действитель-
ных напряжений, то все же позволяет сравнить отдельные рамы по их
прочности и оценить правильность выбранных размеров.
С этой целью предлагается рассматривать раму как балку неправиль-
ной формы, лежащую на двух опорах и нагруженную согласно рис. 274
сосредоточенными грузами от веса водителя и отдельных агрегатов машины.
Если принять во внимание сказанное в § 4 относительно положения
центра тяжести, то схему нагрузки можно еще более упростить согласно
рис. 275, т. е. допустить, что рама нагружена одной сосредоточенной
силой G', приложенной в центре тяжести мотоцикла. Такое допущение
создает более тяжелые условия нагрузки рамы и, следовательно, повышает
надежность расчета.
Силу G' определяем на основании следующих соображений. Она соста-
вляется из полного веса мотоцикла и водителя за вычетом веса колес
и передней вилки, который можно принять в среднем в 35 кг. Для учета
динамической нагрузки увеличиваем полученную разность втрое, т. е
принимаем
G'=3 • (О—35),
где G—полный вес машины с водителем.
360
Коэфициент 3, которым учитывается соотношение статической и ди-
намической нагрузок, принят по следующим основаниям. Прогиб пружин
передней вилки в статическом состоянии не превышает обычно 2Ча—Зсм.
При ударах, возникающих в® время езды по плохой дороге, этот прогиб
увеличивается иногда на 5—6 см. Так как сжатие пружин можно считать
пропорциональным нагрузке, то отсюда и следует, что динамическая
нагрузка превышает статическую приблизительно в три раза.
Максимальный изгибающий момент от силы G' имеет место в сечении
/Ш и равен:
Для всякого другого сечения он может быть определен по эпюре
моментов.
Для определения момента сопротивления рамы в исследуемом сечении
на рис. 276 представлены примерные поперечные разрезы рам по АВ;
одной — трубчатой, двойной, дру-
гой— коробчатого профиля. Мо-
менты инерции каждого отдель-
ного сечения должны быть отне-
сены к нейтральной оси х—х наг
основании известной зависимости:
где J —момент инерции относи-
тельно новой оси, А — расстояние
между осями в см hF—площадь
сечения в см2.
Суммарный момент инерции поперечного сечения рамы:
Jab =
Момент же сопротивления его:
117=—.
е
Напряжение материала:
с— -'-кг 1см2.
ГУ
Проверка выполненных конструкций по этому методу дает следую-
щие значения:
IT =100— 150 см3,
<г = 75 — 150 кг1см2,
откуда следует, что рамы мотоциклов изготовляются с весьма большим
запасом прочности.
В качестве материала для трубчатых рам идут стальные трубы диа-
метрами от 22 до 32 мм (V8,z—l1//')» с толщиной стенок 2—21/2мм.
Наибольший диаметр имеют обыкновенно подседельная и передняя
трубы (30—32 мм). В двойных рамах передняя труба раздвоена, вслед-
ствие чего диаметр ее уменьшают до 22—26 мм. Диаметр верхней
361
трубы рамы 28—30 мм. Задняя вилка изготовляется по большей части
из труб диаметром ~ 22 мм.
Для рам из листового материала можно назначать сталь, соответствую,
щую марке 25 по ГОСТ 914-41, толщиной 2х/2—3 мм.
После установления общих размеров рамы разрабатываются детали
крепления двигателя, коробки скоростей и пр. При этом должно быть
проверено положение линии цепей относительно оси рамы (см. § 66).
ГЛАВА XV
ПЕРЕДНЯЯ ВИЛКА И РУЛЕВОЕ УПРАВЛЕНИЕ
78. Конструктивный обзор
Передняя вилка мотоцикла выполняет одновременно две функции:
она служит, во-первых, для повертывания переднего колеса относительно
средней плоскости рамы и, следовательно, может быть рассматриваема как
деталь рулевого управления, и, во-вторых, — она амортизирует удары
переднего колеса о неровности дороги, так как одного смягчающего
влияния пневматиков недостаточно при тех больших скоростях и весе
машины, какие свойственны мотоциклу. С этой точки зрения она
является деталью рессорной подвески рамы.
Для осуществления первой задачи вилка шарнирно связывается с ра-
мой при помощи головки, устанавливаемой на двух упорных шариковых
или роликовых подшипниках, и может быть повертываема вокруг своей
оси посредством руля.
Для осуществления второй задачи головка вилки, жестко связанная
с рамой соединяется с колесом через систему промежуточных подвиж-
ных элементов, равновесие которых обеспечивается пружинами, пластин-
чатыми рессорами или резиновыми деталями.
Чтобы выяснить принципы конструкции передних вилок, рассмотрим
силы, действующие на ось переднего колеса, предполагая сначала жест-
кое закрепление ее в вилке, подобное тому, какое мы имеем на вело-
сипедах.
При неподвижном мотоцикле на ось колеса и, следовательно,
на нижний конец вилки будет действовать только опорная реакция, рав-
ная нагрузке на переднее колесо G± (рис. 277). Вследствие наклон-
ного положения вилки эта сила разлагается на две составляющих:
P1=Gl- cos а и = Gl • sin а, из которых первая направлена парал-
лельно оси вилки, а вторая — перпендикулярно к ней. Сила Рг произво-
дит сжатие стоек вилки, сила изгибает их моментом, равным произ-
ведению Nl на длину стоек.
При движении мотоцикла нагрузка на переднее колесо, как мы знаем,
несколько уменьшается (§ 18, 69), соответственно чему уменьшаются
и величины сил и /э1. При торможении происходит обратное явление.
Таким образом силы Р и 7Vt не являются постоянными и во время дви-
жения мотоцикла несколько изменяют свою величину. Кроме них на ось
колеса действует сила Rj, представляющая собой сопротивление качению
переднего колеса (рис. 277-//) Пренебрегая весьма малыми величинами со-
362
противления воздуха и трения в подшипниках колеса и обозначая
коэф*
Яг=
алгеб]
движении по совершенно гладкой дороге. При наезде колеса на препят-
ствие ко всем этим силам добавляется еще реакция /?, действующая на-
клонно по направлению радиуса колеса. В общем случае ее направление
не совпадает с осью вилки, образуя с ней угол ₽, величина которого
зависит от высоты препятствия, радиуса колеса и наклона самой вилки.
Во всяком случае, при тех неровностях, которые обычно встречаются
на обыкновенных дорогах, направление силы R весьма мало отклоняется
от оси вилки или даже совпадает с нею, так что угол р изменяется от нуля
до 5—10°. Например,
при высоте препят-
ствия около 4 см, ра-
диусе колеса 34 см и
наклоне передней вил-
ки 65 угол й^7°.
Разлагая силу R по-
прежнему на две со-
ставляющих, получим
силы Р3 и N3, напра-
вленные согласно рис.
277-//\Ввиду незначи-
тельности угла [В соста-
вляющая Р мало отли-
чается от R, например,
при £ = 7° сила Р3 —
= A’-cosp = 0,99 R.
Таким образом
вдоль оси вилки бу-
дет действовать сум-
марная сила Р = Р-\-
в попереч-
ном направлении сила
N=Nt— TV2 — 7V3.
Очевидно, первая из этих суммарных сил при всех обстоятельствах
(за исключением разве прямого удара в стену, на который рассчитывать
вилку бесполезно) будет больше второй, которая при некоторых усло-
виях может быть близка к нулю.
Таким образом наклон передней вилки разгружает ее от изгибаю-
щих моментов.
Особый случай представляет резкое затормаживание переднего ко-
леса, когда оно доводится до скольжения. В этом случае нагрузка G
на переднее колесо может на 60—70°/0 увеличиться по сравнению со
статической нагрузкой, т. е. возрасти ,до величины G2=l,6—1,7 Gv
Реакция торможения Т, приложенная к точке касания колеса с дорогой,
определяется как произведение G2 на коэфициент сцепления, который
может доходить до 0,7.
Таким образом Т = 0,7 • О2.
шиент сопротивления качению через у, мы можем написать, что
f • GL. Сила 7?^ также разлагается на составляющие Р2 и М, которые
раически складываются с силами и Р . Так обстоит дело при
363
Сложив силы Т и G2 как показано на рис. 277-/V, определим их
равнодействующую /?, которая изгибает вилку моментом 7ЙИЗ =
Заменяя его равным моментом Д;4 • /=/?• а, можно найти величину
силы Nit нормальной к оси вилки:
аг
где I—расстояние от оси колеса до нижней точки закрепления вилки
в раме.
Эта сила может значительно превосходить силу и потому должна
быть принимаема при расчете вилки на прочность (см. § 82).
Что касается силы Л/2, то ввиду незначительности сопротивления
качению ею можно вообще пренебречь.
В случае жесткой вилки сила Р непосредственно передается раме и
является основным фактором, подлежащим амортизации.
Рис. 278. Схемы передних вилок.
Следовательно, целесообразной будет такая конструкция рессорной
вилки, при которой воспринималась бы рессорами именно сила Р, дей-
ствующая параллельно оси вилки.
На практике передние вилки и выполняются за редкими исключениями
так, чтобы упругие колебания оси колеса совершались или прямолинейно
в направлении продольной силы Р, или по дуге, касательной к этой силе.
Принципиальные схемы таких конструкций представлены на рис. 278-/.
На рис. 278-/ дана схема так называемой параллелограмной вилки; здесь
ферма, опирающаяся на ось колеса, связана с головкой шарнирным четы-
рехугольником и перемещается параллельно оси головки, причем, однако,
расстояние между В и А изменяется.
На рис. 21^-11 перемещение оси колеса О и связанных с нею элементов
также происходит прямолинейно и параллельно рулевой головке, но рас-
стояние между А и В сохраняется неизменным, так как наконечники
вилки, опирающиеся на ось колеса, скользят по неподвижным напра-
вляющим, укрепленным на жесткой части вилки (телескопическая вилка)
Рис. 278-///,/V и V поясняют другой способ амортизации продольной
силы Р, при котором ось колеса О перемещается по дуге, касательной
к направлению этой силы, вращаясь вокруг неподвижного центра а.
364
Рис. 279. Схемы передних ви-
лок.
Пружинные стойки опираются в точке b на сережки, шарнирно соедн-
и ющие Оса, причем, как показывают схемы, точка опоры b может
быть расположена различным образом: между точками О и а, впереди
или позади их. В первом случае жесткая часть вилки толкает перед собой
ось колеса, и серьги работают на сжатие, в двух других—она тянет за
собой колесо, и серьги подвергаются растяжению. Легко себе предста-
вить, что во всех рассмотренных случаях спиральные пружины, показан-
ные на схемах, могут быть заменены листовыми рессорами, что в дей-
ствительности нередко и применяется.
Вилки, построенные на другом принципе, при котором колебания оси
колеса совершаются в направлении поперечной силы N или касательно
к ней, в настоящее время вышли из употребления, так как, во-первых,
они не обладают достаточной прочностьк
действующих на вилку, и, во-вторых, пл<
силы, которые больше всего ощущаются
при езде. Схема такого устройства пока-
зана на рис. 279-Z, изображающей так на-
зываемую маятниковую вилку.
Несколько лучше в этом отношении
вилки, представляющие компромиссное ре-
шение задачи и воспринимающие частично
как силы Р, так и N. Конструкцию их
поясняет рис. 21^-11, из которого видно,
что ферма, опирающаяся на ось колеса,
связана с головкой только одной парой
серег, допускающих перемещение оси ко-
леса в направлении силы Р. Вместе с тем
возможно перемещение ее и в направле-
нии силы N. В результате точка О опи-
сывает некоторую сложную траекторию
при одновременном действии двух пру-
жин, показанных на схеме. Всё же вилки
димой устойчивости управлению машиной
пространения.
Примеры конструктивного оформления передних вилок рассмотренных
типов даны на рис. 280—283.
Рис. 280 и 281 изображают параллелограмные вилки. Вилки этой
группы состоят из двух параллельных ферм из стальных труб или ли-
стовой стали, соединенных вверху и в средней части двумя трубчатыми
поперечинами, сквозь которые проходят оси шарниров; рулевая головка
вилки связана с этими осями четырьмя серьгами. Пружины, одна или
несколько, располагаются обычно между боковыми фермами, по большой
Диагонали параллелограма, образованного четырьмя шарнирами. В этом
случае пружины работают на сжатие. Реже встречается расположение
пружин по малой диагонали параллелограма, причем они работают на
Растяжение. Пружины могут быть также вынесены за пределы параллело-
грама, как показано на одной из фигур на рис. 280: здесь пружины
опираются верхним концом на нижнюю поперечину рулевой головки
Пилки, а нижним — на специальные кронштейны, приваренные к трубам
фермы. При таком расположении пружины несколько более доступны
365
в отношении боковых сил,
о амортизируют именно те
и этого типа не дают необхо-
и не получили широкого рас-
для Осмотра Или Замены. Вместо пружин Могут быть применены также
резиновые кольца, работающие на растяжение.
Так как вилку можно рассматривать как консольную балку, то опас-
ное сечение ее находится, очевидно, у нижнего шарнира. Чтобы обеспе-
чить в этол месте наибольший момент сопротивления, фермам придают
треугольную или ромбовидную форму. Трубчатые вилки хорошо выдержи-
Рис. 281. Параллелограмная вилка.
вают также и поперечные изгибающие усилия, действующие нормально
к плоскости колеса и только для тяжелых машин, предназначенных для
езды с боковой коляской, трубы усиливают иногда наклонными боковыми
растяжками, как это видно на рис. 280 (правая фигура). При изготовле-
366
ции вилок из листовой стали, для увеличения поперечной жесткости,
делают в боковинах фасонные выдавки, а края их отбортовывают, обра-
зуя таким образом по контуру фермы полку шириной 8—10 мм
(рис. 281).
