ББК 39.361
Б42
УДК 629.118.6-482
Рецензент ивж. А. А. Капустин
Бекман В. В.
Б42 Гоночные мотоциклы. — 4-е изд., перераб. и доп. Лл
Машиностроение, Ленингр. отд-ние, 1983. 271 с., ил.
В nep.: 1 р. 30 к.
В книге приведены сведения о развитии эксплуатационных качеств гоноч*
пых мотоциклов и о техническом прогрессе в области конструирования специаль»
вых мотоциклов скоростного типа. Дана классификация гоночных мотоциклов
и описаны условия их эксплуатации. Сформулированы требования, предъявляе-
мые к топливам для гоночных двигателей. Рассмотрены вопросы динамики и пер-
спективы увеличения быстроходности гоночных мотоциклов.
В четвертом издании (3-е изд. 1975 г.) отражены новейшие тенденции в кон-
струировании гоночных мотоциклов, а также изменения в технических параметрах
и устройстве механизмов, получивших распространение в последнее время.
Книга предназначена для инженерно-технических работников мотоциклетной
промышленности; она также может быть использована широким кругом лиц,
пользующихся мотоциклами.
_ 3603030000-158	.. оо	ББК 39.361
Б —038(01)-: 3 - КБ’,5-44’83	6Т2.6
© Издательство «Машиностроение», 1983 г.
www.vokb-la.spb.
ПРЕДИСЛОВИЕ
Быстрый те лп развития автодорожной промышленности в СССР
создает все предпосылки для организации скоростных мотоциклет-
ных состязаний, имеющих не только спортивное, но и, глазным
образом, техническое значение.
Наряду с массовым производством обычных дорожных мото-
циклов в нашей стране разрабатываются конструкции специальных
мотоциклов, рассчитанных на эксплуатацию в скоростных сорев-
нованиях. Можно не сомневаться в том, что количество гоночных
мотоциклов советского производства будет увеличиваться с каж-
дым годом.
Гоночный мотоцикл является, прежде всего, эксперименталь-
ным объектом, способствующим повышению качества серийных
машин. Развитие конструкций гоночных мотоциклов отличается
очень интенсивными темпами. Быстроходность всех типов гоночных
мотоциклов неуклонно возрастает; даже в слабейшем классе
50 см3 максимальные скорости достигают 200 км/ч.
Такие успехи возможны только на основе непрерывного усо-
вершенствования конструкций, а также разработки и испытания
новых механизмов и деталей мотоцикла.
Существовавшие прежде примитивные способы проведения го-
нок и подготовки спортивных мотоциклов уступили место техни-
чески обоснованным принципам организации мотоциклетных го-
нок и научным методам постройки гоночных мотоциклов.
Основная задача нашего мотоциклетного спорта состоит в том,
чтобы систематически добиваться высоких спортивных результатов
как в гонках местного характера, так и в международных встре-
чах с лучшими представителями других стран.
Решение этой задачи, связанное с разработкой высококаче-
ственных гоночных мотоциклов и подготовкой кадров соответст-
вующей квалификации, требует анализа и обобщения опыта, на-
копленного международным мотоциклетным спортом за многие
годы, критического подхода к оценке конструкции гоночных мо-
тоциклов и выявления основных тенденций их развития.
Предлагаемая книга имеет целью дать читателю систематизи-
рованные обобщенные сведения, характеризующие развитие уст-
ройства современных гоночных мотоциклов и их эксплуатацион-
ных качеств.
Гоночная техника отличается большим разнообразием, а за-
рубежные фирмы опасаются конкуренции и в большинстве слу-
1*	з
Не меньший интерес представляют и серийные дорожногоноч-
ные мотоциклы, которые изготовляются партиями в несколько
десятков или сотен машин и поступают в продажу. Многие из них
по быстроходности мало уступают гоночным мотоциклам, участву-
ющем в международных гонках от имени фирмы.