Концы труб, образующих ферму, соединяются штампованными узло-
выми деталями и свариваются или спаиваются медью Фермы из листо-
вого материала выполняются обычно разборными. С этой целью трубча-
тые поперечины снабжаются фланцами, которые и прикрепляются
к боковинам при помощи болтов (рис. 281).
Оси шарниров закрепляются в сережках неподвижно, на резьбе,
причем должна быть обеспечена возможность подтяжки соединений для
устранения люфта, появляющегося с течением времени вследствие износа
трущихся поверхностей сережек и поперечных трубок.
Основным недостатком параллелограмных вилок надо считать боль-
шой вес неподрессоренных частей, к которым кроме самого колеса от-
носится в данной конструкции тяжелая ферма вместе с укрепленным
на ней грязевым щитком
В этом отношении более целесообразна конструкция телескопиче-
ской вилки, представленная на рис. 282. Она относится к той же группе
вилок, у которых ось колеса перемещается прямолинейно (рис. 278-//),
но в противоположность параллелограмным вилкам основные
трубы /, воспринимающие изгибающие усилия, здесь подрес-
сорены, т. е. жестко связаны с рулевой головкой и не участвуют
в колебательных движениях колеса так же, как и прикрепленный к ним
щиток. Подвижной частью являются здесь сравнительно легкие трубча-
тые наконечники 2, скользящие вдоль основной трубы. Движение их напра-
вляется двумя втулками, из которых нижняя закреплена на конце основной
трубы, а верхняя вставлена в наконечник 2. Уменьшение неподрес-
соренных масс весьма благоприятно сказывается на устойчивости управ-
ления, мягкости подвески и износе покрышек. К положительным сторо-
нам данной конструкции надо отнести также отсутствие шарниров,
всегда являющихся слабым местом пружинных вилок*).
Представительницей второй группы вилок с перемещением центра колеса
по дуге круга (согласно ///, IV и V на рис. 278) может слу-
жить вилка, изображенная на рис. 283. Здесь так же, как и в преды-
дущей конструкции, изгибающие усилия воспринимаются жесткой вил-
кой /, стойки которой выполнены в данном случае из листовой стали.
Подвижная вилка 3 корытного профиля опирается нижними концами
на качающиеся серьги, которые в точке О связаны с осью колеса При
встрече колеса с препятствием ось колеса движется вверх по дуге круга
вместе с илкой 3, причем вместо спиральных пружин здесь использо-
вана листовая рессора. Грязевой щиток прикреплен к жесткой вилке 1
и в колебаниях колеса и вилки не участвует (рис. 283).
Положительным качеством этого типа вилок является незначительность
веса неподрессоренных частей со всеми вытекающими отсюда преимуще-
ствами, отмеченными выше. Слабое место их — быстрый износ нижних шар-
ниров, трущиеся поверхности которых по необходимости имеют небольшие
*) Детали гидравлического амортизатора этой вилки см. дальше, § 82
367
размеры, плохо удерживают смазку и легко загрязняются вследствие от-
крытого своего положения.
Таковы наиболее популярные и оправданные практическим опытом
устройства передних вилок.
Рис. 282. Телескопическая вилка мотоцикла 350 см3.
1 основная тпуба; 2 — скользящий наконечник; 3 и 4 — подшипники, 5
Ж автора.
Конструктивный пример выполнения вилки с м а ят н и к о вы м дви-
жением нижнего конца дан выше на рис. 263, а. Здесь вместо о
применявшихся для таких вилок спиральных пружин использован
368
стовые рессоры, что не меняет основного принципа конструкции,
новые фермы вилки шарнирно соединены с головкой,
движно закреплена рессора, ограничивающая размах
качаний вилки^и воспринимающая изгибающие уси-
лия от ударов о неровности дороги.
Бо-
на которой непо-
.b.
Рис. 283. Передняя вилка
листовой рессорой.
с
дает понятие о
промежуточного
Рис. 284. Вилка сме-
шанной конструкции
Наконец, рис. 284
конструкции вилки
типа, объединяющего одновременно оба
вида движений — параллельного и пер-
пендикулярного к оси рулевой головки.
Верхние серьги параллелограмной вилки
заменены здесь стержнем, шарнирно
соединенным с головкой. Таким образом
ферма имеет возможность перемещаться
прямолинейно, вдоль оси головки.
Вместе с тем она может качаться на
нижнем шарнире, причем втулка, укре-
пленная на ее верхнем конце, скользит по стержню, сжимая ту или
другую из надетых на нем пружин. От параллелограмной вилки здесь
имствована наименее удачная ее деталь—тяжелая неподрессоренная ферма,
От маятниковой вилки — качательное движение оси колеса, затрудняющее
Управление; от такого соединения одних отрицательных качеств, разу-
меется, нельзя ожидать хороших результатов, что и подтвердилось на
практике: вилки этого типа недолго удержались в производстве.
24 д м. Иерувалимскжй 8 3
369
79. Кинематика передней вилки
Кинематика передней вилки оказывает непосредственное влияние на
устойчивость мотоцикла и его способность „держать дорогу\ Поэтому
при проектировании вилки необходимо исследовать, каким образом и
в каких пределах изменяются вылет колеса, база мотоцикла и угол на-
клона оси вращения вилки при сжатии и распрямлении пружин. Это ис-
следование выполняется графически, путем вычерчивания кинематических
схем, подобных рис. 285—287. Схемы должны быть построены с воз-
можной точностью, в масштабе около 1:5.
При прогибе пружин вилки, вызываемом изменениями нагрузки во
время движения, вся рама повертывается в вертикальной плоскости во-
круг оси заднего колеса на некоторый угол, вследствие чего ось руле-
вой головки изменяет свой наклон к горизонту.
При построении кинематической схемы проще, однако, считать руле-
вую головку рамы и ось вращения вилки неподвижными, а горизонталь-
ную линию дороги изображать в наклонных положениях, проводя ее как
касательную к окружностям обоих колес при различных положениях,
которые занимает переднее колесо при прогибе пружин в обе стороны
от нейтрального положения.
На рис. 285 показана построенная таким образом кинематическая
схема для параллелограмной вилки при трех положениях переднего ко-
леса: при статической нагрузке (центр в точке О), при максимальном
сжатии пружин (центр и при максимальном распрямлении пружин
(центр О.,). Для определения вылета из центров О, Oi и О2 опуш ны
перпендикуляры на соответствующие линии дороги. Отрезки с, сг и с2
дают представление об изменении вылета, отрезки Z, Zt hZ2 — показывают
изменение базы и углы a, а1 и а2—изменение наклона вилки.
Как видно из схемы, вылет колеса у рассматриваемой вилки изме-
няется в довольно широких пределах, изменения же базы очень не
значительны.
370
На рис. 286 аналогичные построения выполнены для телескопической
вилки. Здесь, наоборот, заметно изменяется база, вылет же сохраняет
почти постоянную величину.
Построение подобной схемы для маятниковых вилок обнаруживает
очень большие изменения вылета, который при прогибе пружин прини-
мает даже отрицательные значения, что и является главной причиной
неудовлетворительности этих вилок на высоких скоростях движения.
Небольшое уменьшение базы при сжатии пружин не вызывает никаких
неудобств и может скорее рассматриваться как благоприятный фактор,
так как при встрече с препятствием колесо подается назад и, следовательно,
удар несколько ослабляется.
Схемы на рис. 285 и 286 построены в предположении жесткой подвески
заднего конца рамы. В случае подрессоренной рамы центр заднего колеса
также изменяет свое положение относительно дороги, что с своей стороны
Рис. 286.
оказывает влияние на величину вылета и изменение угла а. На рис. 287
построена схема для этого случая, причем переднее и заднее колеса
показаны только в двух крайних положениях. Как видно из схемы, из-
менения вылета в данном примере более значительны, чем на схеме
рис. 285.
Если нанести изменения вылета и базы, определенные вышеописанным
способом, через каждые 10 мм отклонения переднего колеса вверх или
вниз от нейтрального положения, то получится диаграмма, представленная
на рис. 288. Ее можно назвать характеристикой вилки.
Воспроизведенная на рис 288 диаграмма построена для одной парад-
лелограмной и одной телескопической вилки. Как показывают сплошные
кривые, относящиеся к параллелограмной вилке, вылет колеса изменяется
при прогибе пружин следующим образом: при сжатии пружин на 50 мм,
вылет уменьшается на 20 мм, т. е. на 4О°/о; при уменьшении нагрузки,
т- е. при распрямлении пружин на 50 мм, вылет увеличивается на 30 мм,
т* е. на 6О°/о. Между тем изменение базы при тех же прогибах пру-
жин совершенно незначительно, и ее можно считать постоянной. Лить
при более сильных прогибах база несколько изменяется, но лишь в сто-
рону уменьшения, что, как было отмечено, не вызывает неудобств.
Рис 287.
Совершенно иные свойства обнаруживает характеристика телескопи
ческой вилки (штрих-пунктирные кривые): вылет ее изменяется не больше
чем на Ю°/о, между тем изменения базы в обе стороны довольно зна-
Рис 288. Характеристика передней вилки.
чительны. Тем не менее телескопические вилки дают очень хорошую
устойчивость, из чего следует заключить, что наиболее существенным
фактором, от которого зависит устойчивость управления, является именно
сохранение вылета. Так как стабилизация переднего колеса зависит не
372
только от величины вылета, но и от нагрузки на колесо, т. е. от про-
изведения этих двух величин, то для сохранения одного и того же ста-
билизирующего момента надо, чтобы при возрастании нагрузки, т. е.
при сжатии пружин, вылет уменьшался, и обратно. Это требование соб-
людено в обеих вилках, кинематика которых представлена на рис. 288.
Необходимо заметить, что в распоряжении конструктора имеются сред-
ства регулировать вышеуказанные изменения базы и вылета, т. е. видоиз-
менять характеристику вилки. Некоторые из них пояснены схемами на
рис. 289. Установка сережек параллелограмной вилки с достаточным на-
клоном вниз (/) влечет за собой при прогибе пружин перемещение фермы
из положения Ьс в положение b с , т. е. удаление ее от оси рулевой
головки влево; этим в известной мере компенсируется сокращение базы
вследствие перемещения нижнего конца фермы вправо. Тот же резуль-
тат достигается при установке сережек непараллельно друг другу, т. е
при замене параллелограма трапецией (2) или при разной длине сере
жек (3). В обоих случаях ферма с,
перемещается уже непараллельно
головке и изменяет наклон; ниж-
ний конец ее отходит влево, ком-
пенсируя этим сокращение базы.
В конструкции, показанной
выше на рис. 282, перемещение
скользящих стоек вилки также
происходит непараллельно оси го-
ловки. Построив кинематическую
схему этой вилки, легко убедиться
в том, что при отсутствии отно-
сительного наклона 4° 30 осей
вылет мог бы приобретать здесь
отрицательные значения.
Рис. 289
В вилках с вращательным перемещением оси колеса вокруг нижнего
шарнира можно тоже регулировать колебания базы и вылета, изменяя
наклон серег относительно горизонтальной линии.
80. Рулевое управление и кинематика поворота
Управление движением машины осуществляется вращением передней
вилки вокруг оси рулевой головки. С этой целью головка вилки снаб-
жается рулем велосипедного типа, т. е. поперечиной из стальной трубы,
Диаметром около 25’л/л/ и длиной 800—850 мм Разумеется, руль должен
быть надежно соединен с головкой вилки. Прежний способ, заимство-
ванный от велосипеда и состоявший в том, что шкворень руля вставлялся
внутрь головки вилки и удерживался трением, в настоящее время оста-
влен. Понятие о современном способе крепления руля дает рис. 290, из
которого видно, что руль соединяется с вилкой двумя хомутами /,
охватывающими верхнюю поперечную траверсу головки. Таким образом,
Даже при ослаблении зажима 2, охватывающего головку, рулевое упра-
вление продолжает действовать.
Тот же способ мы видим на рис. 291. Здесь, однако, имеется одна
подробность, достойная внимания: хомуты, поддерживающие руль, снаб-
373
жены чашками с резиновыми вкладышами, сквозь которые и пропущена
рулевая труба; таким путем смягчаются вибрации, воспринимаемые ру.
ками водителя и являющиеся одним из главных факторов утомления.
Чтобы дать представление о других возможных вариантах рулевого
управления мотоцикла, на рис. 292 воспроизведена конструкция извест-
ного английского завода ОЕС, достаточно хорошо зарекомендовавшая
себя на практике. В данном случае передняя вилка, в обычном понима-
нии этого термина, отсугствует, и поворот переднего колеса осуще-
ствляется с помощью шарнирной трапеции, непосредственно связанной
Рис 290. Крепление руля
с рамой. Схема поворота трапеции показана (в плане) на рис. 293.
Вследствие отсутствия неподрессоренных масс, кроме самого колеса, и
общей жесткости конструкции управление отличается превосходной устой-
чивостью, но поворотливость машины несколько ограничена.
Рассмотрим явления, возникающие при повороте руля и передней
вилки на некоторый угол. Для этого обратимся прежде всего к рис. 294,
Рис. 291, Эластичное крепление руля.
на котором колеса мотоцикла изображены в двух проекциях — на верти-
кальную и на горизонтальную плоскости. При нейтральном положении
переднего колеса вертикальная проекция его будет кругом, а горизонталь-
ная — прямой, параллельной оси проекций х—х. Центр колеса и точка
касания его с землей К лежат в этом положении на одной вертикали,
так что общая горизонтальная проекция их будет О . В этом положении
расстояние между осями колес равно расстоянию между точками каса-
ния колес и дороги, т. е. базе мотоцикла I.
При повертывании руля вращение передней вилки происходит, как
мы видели на примерах выполненных конструкций, вокруг наклонно
оси, не проходящей через центр колеса, которую будем считать непо
движной. Опустим из центра колеса перпендикуляр на эту ось (проекции
его О'А и ОД) и повернем руль, а с ним и колесо, на некоторый угол.
374
Плоскость колеса тогда не останется более вертикальной, а займет наклон-
ное положение, причем обе проекции колеса приобретут форму эллипсов.
Центр колеса опишет в пространстве дугу радиусом О'Д' в плоскости,
Рис. 292. Рулевое управление ОЕС.
перпендикулярной к оси вращения. Вследствие этого вертикальная про-
екция центра переместится по прямой О'А1 в точку О], а горизонталь-
ная будет в точке пересечения осей эллипса Ог Точка касания колеса
и дороги тоже изменит свое
положение: горизонтальная
проекция ее Ki будет лежать
на конце малой оси эллипса
(проходящей через Ог и пер-
пендикулярной к большой
оси), а вертикальная —
в точке К/. Расстояние между
точками касания колес бу-
дет теперь L, а между цен-
Рис. 293. Схема рулевой трапеции ОЕС
трами их llt причем ни то,
ни другое не равно уже первоначальной базе мотоцикла /.
Повернем далее руль и переднее колесо на полные 90° (рис. *295).
Тогда плоскость колеса образует с дорогой угол а, равный наклону оси
вращения, и вертикальная проекция колеса обратится в прямую; горизон-
375
тальная проекция его будет иметь форму эллипса, большая ось которого
перпендикулярна к оси проекций, а малая — параллельна. Горизонтальная
♦ Рис. 295. Проекции колеса при повороте руля на 90е
проекция центра колеса О* находится в точке пересечения осей, причем
расстояние ОгА изобразится в натуральную величину (т. е. равно рас-
стоянию центра колеса от оси вращения). Точка касания Ко буле^т по
376
прежнему на конце малой оси эллипса, и база мотоцикла достигнет ма-
ксимального значения АП1ах.
Определить изменения L и I для любого поворота руля проще всего
можно графически, методами начертательной геометрии, как показано
на рис. 296. Здесь О — О' центр колеса при нейтральном положе-
нии, В'А'—ВА ось вращения руля; О'А' = h перпендикуляр, опущен-
ный из центра колеса на ось вращения; горизонтальная проекция
его ОА = h • sin а; В'К' = ВО = с — вылет колеса; Z — расстояние ме-
жду осями колес.
Рис. 296. К определению изменения базы при повороте руля и
траектории точки касания колеса и дороги.
При вращении руля центр колеса описывает в пространстве окруж-
ность, горизонтальная проекция которой изобразится эллипсом с центром
в точке Л; большая полуось его равна h, малая h • sin а, что дает все
необходимые указания для его построения. При повороте руля на 90°
вертикальная проекция центра колеса перемещается в А', горизонталь-
ная— в Oj; вертикальная проекция точки касания в В' и горизонталь-
ная— в /Ср Так как точка касания лежит в самой горизонтальной
плоскости проекций, то она совпадает со своей проекцией /Clt поэтому рас-
стояние Z.max будет базой мотоцикла в данном положении колеса. Из
чертежа видно, что Ашах является гипотенузой треугольника, один катет
которого равен h и другой
Следовательно:
in,ax=/A2+(Z + c)2. (1)
Точно так же расстояние между осями колес 1Х есть гипотенуза
треугольника, катеты которого h и (Z — Л sin а), т. е.
I = VA2 + (Z —Л • sin а)2.
Чтобы построить положение центра колеса и точки касания для
какого-либо промежуточного угла поворота руля (3, опишем окружность
из точки А' радиусом h, построим центральный угол р, спроектир ^ем
конец радиуса на диаметр, в точку О" и затем по вертикали вниз, до
пересечения с эллипсом. Точка О2 будет искомой проекцией центра
колеса, а угол р2 — горизонтальной проекцией угла поворота р. Радиус
О2Д дает направление большой оси эллипса, которым изображается
горизонтальная проекция колеса в рассматриваемом положении. Как
мы видели выше, точка касания колеса лежит на малой оси эллипса,
которая перпендикулярна к большой оси. Проведем поэтому через О.,
прямую О2К2_ АО2, искомая точка К2 должна лежать на этой прямой.
Чтобы установить ее положение, обратимся к фиг. 2 того же чер-
тежа. Из нее следует, что интересующее нас расстояние у от проек-
ции центра колеса до точки касания, при любом повороте колеса,
является катетом треугольника, в котором гипотенуза есть радиус ко-
леса R, а другой катет равен высоте центра над горизонтальной пло-
скостью. Эта высота непосредственно видна на вертикальной проекции
(фиг. 1): она равна расстоянию вертикальной проекции центра колеса О"
до оси проекций и обозначена буквой а. Следовательно, мы имеем все
данные для построения треугольника. Построение его выполнено на
фиг. 1 и дает искомую величину ОК = у. Остается отложить длину у
по касательной О, К.,, чтобы получить положение точки касания /\2.
Продолжая это построение для других углов поворота руля, можно на-
метить еще несколько точек и провести по ним кривую K-JtyO, которая
и является траекторией точки касания. Соединив К с центром заднего
колеса, найдем базу £2, соответствующую углу поворота руля [3. Вели-
чина £тах при полном повороте руля на 90° заметно превышает Z, т. е.
базу при нейтральном положении колес. Например, при 1= 150 см,
£ = 10 см и с = 5 см имеем по формуле (1);
£шах = у 102 1552 = 155,5 см.
Таким образом, удлинение базы составляет:
£тах— Z = 155,5 — 150 = 5,5 см.
Но поворот руля на 90° никогда не может понадобиться на практике
и во время движения машины неосуществим. Обычно величина угла
поворота руля р не превышает нескольких градусов и только при очень
малой скорости может достигать 30 — 35°, что будет выяснено немного
дальше (§ 81). При таких условиях удлинение базы выражается величи-
нами порядка 3—4 мм, т. е. не имеет никакого практического значения.
Во всех предыдущих рассуждениях мы предполагали ось вращения
руля и лежащие на ней точки А и В' неподвижными. Очевидно, это
возможно только при условии, чтоД'В = г—радиусу колеса
378
При этом условии легко установить на треугольника А В'Е следую-
щее соотношение между величинами г, а, с и h:
А'В' =г =
Н ' sin a
COS а
Если три из указанных величин считать заданными, то по уравнению
(2) определяется значение четвертой.
Пусть, например, г = 340 мм, вылет с = 50 мм и а =65°.
Тогда необходимая величина h по формуле (2) будет:
г • cos а—с
Sin а
340 • 0,423—50
0,906
==104 мм.
Если величина А'В'<г, что при указанном соотношении получается
на практике само собой ввиду смятия покрышки, то при повороте
колеса точка А' не остается неподвижной, а приподнимается вместе
со всем передком машины кверху. Это обстоятельство благоприятствует
стабилизации колеса, так как сама нагрузка на переднее колесо стре-
мится вернуть его в нейтральную плоскость. При А'В’>г происходит
обратное явление, из чего следует, что допускать такое соотношение
не следует.
Небесполезно обратить внимание на последовательность пере-
мещения точки касания колеса с дорогой по кривой ОК2К-.. Как ви-
дим из чертежа, при повороте колеса влево точка касания отходит
сначала вправо от нейтральной плоскости и лишь при значительной
величине угла р переходит также на левую сторону. Так как реакция
дороги действует на колесо в точке касания, то очевидно она будет
стремиться в пределах угла р вернуть колесо в нейтральное положение,
и лишь за этими пределами стабилизирующее влияние ее исчезает.
Такое явление имеет место только при наличии положительного вылета
колеса. При отсутствии вылета или при отрицательном вылете точка
касания сразу уходит в сторону поворота, и реакция дороги оказывает
противоположное действие, т. е. стремится отклонить колесо еще даль-
ше в сторону поворота, и управление становится неустойчивым.
81. Условия равновесия мотоцикла на повороте
Итак, мы приходим к выводу, что ни база мотоцикла, ни вылет
переднего колеса не являются величинами постоянными; напротив, во
время движения машины они изменяются как от прогиба рессор вилки,
так и при всяком повороте руля.
В § 79 мы уже отметили влияние этих изменений на устойчивость
машины при движении по прямой. Посмотрим теперь, как они отража-
ются на равновесии мотоцикла при повороте.
При движении мотоцикла по закруглению возникает, как известно,
центробежная сила, направленная радиально, от центра поворота. Она
стремится опрокинуть мотоцикл.
Так как мотоцикл является одноколейным транспортным устройст-
вом, то для сохранения равновесия необходимо наклонить машину так,
чтобы равнодействующая силы веса и центробежной силы пересекала
379
прямую, соединяющую точки касания колес и дороги, согласно
рис. 297.
Угол наклона машины о определяется выражением
где F—центробежная сила и G — вес мотоцикла с водителем.
При скорости движения v м сек. центробежная сила
г- G-u~
g-r
где г—радиус закругления в метрах ng = 9,81 лг/сек2.— ускорение силы
тяжести.
Следовательно,
. G g-r
tP" ф = — = —2—
1 F v* '
Рис. 297. Наклон мо-
тоцикла на повороте.
Предельное значение угла о, при котором начинается боковое сколь-
жение колеса, определяется равенством
. 1
fg?= —»
Г*
где — коэфициент сцепления шины с дорогой.
Надо заметить, что в случае бокового скольжения колес этот коэфи-
циент сцепления несколько меньше, чем при передаче тягового усилия
(см. § 18). Экспериментальным путем было установлено, что при сколь-
жении колес вбок получается уменьшение у. примерно на 20—25°/ .
Объединяя предыдущие два равенства, получаем следующую зависи-
мость между гит»:
<_!£== 1. (3)
t/2 р. *
Отсюда минимальный радиус поворота при данной скорости:
__ V3
rmin — (4)
380
т. е. не зависит ни от веса машины, ни от положения центра тяжести,
а только от скорости и от состояния дороги.
Максимальная же скорость, возможная на вираже данного радиуса:
-Ушах = Ку ’ Г • g . (5)
Например, при движении со скоростью ф = 40 KMj час = 11,2 лг/сек.
и <л = 0,4, минимальный радиус поворота 'будет согласно уравнению (4):
г _ 11,22
,п,п “ 0,4 • 9,8“ J '
При всяком меньшем радиусе, т е. при более крутом повороте, ко-
лесо начнет скользить вбок.
Установим теперь зависимость между радиусом поворота г и базой
мотоцикла. Согласно рис. 298 при отклонении переднего колеса на угол р
от нейтральной плоскости машины оно катится по дуге, радиус которой г
является продолжением его оси, а центр О лежит на продолжении оси
заднего колеса.
Из треугольника АОВ находим:
Это уравнение показывает, что с увеличением базы увеличивается и
радиус поворота, который можно взять при одном и том же отклонении
переднего колеса от средней плоскости, т. е. при постоянной величине
угла ,8. Другими словами, мотоциклы с длинней базой менее поворотливы,
чем короткие машины. Отсюда нетрудно сделать заключение и о том
влиянии, которое должно оказывать изменение базы при движении на
вираже. При входе на вираж руль и переднее колесо должны быть по-
вернуты на определенный угол р. Как мы видели в предыдущем пара-
графе, это вызывает некоторое удлинение базы, которое, однако, сохра-
няется постоянным до тех пор, пока не изменится угол р, следо-
вательно, не может иметь влияния на устойчивость машины: оно только
ограничивает минимальный радиус поворота.
Совершенно иные последствия влечет за собой изменение базы на
самом вираже, которое может произойти вследствие прогиба рессор при
встрече колеса с какой-либо неровностью (§ 79). Допустим, например,
что мотоцикл движется по закруглению радиуса г с предельной возмож-
ной скоростью, следовательно, г является минимальным. Если в этот
момент произойдет внезапное увеличение базы, то согласно уравнению
(6) поворот радиуса г станет невозможным, и колеса начнут скользить
вбок.
Уменьшение базы при тех же обстоятельствах, очевидно, не будет
иметь таких последствий, так как означает лишь, что радиус г перестает
быть предельным, т. е. сцепление колес с дорогой становится более
надежным.
Все изложенное относится к мотоциклам-одиночкам. При наличии
прицепной коляски условия равновесия на повороте существенно изме-
няются, так как наклон машины (при обычном типе крепления коляски)
становится уже невозможным. Центробежная сила, возникающая на ви-
381
раже и приложенная в общем центре тяжести всей движущейся системы
может вызвать или опрокидывание экипажа, или скольжение колес.
Какое из этих двух явлений наступает раньше,—зависит от положе-
ния центра тяжести и ширины колеи коляски.
Так как вес самого мотоцикла значительно превышает вес прицепки
то общий центр тяжести располагается всегда ближе к мотоциклу, чем
к колесу прицепки. Если G1—вес мотоцикла с водителем и G2—вес ко-
ляски с пассажиром, то согласно обозначениям на рис. 299:
с
d~ Gx’
Так как G2<G1, то и c<d.
Это создает неравные условия для правого и левого поворота в от-
ношении опрокидывания.
Действительно, при повороте в сторону коляски центробежная сила F
создает опрокидывающий момент:
Рис. 299.
M0 = F.h, (7)
где h — высота центра тяжести.
Стабилизирующий момент при этом будет:
Жс == G • с} (8)
где G — полный вес всей системы.
Условие равновесия:
Af0<Mc.
При повороте в сторону, противополож-
ную коляске, опрокидывающий момент, при
прочих равных условиях, останется тот же,
так как центробежная сила только изменит
свое направление.
Стабилизирующий же момент будет:
Мс' = G • d.
(9)
Так как C<^d, то и Л4С<Л4/, т. е. в первом случае опрокидывание
произойдет при меньшей скорости F, что равносильно меньшей скорости
движения или менее крутому повороту.
Что касается бокового скольжения колес, то в обоих случаях оно
наступает при одном и том же значении центробежной силы:
F ~ • G.
(Ю)
Рз сопоставления равенств (7), (8), (9) и (10) легко установить
в каждом конкретном случае, будет ли иметь место при повороте опро-
кидывание, скольжение или эти явления будут отсутствовать.
При м е р. Вес мотоцикла с водителем Gi = 2S0 кг; вес коляски с пассажи-
ром G2=130 кг; общий вес G = 360 кг, ширина колеи b = 1,10 м, причем
с = 0,29л< и d=0,81 м; высота центра тяжести h = 0,6 м. Определим условия
равновесия при движении на вираже радиуса г = 39 м, со скоростью 45 км^ч-
т. е. v= 12,5 .м/сек. (р. = 0,4).
Центробежная сила при этих условиях определяется уравнением
р G • v2 360-12,52
382
При повороте в сторону прочивоположную коляске эта сипа создает опроки-
дывающий момент:
М = F-h — 190-0,6 =114 кг-м.
Стабилизирующий момент при этом, согласно уравнению (9):
Мс' = G-d = 360-0,81 =290 кг-м.
Так как МС'>МО, то опрокидывание не будет иметь места.
При повороте в сторону коляски положение меняется.
Стабилизирующий момент будет при этом по уравнению (8)‘
Мс = G-c = 360-0,29 = 105 кг-м,
опрокидывающий же попрежнему 114 кг-м.
Так как Мс<7Ип, то машина должна опрокинуться, и, следовательно, поворот
при данной скорости невозможен.
Что касается бокового скольжения колес, то оно в обоих случаях начнется
при значении центробежной силы, определяемом уравнением (10):
F = p.-G = 0,4-360 = 144 кг.
Такой величины сила F достигает, согласно уравнению (5), при скорости дви-
жения:
v = Уix -г-g= }Л0,4-30-9,81 = 10,9 .м/сек. или 39 км/ч.,
т. е в обоих случаях скольжение наступит раньше опрокидывания.
82. Амортизаторы и демпферы
При встрече колеса с препятствием пружины передней вилки сжима-
ются, вследствие чего сила их возрастает прямо пропорционально вели-
чине прогиба. Когда препятствие миновало, эта сила отбрасывает колесо
и подвижную часть вилки вниз, в первоначальное положение. Получается
вторичный сильный удар колеса о дорогу, который вновь вызывает его
подскакивание и т. д.
Таким образом возникает ряд колебаний, которые затухают крайне
медленно, так как трение в частях вилки незначительно. При езде по
неровной дороге толчки, вызывающие колебания, следуют один за другим
с различной частотой, причем вновь возникающие колебания могут скла-
дываться с остаточными. При совпадении их по направлению получается
явление резонанса, при котором амплитуда колебаний сильно возрастает,
что может служить причиной поломки пружин и очень затрудняет сохра-
нение равновесия. Пластинчатые рессоры в этом отношении обладают неко-
торым преимуществом перед спиральными пружинами, так как трение
между листами способствует затуханию колебаний. С целью возможно
быстрого погашения возникающих колебаний все современные вилки
снабжаются амортизаторами, представляющими собой по сути дела доба-
вочное сопротивление, поглощающее энергию пружин и превращающее
ее в теплоту.
На мотоциклах применяются главным образом фрикционные аморти-
заторы, состоящие из нескольких прижатых друг к другу дисков, из
которых одни связаны с подрессоренной частью вилки, другие — с непод-
рессоренной. Трение между дисками и является тем добавочным сопро-
тивлением, которое погашает колебания. В параллелограмных вилках
амортизаторы устанавливаются обычно в шарнирах соединительных серег
383
фермы, причем могут быть использованы как нижние, так и верхние
шарниры Примеры первого способа расположения даны выше на рис. 280,
второю — на рис 281. В качестве одного из дисков трения весьма
часто используются сами соединительные серьги, один или оба конца
которых выполняются с расширением в виде диска.
Для вилок, не имеющих соединительных серег, амортизаторы делают
из двух рычагов, соединенных шарниром, в который и включаются диски
трения. Понятие об установке такого амортизатора дает рис. 292.
Рис. 300. Схема гидравлического Рис. 301: а — гидравлический амортизатор
амортизатора М 72. В S.A; б —вилка с пневматическим аморт
затором.
Диаметр фрикционных дисков берут от 50 до 80 мм. Для увеличе-
ния трения между металлическими дисками помещают прокладку из фибры
или феродо. Давление на диски производится звездообразной пружиной
или простой шайбой, затягиваемой гайкой. Последняя обычно снабжае ся
барашком или маховичком для регулирования давления от руки, без
помощи ключа.
384
Несколько иной тип Амортизатора, хотя и основанный на том жё
принципе, показан на рис. 280, слева. Амортизатором служит здесь труб-
чатый телескопический кожух, в котором заключена пружина вилки.
Регулировка трения производится стягиванием хомутика 1.
Фрикционные амортизаторы, как наиболее простые, чаще всего и
применяются на мотоциклах.
Находят применение также гидравлические амортизаторы. На
рис. 300 дана схема гидравлического амортизатора, применяемого на мо-
тоциклах М-72 с телескопической передней вилкой (см. также рис. 282).
В донышке наконечника 2, скользящего по основной трубе вилки 1,
укреплена трубка 6, являющаяся цилиндром гидравлического амор-
тизатора. Поршень 7 посредством пружинного замка жестко связан
с трубкой 6. Таким образом при движении колеса вверх перемещаются
вместе с ним наконечник 2, трубка 6 и поршень 7. При этом поршень
скользит по длинному штоку, неподвижно укрепленному внутри основ-
ной трубы 1. На конце штока помещается обратный клапан 8, открыва-
ющийся вверх. Внутренняя полость трубки 6 и наконечника 2 заполнены
жидким маслом (в количестве около 100 см). При подъеме трубки и
поршня кверху масло давит на клапан 8, открывает его и переходит из
полости а в полость Ь.
При обратном движении поршень выдавливает масло из полости b об-
ратно в полость а, причем клапан закрывается напором масла, и проте-
кание последнего происходит через суженные отверстия, т. е. с большим
сопротивлением, которое тормозит обратное действие пружины. Следо-
вательно, мы имеем в данном случае амортизатор преимущественно
одностороннего действия.
Значительно проще устроен -гидравлический амортизатор, показан-
ный на фиг. 301,а и применяемый в телескопических вилках несколь-
кими английскими заводами.
К скользящему наконечнику 1 припаяна медью головка 7, на кото-
рую навинчена гильза 5, являющаяся опорой для пружины и гнездом
для сальника 9.
Нижний и верхний подшипники 3 и 4 — стальные. Первый напрес-
сован на нижний конец основной трубы и наплавлен баббитом по на-
ружной поверхности. Он закреплен гайкой 5. Подшипник 4 фиксиро-
ван на верхнем конце наконечника вилки стопорным кольцом 6 и на-
плавлен баббитом по внутренней поверхности, скользящей по основной
трубе.
Полость а и кольцевое пространство Ь между наконечником вилки
и основной трубой заполнены маслом и сообщаются между собой дву-
мя отверстиями, просверленными в стенках основной трубы.
При движении наконечника вверх объем полости а уменьшается,
и масло из нее выталкивается внутрь основной трубы через большое
отверстие в гайке 5. Одновременно объем кольцевого пространства b
увеличивается, вследствие чего масло поступает в него через отверстия
в стенках трубы 2, под давлением атмосферного воздуха. При обрат-
ном движении наконечника вилки объем пространства b уменьшается,
и масло выдавливается из него верхним подшипником 4 через те же
отверстия. Протекание масла в обоих направлениях происходит с неко-
торым сопротивлением, которое остается постоянным при небольших
Г 25 А. М. Иерусалимский. 913. 385
перемещениях наконечника вилки. При сильном ударе колеса, вызываю-
щем большое сжатие пружин, конический насадок 10, имеющийся на
донышке наконечника, входит в отверстие гайки 5, уменьшая его се-
чение, создает дополнительное сопротивление протеканию масла. Это
сопротивление прогрессивно возрастает, так как сначала в отверстие
входит шестигранная головка насадка 10, затем его коническая часть
и, наконец, цилиндрическое основание. В последнем положении для
прохода масла сохраняется лишь небольшой зазор (около 0,4 лш), и ос-
тавшееся в полости а масло образует гидравлический буфер. Обратное
движение наконечника вилки происходит в первый момент с большим
сопротивлением, которое постепенно уменьшается и затем делается
постоянным, когда насадок 10 выйдет из отверстия гайки 5.
Насадки 10 могут быть сменными и подбираются в соответствии
с преобладающими дорожными условиями.
Телескопическая вилка очень простой конструкции с пневматиче-
ской амортизацией, в сочетании с пружинами, представлена на рис. 301,6".
Подвижные трубы В, скользящие в основных трубах А, снабжены порш-
нем С, зажатым между двумя пружинами. При движении поршня вверх
он производит сжатие воздуха в камере, находящейся над поршнем,
усиливая амортизирующее действие верхней пружины, причем это уси-
ление будет тем больше, чем больше нагрузка на вилку. Для выравни-
вания давления в левой и правой воздушных камерах они соединены ка-
налом D, Обратное движение трубы В тормозится нижней пружиной,
расположенной под поршнем. Для защиты нижней втулки от пыли по-
следняя закрыта кожухом Е из гофрированной резины.
На рис. 302 показано устройство и схема действия амортизатора, ко-
торый можно назвать гидро-пневматическим. Его применял
английский завод Velocette для задней подвески. Амортизатор
состоит из двух цилиндров — подвижного А, соединенного с вилкой
заднего колеса, и неподвижного В, укрепленного на раме. В полость ци-
линдра В, через обыкновенный вентиль Шрадера £>, накачивается насо-
сом воздух до давления около 3 ат. Воздух вытесняет залитое в цилиндр
масло через трубку С в нижний цилиндр А. При увеличении нагрузки
цилиндр А надвигается на неподвижный цилиндр В, причем масло вы-
давливается через трубку С в верхнюю полость и сжимает находящийся
в ней воздух. Сопротивление, с которым происходит протекание масла,
регулируется коническим винтом Е. Кожух F из гофрированной резины
служит для защиты от пыли. Легко видеть, что сжатый воздух выпол-
няет в данной конструкции роль пружины, а жидкость является собст-
венно амортизатором, т. е. гасителем колебаний.
Применение амортизаторов, помимо ускорения процесса затухания
колебаний вилки, дает возможность использовать более слабые пружины
при «дном и том же предельном прогибу их, что создает более мягкую
и комфортабельную подвеску. Это преимущество амортизаторов лучше
всего уясняется на конкретном примере.
Пусть, например, упругость пружины вилки составляет 50 кг на 1 см, и на-
грузка на переднее колесо равна 100/<г. Под влиянием этой нагрузки пружина
подвергается предварительному сжатию на 100: 50 = 2 см.
Допустим далее, что при встрече колеса с препятствием пружина сжалась
дополнительно на 5 см, что равносильно увеличению нагрузки на 250 кг.
38G
Общее сжатие пружины будет равно при этом:
2 + 5 = 7 см.
Давление пружины возрастает при таком сжатии до
50-7 = 350 кг.
С такою силою будет отброшено вниз колесо по прохождении препятствия.
Предположим теперь, что вилка снабжена амортизатором, сопротивление
которого равно 50 кг. Это сопротивление постоянно при любом сжатии пружин.
Допустим, как и в первый раз, что при встрече с препятствием нагрузка на
вилку увеличилась на 250 кг, что вызвало сжатие пружи ы на 5 см.
Из этой добавочной нагрузки 50 кг поглощает амортизатор; следовательно,
на долю пружины остается:
250—50 = 200 кг,
Рис. 302. Гидро-пневматический амортизатор.
что составляет на 1 см прогиба пружины:
200: 5 = 40 кг.
Итак, при всех прежних условиях, упругость пружин может быть умень-
шена с 50 кг до 40 кг на 1 см, т. е. пружины могут быть мягче без увеличе-
ния амплитуды их колебания.
Определим далее предварительный прогиб пружины в статическом состоя-
нии при наличии амортизатора. Мы предполагаем, что в этом состоянии на-
грузка на переднюю вилку равна КО кг.
Из них 50 кг воспринимает амортизатор, и на долю пружины остается
столько же. Под нагрузкой в 50 кг пружина сожмется на
50 :40 = 1,25 см.
*
387
Следовательно, при дополнительном сжатии на 5 см полный прогиб пружи-
ны будет теперь:
1,25 + 5 = 6,25 см.
Сила пружины, проявляющаяся при ее распрямлении:
6,25-40 = 250 кг.
Из них 50 кг поглотит амортизатор. Останется свободная сила
250 — 50 = 200 кг, вместо прежних 350 кг.
Итак, при наличии амортизатора оказалось возможным в данном слу-
чае уменьшить упругость пружины на 20°/о, а реакцию ее на 43°/О.
Этот примерный подсчет наглядно показывает преимущества примене-
ния амортизаторов. Из него видно также, что для того, чтобы вполне
использовать эти преимущества, недостаточно добавить амортизатор
Рис. 303. Рулевой демпфер.
к существующим пружинам, но необходимо соответственно уменьшить и
упругость самих пружин.
На тех же принципах основано устройство рулевого амортизатора, или
демпфера. Мотоциклетное рулевое управление не обладает, в противо-
положность автомобильному, свойством необратимости, при котором
толчки колес о неровности дороги не передаются на руль. Поэтому при
большой скорости езды или на плохой дороге требуется значительное
усилие, чтобы удержать рукоятки руля в надлежащем положении. Приме-
нение фрикционного амортизатора оказалось и в этом случае весьма
действительным средством для достижения устойчивости управления.
Демпфер тоже состоит из нескольких дисков, прижимаемых пружиной,
часть которых вращается вместе с головкой вилки, а другая часть не-
подвижна и связана с рамой или с баком мотоцикла. Конструкция его
ясна из рис. 303. В данном случае демпфер помещен на верхнем конце го-
ловки вилки. Употребительно и другое расположение — внизу, под ниж-
ним упорным подшипником. При таком расположении демпфер затаи-
вается длинным болтом, пропущенным через трубчатую головку вилки
и имеющим на верхнем конце маховичок.
388
83. Проектирование передней вилки
Проектирование передней вилки начинается с определения общих
ее размеров, которые выбираются конструктивно в зависимости от раз-
меров колеса и габарита рамы. Исходные данные указаны в § 3.
Задаваясь далее углом наклона оси рулевой головки а и вылетом
колеса с, определяют по уравнению (2) положение центра колеса от-
носительно оси вращения вилки, т. е. величину перпендикуляра h (§ 79).
После этого можно вычертить кинематическую схему вилки анало-
гично рис. 285, имея в виду, что прогиб рессор может доходить до 6—7 см
в обе стороны и внести необходимые коррективы, если окажется, что
характеристика вилки не удовлетворяет требованиям, изложенным выше.
Последним этапом работы будет выбор материала, разработка узло-
вых соединений, шарниров, пружин и прочих деталей.
При изготовлении параллелограмной вилки из труб для нее приме-
няются стальные цельнотянутые трубы того же качества, что и для рам,
и диаметром от 14 мм для легких мотоциклов до 22 мм для более
тяжелых машин при толщине стенок 2—3 мм. Узловые соединения штампу-
ются из углеродистой стали, соответствующей марке 40 по ГОСТ В-1050-41
или отливаются из ковкого чугуна. Соединение производится пайкой
медью. Для вилок, штампованных из листа, применяется листовая сталь
толщиной 3—3,5 мм, соответствующая по качеству маркам 20 или 25.
Пружины изготовляются из высокоуглеродистой проволоки диамет-
ром 6—9 мм; качество стали аналогично марке 65Г по ГОСТ В-1050-41;
полное число витков 13—16; диаметр витков 40—60 лм*. В Америке
большинство пружин изготовляется из заранее термически обработанной
стали, закаленной и отпущенной в свинцовой ванне.
В телескопических вилках основные трубы делаются диамет-
ром от 30 до 40 мм при толщине стенок 4—6 мм. В некоторых анг-
лийских конструкциях трубы обтачиваются на конус в обе стороны от
места закрепления их в нижней траверсе головки. Например, у мотоцик-
лов Ariel 350 см? диаметр основных труб в месте закрепления 41 мм;
к концам он уменьшается до 38 мм; нижняя часть, по которой сколь-
зят наконечники, цилиндрическая, диаметром 38 мм; внутренний диаметр
труб 25 мм.
Наружная поверхность основных труб обтачивается и шлифуется.
Некоторые заводы вытачивают эти трубы из прутка.
Пружины телескопических вилок длиннее, чем у параллелограмных, и
потому допускают более значительные деформации и могут иметь мень-
шую упругость, чем пружины параллелограмных вилок. Весьма часто
их выполняют с переменным шагом, как на рис. 282, где нижние
и верхние витки имеют меньший шаг, чем средние. Вследствие этого
суммарная упругость двух пружин этой вилки при деформациях до
9 см составляет около 15 кг на 1 см и затем возрастает до 25 кг.
У параллелограмных вилок мотоциклов того же класса упругость пру-
жин равна примерно 40—50 кг на 1 см.
Необходимая упругость пружин определяется приближенно из усло-
вия, чтобы при троекратном увеличении статической нагрузки витки
пружин не доводились до соприкосновения. При этом следует учесть
наличие амортизатора, который может быть отрегулирован так, что
389
будет принимать на себя 40—бОлгг нагрузки. Методы расчета пружин
изложены выше в §50.
Расчет вилки на прочность особых затруднений не представляет, если
определены действующие на нее внешние силы и выяснена сама кон-
струкция вилки, т. е. тип ее и профили материала.
Выше, на фиг. 277, показаны схемы действующих сил:
Р=Р1+Р2+Р8.
N2 — Na.
Сила Р будет иметь наибольшее значение при встрече колеса с пре-
пятствием и максимальном прогибе рессор. Все ее составляющие Р , р
и Р3 при этих условиях легко определяются графически (см. § 77 и 81).
Сила N имеет максимум в случае полного затормаживания колеса.
Сила Р всегда воспринимается неподрессоренными деталями вилки
и в зависимости от конструкции вилки может вызывать в них напря-
жения сжатия, растяжения или продольного изгиба.
Сила N может быть воспринимаема как неподрессоренными фер-
мами (в параллелограмных вилках), так и подрессоренными частями
(например в вилках типа М-72 или ПМЗ-А-750, рис. 282, 283). Однако
во всех случаях она стремится изогнуть соответствующие детали мо-
ментом:
AfI13== 7V ’ Z,
где I—длина вилки от нижней точки закрепления ее в головке до оси
колеса, измеряемая нормально к N или моментом М — Р - а, согласно
схеме IV на [ ис. 277.
Вилку из листового материала можно рассчитывать при этом на по-
перечный изгиб, как консольную балку, нагруженную на конце.
Трубчатые вилки конструируются обычно в виде нормальных ферм,
т. е. стержни их работают только на сжатие и растяжение. Разложив
силу Л' (а в случае параллелограмной вилки также и Р) по направлениям
трубчатых стержней, найдем эти растягивающие или сжимающие усилия.
Последние вызывают, ввиду значительной длины стержней, явления
продольного изгиба. Следовательно, сжатые стержни могут быть прове-
рены по известной формуле Эйлера:
где Р — разрушающая нагрузка.
Г ЛАВ A XVI
КОЛЕСА
84. Конструкция колес
Металлическая часть мотоциклетного колеса состоит из обода, спиц
и втулки (ступицы).
Ступица вращается на двух шариковых или роликовых подшипниках
вокруг оси, неподвижно закрепленной в проушинах передней или задней
вилки (рис. 304 и 305). Ступицы обоих колес соединяются с тормозными
барабанами. Это соединение может быть выполнено глухим, как на
рис. 305, где барабан приклепан к фланцу ступицы, или разъемным, как
Рис. 304. Заднее колесо мотоцикла.
на рис. 304, где барабан сцепляется со ступицей несколькими гладкими
штифтами или шлицами и установлен на отдельном подшипнике. В по-
следнем случае при удалении колеса тормозной барабан остается на раме
мотоцикла, что весьма упрощает демонтаж колеса (рис. 311). При цепной
передаче ступица колеса соединяется с цепной зубчаткой, которая либо
приклепывается к одному из фланцев ступицы, либо, как на рис. 304,
выполняется за одно целое с тормозным барабаном в виде зубчатого
венца на его наружной поверхности.
Ступица соединяется с ободом двумя рядами проволочных спиц,
установленных с некоторым наклоном к средней плоскости колеса для
восприятия боковых давлений. Дисковые колеса не получили примене-
ния на мотоциклах, так как, во-первых, они тяжелей и, во-вторых, за-
391
трудняют управление машиной и сохранение равновесия при боковом ветре.
Обод колеса представляет собой стальной обруч, профиль которого
приспособлен по форме и размерам для удержания покрышки.
Ось колеса должна быть строго перпендикулярна к продольной оси
мотоцикла, поэтому для фиксации ее положения должны быть предусмо-
трены надежные упоры При цепной передаче необходимо также выдер-
жать линию задней цепи (стр. 316), что достигается установкой регу-
лировочных шайб и распорных
втулок между торцами ступицы
и боковыми фермами задней
вилки.
Оба колеса — переднее и
заднее — а также колесо при-
цепной коляски часто выполня-
ются взаимозаменяемыми, что
представляет значительные
удобства в эксплоатации.
После этих общих замеча-
ний рассмотрим устройство и
особенности отдельных частей
колеса.
85. Обода
Обод вальцуется обычно в
холодном состоянии из сталь-
ной ленты толщиной 1,5—2 мм,
катанной также в холодном виде.
Лента после прокатки подвер-
гается отжигу. В качестве мате-
риала применяется мягкая, мало-
углеродистая сталь с времен-
ным сопротивлением около
4000 кг[см?. После вальцовки
и загибки обод в стыке свари-
вается или спаивается медью,
затем в нем просверливается
отверстие для вентиля шины
спиц по размеру их ниппелей.
Профиль и общие размеры обода определяются типом и размером
монтируемых на колесо покрышек. Действовавший в свое время
ОСТ 7471 (1934) предусматривал для мотоциклов два типа покрышек —
прямобортные, в борта которых заделаны нерастягиваемые проволочные
тросы, и клинчерные покрышки с мягкими бортами.
В настоящее время клинчерные покрышки вышли из употребления
ввиду ненадежности их крепления при низком давлении воздуха в шине
и возможности соскакивания покрышки при проколе.
Один из проектов нового стандарта предусматривает только прямо-
бортные покрышки следующих пяти размеров профиля: 2,753,00 ;
392
3,25"; 3,50"; 4,00". Все эти покрышки монтируются на обод диаметром
19" (484 мм*).
Диаметр обода измеряется по опорной поверхности, на которой по-
мещаются борты покрышки.
Допустимая овальность обода измеряется разностью между наиболь-
шим и наименьшим его диаметрами; эта разность не должна превосхо-
дить 1 мм.
Отклонения от средней плоскости (биение) измеряются у внутреннего
края борта обода и не должны превышать 2 мм.
На прочность обод не рассчитывается.
86. Спицы
Спицы мотоциклетных колес изготовляются из стальной патентиро-
ванной проволоки диаметром от 2,5 мм до 4,0 мм.
Для соединения с втулкой конец спицы изгибается и снабжается
утолщенной головкой, посредством которой спица зацепляется за фла-
нец втулки (рис. 306). Другой нарезанный конец спицы пропускается
в соответствующее отверстие обода, затем на него навинчивается так
называемый ниппель, изготовляемый из латуни или мягкой стали. Завин-
Рис. 306. Спица и ниппель.
чиванием ниппеля спица может быть натянута в желаемой степени. Для
того чтобы подтягивание спиц можно было производить, не снимая шины,
на боковой поверхности ниппеля запилены плоскости для ключа.
Спицам придают такое расположение, чтобы при всех условиях они
работали на растяжение, а не на изгиб. Для этого спицы располагаются
не радиально, а приблизительно по направлению касательных к окруж-
ности центров отверстий во фланце ступицы, наперекрест друг другу.
Результат, достигаемый таким тангентным расположением спиц, иллюстри-
руется на рис. 307 и 308. Из этих схем видно, что вес воспринимается
по крайней мере четырьмя спицами (по две с каждой стороны втулки),
выделенными более толстыми линиями.
*) Подробные данные о советских и иностранных стандартах на обода,
шины и спицы см. Мотоциклетный справочник, 2-е издание. В 1946 г. утвержден
новый стандарт на обода ГОСТ 3188—46 (Г. 84).
393
В меньшей степени нагружены также другие спицы верхней части ко-
леса. Передача крутящего момента производится всеми спицами, имею-
щими наклон в одну сторону относительно втулки. При торможении
будут работать спицы, имеющие противоположный наклон, причем во
всех случаях они подвергаются только растягивающим усилиям.
Наиболее выгодные условия нагрузки спиц получаются при располо-
жении их точно по направлению касательных к центровой окружности
отверстий. Однако такое расположение неудобно по конструктивным при-
чинам, так как при обычных размерах фланца втулки и большом числе
спиц стержень одной спицы перекрывал бы головку соседней. Это за-
трудняло бы смену лопнувших спиц. Поэтому на практике приходится отсту-
пать от наивыгоднейшего направления и несколько отклонять спицы от
касательных. Наиболее употребительное число спиц 36 или 40. Впрочем,
на мотоциклах, предназначенных для работы с прицепками, его нередко
увеличивают до 48 и даже 54.
ось колеса.
Так как проволока, идущая на изготовление спиц, обладает времен-
ным сопротивлением 10000—12000 кг [см2, то рассчитывать спицы на
разрыв не имеет смысла: запас прочности при самых неблагоприятных
допущениях всегда будет более чем достаточный. Обрыв же спиц про-
исходит обычно у головки, в месте загиба, напряжения в котором ва-
висят от целого ряда факторов, не поддающихся расчету*)
87. Ступицы, подшипники и оси
Корпус спупицы представляет собой в общем трубу с двумя флан-
цами для присоединения спиц и гнездами для подшипников. Конструк-
тивное оформление ее допускает разные варианты и определяется пре-
имущественно наличием того или другого оборудования и общими про-
изводственными возможностями завода. Ступица может быть откована
в штампах с последующей механической обработкой. В этом случае ее
делают за одно целое с фланцами из мягкой поделочной стали. Весьма
часто ее отливают из ковкого чугуна. Наконец, корпус ступицы может
быть изготовлен по частям, которые затем свариваются.
Пример конструкции последнего типа дан на рис. 309, где тормоз-
ной барабан и фланец приварены к основной трубе, причем диск бара-
*) В 1946 г. утвержден стандарт на ниппели для спиц ГОСТ 3228 46 (Г. 84).
394
X 78
Рис. 309. Сварная втулка.
Рис. 310. Установка и уплотнение оси колеса.
бана использован одновременно и для зацепления головок спиц, а цеп-
ная шестерня крепится к фланцу.
Ступицы с конусными шариковыми подшипниками велосипедного типа
в настоящее время применяются весьма редко. Обыкновенно ступицы мон-
тируются или на стандартных радиальных шарикоподшипниках, хорошо
выдерживающих и осевую нагрузку, или на конусных роликовых под-
шипниках, как показано на рис. 304.
В данном случае приведен пример ступицы легкосъемного колеса.
Подшипники ступицы могут быть посажены на дополнительной трубча-
той оси, как на рис. 304, или непосредственно на основной оси, за-
крепленной в вилке (рис. 310). Посадка подшипников на оси — сколь-
зящая, в корпусе ступицы — легкопрессовая.
В конструкции, показанной на рис. 305, наружные обоймы под-
шипников запрессованы в корпус ступицы, причем положение подшипни-
ков фиксируется распорной втулкой, упирающейся в торцы внутренних ко-
лец. Эта распорная втулка, вместе с закрепленными на ее концах шайбами,
Рис. 311. Способы соединения ступицы легкосъемного колеса
с тормозным барабаном.
служит одновременно камерой для консистентной смазки, которая вво-
дится шприцем через масленку и постепенно проходит к подшипникам
через зазоры между шайбами и корпусом ступицы.
Детали установки колеса в вилке и крепления оси и подшипников
показаны на рис. 310. Внутреннее кольцо подшипника фиксируется
гайками А и В, высота которых определяет вместе с тем и правильное
положение цепной линии. Для удержания смазки и защиты от пыли
служат шайбы D и фетровые прокладки С. Сама ось закрепляется
в проушинах вилки обыкновенными или барашковыми гайками £.
Оси колес, особенно задняя, подвергаются значительным изгибаю-
щим усилиям как от приходящегося на ось веса, так и от силы тяги и на-
тяжения цепи.
Нагрузки эти действуют в разных плоскостях.
На фиг. 312 представлена схема нагрузки оси от веса, приходящегося
на данное колесо. При расчете оси переднего колеса вес G можно при-
нимать равным 0,4 общего веса мотоцикла и водителя. Для заднего
колеса G — 0,6 общего веса. Кроме того, надо учесть наличие пасса-
жира на багажнике, вес которого следует полностью относить к задней
оси.
396
Сила (7 распределяется поровну на оба подшипника и действует в
вертикальной плоскости. Отсюда легко определить графически или ана-
литически изгибающий момент ТИ*.
Натяжение цепи Р и силу тяги Q рис. 313 можно без большой по-
грешности считать действующими в одной горизонтальной плоскости.
При определении этих сил следует предположить максимальный
крутящий момент на 1-й передаче.
Тогда натяжение цепи (§ 62):
р_ ' *1,
где /Ид — крутящий момент двигателя, it— передаточное отношение на
низшей передаче и г — радиус цепной шестерни.
Сила тяги при тех же условиях:
Сила Q распределяется поровну на оба подшипника. Силу Р также
можно разложить на составляющие Рг и Р2, приложенные на подшип-
никах втулки. Таким образом получаем схему нагрузки, представленную
на рис. 313, по которой легко определяется изгибающий момент М2.
Суммарный изгибающий момент:
Напряжение материала:
р __ -Л^из _ ^из
Кв “ ~W~ ~ 0,1 rf3’
где d — диаметр оси.
На практике для переднего колеса применяют оси диаметром 12—14 мм,
для заднего—14—18 леи, причем напряжения, подсчитанные указанным
выше методом, не превосходят обычно ~ 1000 кг/см2.
Схемы нагрузки, представленные на рис. 312 и 313, соответствуют
такой конструкции втулки, при которой подшипники посажены непосред-
ственно на ось. При наличии второй трубчатой оси можно считать на-
грузку распределенной равномерно по всей длине основной оси, что
уменьшает значение максимального изгибающего момента и приводит
к меньшему размеру диаметра оси.
В качестве материала для осей применяются среднеуглеродистые стали
(С = 0,30—0,40) с временным сопротивлением 6000—8000 кг1см2 и
относительным удлинением 20—30°/0.
307
ГЛАВА XVII
ТОРМОЗА
88 Типы и конструкции тормозов
По мере развития мотоциклетной техники примитивные и мало действи-
тельные тормозные устройства, применявшиеся в свое время на мотоциклах
подверглись значительному изменению и усовершенствованию.
Повышение мощности двигателей современных мотоциклов и их ско-
рости, а также условия уличного движения больших городов привели
к необходимости снабжать мотоциклы более надежными и мощными тор-
мозами. Наиболее распространенный тип тормоза, применяемого в на-
стоящее время на мотоциклах, показан на рис. 314; это — раздвиж-
ной колодочный тормоз внутреннего действия.
Рис. 314. Тормоз с внутренними раздвижными колодками.
Тормоза этого типа состоят из двух групп деталей: тормозного
барабана, жестко связанного со втулкой колеса и образующего одну
поверхность трения, и двух колодок, шарнирно укрепленных на раме на
неподвижном диске и образующих вторую трущуюся поверхность. При
торможении колодки прижимаются к внутренней поверхности барабана
и поглощают кинетическую энергию мотоцикла, превращая ее в теплоту.
Реже находит применение на мотоциклах так называемый ленточ-
ный тормоз. Он состоит из стальной ленты с обшивкой из феродо,
которая охватывает тормозной барабан снаружи. В этом случае для
получения торможения концы ленты стягиваются, и она прижимается
к внешней поверхности барабана. Недостатком этой системы является
открытое положение ленты, вследствие чего такие тормоза подвержены
398
Рис. 315. Чугунный литой барабан,
могут понадобиться только для очень тяже-
загрязнению, быстро изнашиваются и не отличаются надежностью дей-
ствия.
С устройством тормозных барабанов и способами крепления их на
втулке мы уже ознакомились в предыдущей главе. По большей части
они изготовляются путем штамповки из листовой стали толщиной
2,5—3,5 мм. Применяются также литые барабаны. Пример такой кон-
струкции приведен на рис. 315: здесь барабан получен центробежной
отливкой из высокосортного хромистого чугуна и прикрепляется к фланцу
втулки восемью шурупами. Возможно изготовление тормозных барабанов
и из легких сплавов с высокой теплопроводностью, но при этом тре-
буется запрессовка стальной втулки для образования рабочей поверхно-
сти, что усложняет и удорожает производство. Литые барабаны изгото-
вляются с ребрами по
наружной поверхности
для увеличения жест-
кости и улучшения
охлаждения.
При одном и том же
давлении колодок на
поверхность бараба-
на тормозной момент
прямо пропорционален
диаметру барабана.
Максимальный диа-
метр тормозных бара-
банов, применяемых
на мотоциклах, соста-
вляет ~ 20 см при ши-
рине колодки до 3,5 см.
Однако такие раз*
лых машин, работающих с прицепной коляской. Обыкновенно можно
обойтись значительно меньшими размерами.
Так, английский завод Webb, специализировавшийся на производстве
раздвижных тормозов, применяет только три размера барабанов:
для легких мотоциклов .
„ средних
„ тяжелых ,
• см)
. . бХ3/4"(15 Х2 „)
. ‘W (18 Х2,5„)
Первый из указанных размеров относится к внутреннему диаметру
барабана, второй — к ширине тормозной колодки.
Тормозные колодки штампуются из листовой стали толщиной
3,5—3 мм. В качестве обшивки применяется лента из феродо толщиной
2—3,5 мм, которая прикрепляется к колодкам впотай медными или
алюминиевыми заклепками.
Так как давление распределяется неравномерно по поверхности ко-
лодки, постепенно уменьшаясь от середины дуги к концам, то обшив-
кой покрывают не всю длину колодки, а лишь среднюю, эффективно
работающую часть ее в пределах центрального угла около 120°.
399
В нерабочем состоянии колодки оттягиваются от барабана пружи-
нами так, чтобы зазор между трущимися поверхностями составлял около
0,5 мм.
Диск, служащий основанием для колодок и оси тормозного кулачка
должен быть надежно укреплен на передней или задней вилке, так как
тормозной момент стремится вращать его по направлению вращения ко-
леса. Для восприятия этого крутящего момента тормозной диск снаб-
жают достаточно прочным хвостовиком, посредством которого он и
связывается с рамой (рис. 314).
Тормоза описанного устройства ставятся на оба колеса мотоцикла.
Крепление тормоза на переднем колесе имеет некоторые особенности
в виду пружинной подвески вилки,
совершающей колебание вместе с
Рис. 316. Передний тормоз при лег-
косъемном колесе.
При наличии неподрессоренной части,
колесом, задача разрешается просто:
тормозной диск жестко укрепляется
на ней обычным способом (рис. 316).
Вилки иных конструкций требуют
шарнирного соединения тормозного
диска с неподвижной частью вилки,
так как взаимное положение их из-
меняется при прогибе пружин. Так,
на рис. 317 видно, что тормозной
диск соединен с жесткой стойкой
вилки серьгой, которая и восприни-
мает крутящее усилие.
Торможение на переднее колесо
долгое время считалось опасным:
предполагалось, что оно может вы-
звать перевертывание всей машины
через руль. Поэтому тормоза на пе-
реднее колесо или совсем не уста-
навливались, или делались такой кон-
струкции, что с их помощью можно
было получить лишь совершенно ни-
чтожное торможение
Однако под влиянием автомобильной практики взгляд на передние
тормоза резко изменился. Выяснилось, во-первых, что устройство мощ-
ного переднего тормозя необходимо для того, чтобы полностью исполь-
зовать весь вес машины для торможения и, следовательно, остановить
ее на кратчайшем расстоянии, и, во-вторых, что при торможении обоих
колес получается меньшее боковое скольжение, чем при одном заднем
тормозе, т. е. опасность так называемого заноса машины уменьшается,
и движение машины остается прямолинейным даже при энергичном тор-
можении на мокрой дороге.
Оба эти явления объясняются одной и той же причиной: при тор-
можении нагрузка перемещается с заднего колеса на переднее, следо-
вательно, с одной стороны, торможение заднего колеса становится
менее действительным, а с другой—сцепление его с почвой ослабевает
настолько, что оно начинает легко скользить вбок.
Какой значительный эффект дает применение тормозов на оба
колеса, можно видеть из следующего рассуждения.
400
Обозначим через О полный вес мотоцикла с водителем, Gc — его
сцепной вес, р — коэфнцент сцепления, -и— скорость движения в jw/сек.
и 5^—путь, проходимый мотоциклом от начала торможения до остановки.
Максимально-возможная сила торможения, при которой начинается уже
скольжение колес, равна очевидно р • Gc«
Произведенная ею работа на пути s будет—p-Gc«s.
Эта работа равна живой силе мотоцикла, соответствующей скорости
, Ъ-G-v2
движения v м/сек., т е. —.
Здесь коэфициент о учитывает инерцию вращающихся частей; если
торможение производится с выключенным сцеплением, что обычно и
практикуется, то 8=1.
Таким образом имеем равенство:
г с G-s
х i
откуда
_______________________________ G’V2
S ~ ~2^GZg'
Сопротивлением воздуха и качения, которые содействуют торможе-
нию, мы для упрощения вывода пренебрегаем
При тормозах на обоих колесах сцепным весом является полный вес
машины, т е. G = Gc, и из уравнения (1) получается, что путь тормо-
жения:
2pg‘
(О
При наличии тормоза только на заднем колесе в качестве сцепного
веса может быть использовано не больше половины общего веса, т. е.
г G
Gc~~ 2’
и уравнение (1 ) дает
$ = - .
р-
Другими словами, путь, на котором можно остановить машину, во
втором случае теоретически вдвое больше
Сопротивление качения и воздуха несколько уменьшает путь тормо-
жения.
На основании многочисленных испытаний можно считать в среднем,
что хорошо спроектированные и отрегулированные тормоза дают воз-
можность затормозить мотоцикл со скорости 50 км в час до полной
остановки на следующем расстоянии:
При торможении двумя тормозами.......10—12 м
„ передним тормозом............14— 16 м
я „ задним тормозом........18 — 20 м
Таким образом передний тормоз оказывается, как правило, более
эффективным
Практическое значение этих цифр очевидно.
По общепринятым правилам задний тормоз приводится в действие
педалью, соединенной системой тяг с тормозным кулачком, раздвигающим
концы колодок; передний тормоз — ручным рычагом на правой ручке
26 А. М, Иерусалимский, 913 401
руля и гибким тросом. Тяги и тросы должны иметь приспособление для
регулировки длины. На рис 317 видно так же, что конец троса можно
прикреплять к поводку тормозного кулачка в разных точках, для чего
в поводке просверлены отверстия 1
и 2. Этим тоже регулируется в из-
вестных пределах сила торможения.
Иногда работу обоих тормозов
связывают таким образом, чтобы при
нажатии педали действовали оба тор-
моза, причем передний тормоз обык-
новенно может действовать еще и
самостоятельно от рычага на руле.
Пример подобной конструкции
приведен на рис. 318. Педаль в дан-
ном случае имеет два плеча: к одному
присоединяется тяга заднего тормоза,
к другому — трос, идущий к перед-
нему тормозу.
В правой части рисунка видно
независимое присоединение боуденов-
ских тросов от педалей и от руко-
ятки руля к поводку переднего тор-
моза.
Рис. 317. Передний тормоз Харлей
Давидсон.
Распределение силы торможения между колесами и одновременность
действия тормозов достигается соответствующей регулировкой длины
тяг и тросов.
Некоторые заводы регулируют взаимносоединенные тормоза таким
образом, чтобы передний начинал действовать несколько раньше заднего.
Такая регулировка обеспечивает известную мягкость торможения и спо-
собствует устойчивости мотоцикла, так как перераспределение нагрузки
колес происходит менее резко. Связь между обоими тормозами может
быть осуществлена не только механически, но и другими способами,
например гидравлически (мотоциклы „Аскот-Пуллин“) или пневмати-
чески.
402
Обе эти системы, при всех их технических преимуществах, не полу-
чили распространения на мотоциклах, так как здесь они не являются
столь необходимыми, как на тяжелых автомобилях.
При карданной передаче задний тормоз помещали иногда не на втулке
заднего колеса, а на самом карданном валике, повторяя таким образом
ту же ошибку, которую делали в свое время автомобильные конструк-
торы. Так как тормозной момент увеличивается при этом в несколько
раз передаточным отношением в конической передаче, то от водителя
требуется сравнительно небольшое давление на педаль для получения
эффективного торможения, но зато тормозная нагрузка воспринимается
зубьями конических шестерен, что усиливает их износ. Впрочем, боль-
шинство современных мотоциклов с карданной передачей имеет тормоза
на втулке заднего колеса, где им и надлежит быть.
89. Расчет тормозов
Расчет тормозов мотоцикла имеет целью: а) определение тормозного
момента на барабане, достаточного для получения максимально-возможного
и вместе с тем безопасного для устойчивости мотоцикла торможения;
б) определение передаточного отношения между педалью или рукояткой
на руле и самим тормозом, которое, с одной стороны, позволяло бы
осуществить необходимый тормозной момент и, с другой — не требовало бы
от водителя чрезмерных усилий; в) определение размеров тормоза,
не допускающих слишком быстрого износа трущихся поверхностей, и
г) определение прочных размеров деталей тормоза.
Рассмотрим эти задачи по порядку.
Максимальная тормозная сила Qmax между покрышкой колеса и до-
рогой зависит от нагрузки на данное колесо Ос и коэфициента сцепле-
ния р:
Qmax == Р* Ос .
Для возникновения этой силы необходим на тормозном барабане мо-
мент
===Qnftix*A< =рСс,^к« (2)
При этом условии колесо будет заторможено вмертвую и начнет
скользить по дороге. Если такое положение может быть еще допущено
для двухколейного экипажа, например для автомобиля или для мото-
цикла с прицепкой, то оно совершенно неприемлемо для мотоцикла-оди-
ночки, так как сохранять равновесие и управлять машиной при скольжении
колес весьма трудно. Поэтому мы рекомендуем принимать за максималь-
ную величину М м, несколько меньшее значение, чем следует по уравне-
нию (2), или вводить в уравнение преуменьшенное значение коэфи-
циента сцепления р, например считать за расчетную величину р=0,5.
В действительности для большинства дорог в сухом состоянии р>0,5
и может доходить для шин низкого давления до 0,75.
При определении сцепного веса Gc , приходящегося на данное колесо,
надо иметь в виду перераспределение нагрузки во время торможения.
Для мотоциклов можно считать с достаточным для расчетных целей при-
ближением, что при торможении вес машины распределяется поровну
403
между обоими колесами (хотя при очень резком торможении переднее
колесо может оказаться нагруженным больше заднего, стр. 363).
Чтобы получить на тормозном барабане момент Л4М, определяемый
уравнением (2), надо, как известно, прижать колодки к поверхности ба-
рабана, для чего свободные концы их раздвигаются повертыванием кулачка.
На рис. 319 давление на левую колодку обозначено знаком />
н давление на правую колодку—Р2. Силы эти при обычной конструкции
тормоза неравны. Если вращение барабана происходит в направлении,
показанном на чертеже (влево), то Р1<Р2 (та1< как трение содействует
силе Рг и противодействует силе Р2). Для целей расчета нам, однако,
достаточно знать не каждую из этих сил в отдельности, а суммарную
силу Р = Р14-Р2, которую надо приложить к кулачку, чтобы вызвать
необходимое нажатие колодок на поверхность барабана и создать этим
тормозной момент Мм. '
Рис. 319, К расчету тормозов.
Эта суммарная сила может быть определена из следующего уравне-
ния:
Р= Л%С°2В)-' (3)
В этой формуле «х0—коэфициент трения обшивки тормоза, г — ра-
диус барабана в см *).
Зная силу Pt которую надо подвести к тормозному кулачку, и за-
даваясь давлением, которое может произвести водитель на педаль или
рукоятку тормоза, можно определить полное передаточное отношение t,
которое необходимо осуществить между педалью и кулаком.
Обозначая давление на педаль или на рукоятку ручного тормоза зна-
ком Рп, получим
Если передаточные отношения в отдельных звеньях тормозного при-
вода гь /2 и пр., то очевидно i = iV'i2... и т. д. (см. рис. 319).
*) Вывод см. акад. Е. А. Чудаков, Курс устройства автомобиля. Шасси.
404 *
Величина силы Рп , которую надо подставить в формулу (4), до-
вольно неопределенна и в значительной степени зависит от физических
качеств водителя, что вносит неопределенность и в самый расчет необ-
ходимого передаточного отношения.
Можно считать, что максимальное давление, которое может произ-
вести на педаль средний водитель, составляет 30 — 40 кг, а на рулевую
рукоятку вдвое меньше. На них и следует вести расчет, хотя в нормаль-
ных условиях эти давления будут, конечно, значительно меньше. Пере-
даточное отношение i также не является постоянным и при повороте
тормозного кулака изменяется вследствие изменения плеч рычагов. По-
этому его надо относить к какому-либо вполне определенному положе-
нию тормозного кулака, например к началу торможения, когда весь зазор
между колодкой и барабаном уже израсходован.
Соответствующее положение кулака и перемещение концов колодок х,
необходимое для поглощения зазора, проще всего определяется графи-
чески *). Обычно при повороте кулачка плечо его уменьшается, и, следо-
вательно, передаточное отношение возрастает, и притом тем больше, чем
больше зазор между колодкой и барабаном. Величина этого зазора при
неизношенной обшивке может составлять 0,25 мм и даже меньше, но
при износе или неправильной регулировке длины тяг может достигать
1—1,5>ил<. При большом передаточном отношении это сильно увеличи-
вает мертвый ход педали и приводит к необходимости часто регулиро-
вать тормоза из-за невозможности произвести торможение, так как ход
педали и особенно рукоятки на руле ограничен практически допустимыми
пределами. Полный ход педали не превышает обычно 15 мм, а рукоятки
50—60 лш, иначе пользоваться ими было бы неудобно. Необходимо, сле-
довательно, проверить, хватает ли хода педали или рукоятки для того,
чтобы не только выбрать зазор, но и произвести необходимое давление
на колодки. При этом надо иметь в виду, что тормозной механизм не
представляет собой идеально-жесткой системы, а напротив — довольно
сильно деформируется вследствие смятия обшивки, игры в шарнирах, про-
гиба осей и т. п. Поэтому, после того как колодки вошли в соприкосно-
вение с барабаном, педаль должна иметь еще достаточный запас хода, со-
ставляющий 35—5О°/о полного ее перемещения.
Расчет тормозов на износ касается главным образом обшивки коло-
док. Удельное давление между обшивкой и барабаном определяется урав-
нением:
Р
s кг 1см2, (5)
r 2ct-cosP '
где Р=Р1-|-Р2— суммарная сила давления кулака на концы колодок,
определяемая из уравнения (3), Ъ — ширина обшивки в см и г—радиус
барабана.
Имея в виду, что максимальное торможение на практике применяется
сравнительно редко, можно допустить при этих условиях
р=15 кг {см2.
Однако удельное давление само по себе еще не вполне характеризует
износ. Износ зависит от работы трения, выполняемой тормозами во время
*) См акад. Е. А Чудаков, Расчет автомобиля, часть И
405
торможения. Поэтому о нем часто судят по так называемому коэфициенту
износа, представляющему собой произведение удельного давления на
окружную скорость барабана: p’VQ. Последнюю следует определять при
той максимальной скорости мотоцикла -Ущах, с которой начинается тор-
можение: г
t’O ~~~ ^тах ’ ~ М Сек.
'к
Следовательно, коэфициент износа:
v0 = ^ax -4~Л/сек-
Допускаемым значением коэфициента износа считается 50 кгм/см2 сек
Что касается последней части расчета, т. е. расчета деталей тормоз-
ного механизма на прочность, то он произодится по общим уравнениям
сопротивления материалов и едва ли нуждается в разъяснениях: тяги и
тросы рассчитываются на растяжение, оси и плечи рычагов — на изгиб
валик тормозного кулачка — на изгиб и скручивание.
Пример. Произведем примерный расчет тормозов мотоцикла при следу-
ющих условиях. Полный вес машины с нагрузкой — 220 кг, диаметр тормоз-
ного барабана d — 16 см, ширина обшивки b = 2 см, длина обшивки соответ-
ствует центральному углу 120°, т. е. равна 16 см, следовательно, согласно рис. 310
угол В — 30° или в радианах
₽ = ода.
Сцепной вес при торможении предполагаем распределенным поровну на оба
колеса: Gc = 110 кг-, р. = 0,5, радиус колеса гк = 32 см.
Необходимый тормозной момент по уравнению (2):
Мя = 110 • 0,5 • 32 = 1760 кг-см.
Суммарная сила Р давления кулачка на концы колодок, считая коэфициент
трения обшивки ро = О,3, по уравнению (3):
р_ 1760-0,866
И 0,3-8-(3,14 —2-0,525) ~ 304 Кг'
Принимая .максимальное давление на педаль Рл = 30 кг, найдем необходимое
передаточное отношение:
(Для переднего тормоза, приводимого в действие рукой, i получилось бы
примерно вдвое больше, т. е. 20).
Удельное давление на обшивке по уравнению (5):
304
Р~ 2 • 2 • 8 • 0,866 ~ 11 кг/см*’
Что можно считать допустимым.
Коэфициент износа при ^тах = 60 км/ч. = 17 м/сек., т. е. максимальной
скорости, с которой разрешается движение во дорогам общего пользования,
P-Vq = 11 • 17.= 46 кгм/см2 сек.,
т. е. не превышает допускаемого.
ГЛАВА XVIII
ПРИЦЕПКИ К МОТОЦИКЛАМ
90. Конструкция колясочных рам и крепление их к мотоциклу
Присоединение к мотоциклам прицепных колясок, приспособленных
для тех или иных целей, значительно расширяет область применения
мотоцикла и превращает его из машины индивидуального пользования
в одно из средств легкого транспорта как пассажирского, так и грузо-
вого, находящее себе широчайшее практическое применение.
Соответственно целям, для которых предназначается оборудованный
таким образом мотоцикл, кузова прицепок отличаются большим разно-
образием. Однако тема эта, как относящаяся к кузовному делу, не
входит в задачи настоящей книги и не может быть развита в ней
с достаточной полнотой*).
Мы ограничимся поэтому рассмотрением только устройства рам при-
цепок и их крепления к мотоциклу, поскольку возникающие при этом
вопросы непосредственно касаются мотоциклетного конструктора и
должны быть разрешены при его участии.
Кроме того, при проектировании рамы
самого мотоцикла также приходится счи-
таться с возможностью крепления к ней
прицепки.
Основным и почти исключительно при-
меняющимся в настоящее время типом при-
цепки является боковая коляска, кото-
рая крепится к раме мотоцикла с левой
или с правой стороны. Решение вопроса рис 320
о том, с какой именно стороны следует
присоединять прицепку, зависит главным образом от правил движения,
принятых в стране. В странах с движением по правой стороне дороги
коляска крепится также справа от мотоцикла; в странах, где, подобно
Англии, правила предписывают держаться левой стороны, коляска рас-
полагается слева.
Таким образом при остановке машины на улице коляска всегда
будет находиться у края тротуара (рис 320), что обеспечивает удоб-
ство посадки пассажира или погрузки-разгрузки грузового кузова, не
обходя машину со стороны проезжей части улицы. Для водителя такое
расположение прицепки имеет то значение, что при обгоне других эки-
пажей он лучше видит дорогу впереди себя.
Некоторое неудобство возникает только при езде по дорогам с очень
выпуклым профилем, так как при этом коляска обнаруживает тенденцию
тянуть машину на себя. Однако этот недостаток может быть устранен,
если заранее установить мотоцикл с некоторым „развалом", т. е.'с от-
клонением от вертикальной плоскости на 2—3°, что обычно и практи-
куется. Считаясь с существующими в СССР правилами движения, при-
ходится, следовательно, признать наиболее целесообразным правое рас-
положение прицепки. Если при этом стартер расположен тоже справа,
) Формы и размеры кузовов см. Мотоциклетный справочник.
407
то необходимо предусмотреть возможность и удобство манипулирования
им, что достигается соответствующим расположением тяг, крепящих
коляску.
Заметим кстати, что сама рама прицепки может быть сконструиро-
вана таким образом, чтобы возможно было крепить ее как с правой
так и с левой стороны машины. Пример подобной конструкции при-
веден на рис. 321. Легко видеть, что шарнир 1 и ось колеса выпол-
нены здесь взаимно-заменяемыми, следовательно, их можно поменять
местами. Тяги 2 и 3 также могут быть повернуты в другую сторону, и
таким образом прицепка крепится по желанию справа или слева от мо-
тоцикла.
Основанием прицепки служит горизонтальная рама из стальных труб
(рис. 321—322) или листового материала. Части ее соединяются наглухо
Рис. 321. Рама с креплением в трех точках.
пайкой или сваркой, либо могут быть связаны только зажимными муф-
тами, стягиваемыми болтами. Такая разборная рама и воспроизведена на
рис. 321, где вся передняя часть рамы состоит из одной трубы, концы
которой соединены на болтах с задней траверсой, несущей на себе ось
колеса и рессоры.
Длина рамы определяется условиями ее крепления к мотоциклу и заклю-
чается в пределах 850 —1000 м и; поперечные размеры выбираются с таким
расчетом, чтобы ширина колеи не превосходила 1100—1200 мм.
Рама крепится к мотоциклу обыкновенно в трех, иногда в четырех
точках. Болт 1 прикрепляется к концевому узлу задней вилки мотоцикла.
Вместе с осью колеса прицепки он воспринимает почти целиком вертикаль-
ную нагрузку от веса кузова. Передний конец рамы прицепки поддер-
живается тягой 2, которая крепится или к рулевому узлу рамы мотоцикла
или к нижней части передней трубы. Так как подвеска кузова выпол-
408
няется всегда с таким расчетом, чтобы нагрузка приходилась в большей
своей части на заднюю ось, то передний конец рамы прицепки нагружен
сравнительно слабо. Можно даже совсем разгрузить его от веса кузова,
относя последний назад и располагая сидение для пассажира над задней
траверсой. Таким образом при надлежащем распределении веса можно
вполне обойтись одной тягой 2 для переднего конца рамы Однако неблаго-
приятный консольный характер этой нагрузки заставляет иногда особенно
для грузовых прицепок, применять здесь дополнительную тягу 4 (рис. 322),
во избежание провисания переднего конца прицепки.
Тяга 3 верхним своим концом крепится к подседельному узлу рамы
мотоцикла. Главное ее назначение состоит в том, чтобы удерживать
в вертикальном положении сам мотоцикл, не позволяя ему крениться
Рис. 322. Рама с креплением в четырех точках.
набок. Вместе с тем она воспринимает вращающий момент, который
создается сопротивлением движению коляски и который стремится отвести
назад всю заднюю траверсу вместе с осью колеса.
Крепление в трех точках меньше деформирует раму мотоцикла, чем
крепление в четырех точках, которое вообще надо считать целесообразным
только при достаточной жесткости и прочности рамы.
В конструкции тяг прицепки должна быть предусмотрена возмож-
ность регулировки длины (рис. 323). Все соединения выполняются
шарнирными, причем для вспомогательных тяг 3—4 вполне удовлетвори-
тельны обыкновенные вилочные шарниры по рис. 323.
Для основных точек крепления 1 и 2 применяются большей частью
шаровые шарниры. Стандартная конструкция быстродействующего зажима
для шарового соединения показана на рис. 324. Зажим, укрепленный
в кронштейне на раме прицепки, состоит из двух „цанг" а, втягивае-
мых внутрь трубчатого корпуса посредством винта Ь. Для соединения
с шаровым наконечником, прикрепленным к раме мотоцикла,винт b дол-
40?
жен быть отпущен, после чего ударом по головке винта цанги выдви-
гаются из конического расширения корпуса и могут быть разве ены на
достаточный угол для введения между ними шарового наконечника В
движение цанг ограничивается поперечным шплинтом с. Затем враще-
нием винта b цанги снова втягиваются в корпус и зажимают наконечник
Рис. 323. Тяги и шарниры крепления коляски.
В некоторых странах детали всех соединений прицепки, а также точки
их расположения на раме мотоцикла стандартизованы, что надо считать
желательным и для отечественного мотоциклостроения.
Ось колеса коляски выполняется по большей части в виде консоль-
ной балки, т. е. имеет опору только на одном конце. Это приводит
к необходимости утолщать ее в опасном сечении примерно до 25 мм
с постепенным уменьшением диаметра
к свободному концу. На рис. 323
показана другая конструкция — с
замкнутой вокруг колеса рамой, при-
чем ось получает вторую точку
опоры и может быть поэтому сде-
лана тоньше. Необходимо, однако,
предусмотреть здесь удобство съемки
колеса, которое при этой конструк-
ции нельзя сдвинуть вдоль оси, в
сторону, чтобы вывести из-под щитка.
Поэтому необходимо или сделать
заднюю половину щитка откидной
или весь щиток укрепить на поворотном кронштейне, чтобы, повернув
его вперед по направлению вращения колеса, иметь возможность выка-
тить колесо назад.
Полезно также устройство подставки под колесо прицепки.
На прицепках тяжелого типа нередко устанавливают на колеса доба-
вочный тормоз, который соединяется тягами с тормозной педалью мото-
цикла.
410
Наиболее употребительные способы подвески кузовов показаны на
рис. 321,322 и 325. Рис. 321 представляет подвеску кузова в трех точках:
в передней части — на одной спиральной пружине, в задней — на двух
листовых С-образных рессорах.
На рис. 325 применены четыре С-образных рессоры; концы их соединены
поперечинами, на которых и устанавливается кузов. На рис 322 кузов
укреплен на трех листовых четвертных рессорах, из которых только одна
поддерживает передок кузова. Наконец, кузов может быть подвешен всего
на двух длинных полуэллиптических рессорах, укрепленных на раме сред-
ней своей частью.
Материалы для рам
прицепок применяются
те же, что и для мото-
циклетных рам.
В большинстве слу-
чаев ограничиваются
рессорной подвеской
самого кузова коляски,
ось же колеса при-
цепки жестко укре-
пляют на раме, как Рис. 326. Торсионная подвеска.
это имеет место на
всех показанных выше конструкциях. Иногда, однако, применяют рес-
сорную подвеску и для колеса прицепки. Это особенно целесообразно
в том случае, если и на самом мотоцикле применена задняя рессорная
подвеска. Эластичное соединение оси колеса с рамой прицепки может
быть выполнено посредством спиральных или листовых пружин по
одному из способов, показанных выше на рис. 273. Более новым спо-
собом является так называемая стержневая или торсионная подвеска.
Принцип ее поясняется рис. 326.
Поперек рамы коляски укрепляется стержень 1 из специальной пру-
жинной стали. Одни конец стержня жестко закреплен в своем гнезде
411
другой свободно установлен в подшипнике. На свободном конце стержня
закреплен рычаг 3, несущий ось колеса. Понятно, что нагрузка на ось
колеса вызывает поворот рычага и скручивание стержня. Сопротивле-
ние, которое оказывают все упругие тела скручиванию, и является
той силой, которая используется в данном случае для амортизации ко-
лебаний оси колеса.
Этот способ подвески может быть использован также для подвески
самого кузова.
Если нагрузка на колесо коляски — Р кг и плечо поворотного ры-
чага— а см, то максимальный момент М, скручивающий стержень,
М —Р ‘ а кг-см.
Напряжение скручивания стержня может быть определено по формуле
16 • М 2
г==~^Р~ кг<см-
Угол закручивания стержня (в радианах):
где I — длина стержня в см, d — диаметр стержня в см, G — модуль
сдвига (800 000 кг [см2).
91. Влияние прицепки на динамику мотоцикла
Тот запас мощности, которым обладают современные мотоциклы,
даже малолитражные, достаточен для того, чтобы тянуть прицепку с пас-
сажиром или грузом 70—100 кг. При хорошем состоянии дорог с этой
задачей справляются даже легкие мотоциклы 200—250 см3. Однако
динамика машины при этом значительно изменяется. Максимальная ско-
рость снижается на 30—35°/0, соответственно понижаются и другие
динамические качества машины, а условия работы и охлаждения двига-
теля становятся гораздо напряженней. Так как к тому же и рамы легких
мотоциклов не обладают достаточной прочностью, то для наших условий
надо считать допустимым присоединение прицепок к мотоциклам с ку-
батурой не меньше 500 см3, наиболее же подходящими для этой цели
являются мотоциклы в 750 и 1000 см3.
Тяговая характеристика мотоцикла с прицепкой может быть построена
совершенно таким же образом, как и для одиночки (см. § 17). При этом
надо только учесть увеличение общего веса машины на 120—160 кг
(вес прицепки с нагрузкой) и лобовой площади приблизительно до 1 м'~.
Коэфициент обтекаемости при этом, согласно сказанному в § 10, следует
принимать К — 0,08. Вследствие повышения всех сопротивлений величина
передачи для мотоциклов с прицепками должна быть понижена на 12—15° 0,
что достигается сменой ведущей цепней звездочки на валу двига-
теля при цепной передаче, или изменением передаточного отношения
в конической передаче при кардане. Так как при этом коробка скоро-
стей сохраняется без изменений, то все передаточные отношения изме-
няются в одинаковой мере
413
1акое решение задачи наиболее просто и с практической точки зре-
ния единственно приемлемо, но оно не дает возможности получить
подбор передач, наиболее выгодных теоретически.
Если применить к мотоциклу с прицепкой метод расчета передаточ-
ных отношений, изложенный в § 69, то нетрудно убедиться в необхо-
димости полной переделки всей коробки передач. Это происходит потому,
что прицепка, весьма повышая все сопротивления движению, лишь очень
незначительно увеличивает сцепной вес мотоцикла, который попрежнему
сосредоточен только на одном заднем колесе. Вес этот увеличивается
не более чем на А/8 веса прицепки, т. е. на 30 — 40 кг *). Это ограни-
чивает возможность понижения первой передачи, во избежание буксо-
вания ведущего колеса. Между тем высшую передачу следовало бы по-
низить в гораздо большей степени для использования полной мощности
Рис. 327.
Таким образом интервал между низшей и высшей передачами сужи-
вается, что влечет за собой изменение и промежуточных отношений
в коробке, т. е. ее реконструкцию.
Однако переделывать коробку непрактично. Напротив, следует ее
сохранить без изменений, что и соблюдается в действительности всеми
заводами. При этом условии единственным выходом является компромисс-
ное решение, т. е. снижение всех передач на 12—15°/0 с тем, чтобы
сцепление колеса было все же обеспечено на самой низшей передаче.
При четырехступенчатых коробках это приводит обычно к тому, что
максимальная скорость достигается не на высшей, а на третьей передаче.
Такое положение изображено на рис. 327. Здесь Л/1Ч.иЛ% предста-
вляют мощность, подводимую к заднему колесу мотоцикла с прицепкой
на высшей и на предпоследней передачах (передаточные отношения = 5,9,
h = 7,8); кривая N, выражает мощность, расходуемую на качение при
*) Например, у мотоциклов М-72 с прицепкой общий вес 362 кг распреде-
ляется следующим образом: на переднее колесо — 32%. на заднее — 42%, на
колесо коляски — 26% (без нагрузки, с полной заправкой), г. е. нагрузка на
ведущее колесо = 147 кг, а для одиночки эта нагрузка = 117 кг, т. е. увеличе-
ние = 30 кг.
413
/=0,03, что соответствует среднему качеству дороги; кривая A/y+w —
суммарную мощность, затрачиваемую на сопротивление качения и воздуха.
Как видно, на четвертой передаче мощность двигателя используется не в
полной мере и максимальная скорость составляет около 72 км ч., на
цепки.
1 — главная передача; 2 — диференциал цилиндриче-
ский;.?—муфта блокировки дифер енциала; 4 — при-
водный вал на колесо коляски; 5— редуктор;
6— ступпца заднего колеса мотоцкла.
D, § 17), который надо признать
меньше 7—8% на шоссе и 4—б°/0
третьей же передаче она дости-
гает 76 км':ч. Тот же мото-
цикл без прицепки и с переда-
чей — 5,3 развивает ско-
рость ~ 100 км[ч. При оценке
динамических качеств мотоцик-
ла с прицепкой следует иметь
в виду не только шоссейные
дороги, но и грунтовые с коэ-
фициентом сопротивления около
/=0,06, так как и в этих усло-
виях машина должна работать
достаточно эффективно. Этим
требованием сразу пресекается
возможность использования
малолитражных мотоциклов. На
основании различных испытаний
и пробегов, производившихся
в СССР, можно придти к за-
ключению, что удельный тяго-
вый запас мотоцикла с прицеп-
кой (динамический фактор —
удовлетворительным, составляет не
на грунтовых дорогах.
Рис. 329. Общий вид прицепки с ведущим колесом.
Такие значения динамического фактора дают только мотоциклы тяже-
лого типа с объемом цилиндров выше 500 сл«3.
414
Для специальных целей, когда требуется максимально возможное
увеличение тягового усилия, и экономичность конструкции отступает на
задний план, — колесо прицепной коляски, как и заднее колесо са-
мого мотоцикла, может быть сделано ведущим. Так как при этом полнее
используется сцепной вес машины, то первая передача может быть зна-
чительно понижена, и соответственно увеличивается проходимость ма-
шины в условиях бездорожья.
Мотоциклы тяжелого типа с приводом на колесо прицепки выпу-
скались для военных целей несколькими зарубежными заводами: Гном
и Рон (Франция), F. N. и Саролеа (Бельгия), BMW и Цюндапп (Гер-
мания), Харлей-Давидсон и др.
Привод на колесо коляски осуществляется дополнительным кардан-
ным валом или цепью. Схема одного из возможных решений предста-
влена на рис. 328 и 329. К нормальной коробке передач присоединяется
дополнительная понижающая коробка (демультипликатор), имеющая также
реверс для получения заднего хода, или вся коробка переделывается
заново (см. рис. 238). Отбор мощности на колесо коляски производится
карданным валиком от главной конической передачи. Заводы BMW и
Цюндапп устанавливали на приводе к колесу коляски диференциал,
без которого, однако, обходились другие заводы. Диференциал имел
приспособление для блокировки, когда требуется вывести машину из грязи,
снега и т. п. Опытные образцы тяжелого мотоцикла повышенной прохо-
димости были осуществлены бывшим Тюменским мотоциклетным заводом
в годы войны. Они получили наименование TM3-53. и на испытаниях
показали хорошие качества.
Техн редактор М. В. Тишкова
Подписано к печати 10/VI 1947 г. М03256. Печ. лист 26
Уч.-изд. лист. 34,85. Тираж 10.000 экз. Заказ №913
1-я тип. Машгиза. Ленинград, ул, Моисеенко, 10.