В горных гонках максимальная скорость на высшей передаче
совсем не используется, зато двигатель часто работает с высокой
частотой вращения на промежуточных передачах. Большое зна-
чение имеют поворотливость, эффективность торможения и при-
емистость.
Трековые гонки требуют от мотоцикла длительной работы на
максимальной скорости; разгон имеет второстепенное значение,
торможение во время гонки вообще не производится. В связи
с этим к конструктивным особенностям трековых мотоциклов
относятся улучшенная обтекаемость, упрощенная тормозная
система (без переднего тормоза) и регулировка двигателя на ре-
жим работы почти исключительно при максимальной мощности.
При достижении рекорда на большие расстояния мотоцикл
работает примерно в таких же условиях, как при трековых гон-
ках. При установлении рекордов на короткие расстояния (1 км
с хода) мотоцикл движется с максимальной скоростью по прямой
линии. Эффективность торможения, быстрый разгон и маневрен-
ность в данном случае — второстепенные качества. Рекордные
мотоциклы для коротких дистанций (см. рис. 18—21) отличаются
обтекаемыми формами и высокой мощносгыо двигателя; заправоч-
ная вместимость бензинового бака невелика и соответствует ди-
станции. Существенную роль играет способность рекордного мото-
цикла удерживать прямое направление при воздействии сильного
давления воздуха и порывов ветра, а также сохранять правильное
распределение нагрузки на колеса.
Из практики гонок известно, что не исключена возможность
успешного использования одной и той же машины в дорожных,
трековых и горных гонках. Во многих случаях посредством срав-
нительно небольших модификаций экипажной части, трансмиссии
и изменения регулировки двигателя (передаточных отношений,
степени сжатия, размера диффузора и т. п.) мотоцикл может быть
приспособлен для различных гонок. В силу этого разделение
гоночных мотоциклов по виду состязаний имеет условный ха-
рактер.
www.vokb-la.
1.
Глава V
ПРИНЦИПЫ ФОРСИРОВАНИЯ
МОТОЦИКЛЕТНЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ
15. УМЕНЬШЕНИЕ ПОТЕРЬ В РАБОТЕ ДВИГАТЕЛИ
Из многочисленных требований, предъявляемых к транспорт-
ным двигателям внутреннего сгорания, наиболее важными для
гоночного мотоцикла являются высокая мощность и хорошая
приемистость, малая масса и надежность (хотя бы в пределах
ограниченного срока службы).
Первое требование вытекает из назначения гоночного мото-
цикла; только увеличение мощности наряду с уменьшением со-
противления движению может обеспечить максимальную ско-
рость.
Второе требование также радикально влияет на динамические
качества, находящиеся в прямой зависимости от отношения
массы к мощности. Чем меньше общая масса мотоцикла, значи-
тельная часть которой приходится на двигатель, тем выше при
прочих равных условиях его скорость и лучше приемистость-
Масса двигателя была предметом общего внимания, когда по тех-
ническим правилам гонок ограничивали массу мотоцикла. В этом
случае всякая полученная экономия массы двигателя могла быть
использована для увеличения его рабочего объема и, следова-
тельно, давала выигрыш в мощности.
Надежность необходима во избежание вынужденных остано-
вок, а тем более механических аварий во время гонки. Интервалы
между первыми тремя мотоциклами на финише гонки часто со-
ставляют всего лишь несколько секунд и нередко измеряются
даже долями секунды. Поэтому остановка, вызванная самой
незначительной причиной, может лишить гоночный мотоцикл
почти завоеванной победы.
Остальные требования, касающиеся долговечности, стоимости,
экономичности, простоты ремонта и ухода, отходят на задний план.
Они могут быть принесены в жертву, если это способствует раз-
витию основных качеств. Впрочем, иногда и расход горючего
должен приниматься в расчет: машина, способная пройти полную
дистанцию с минимальным количеством остановок для принятия
запасов горючего, показывает более высокую среднюю скорость.
Мощность двигателя определяется количеством тепловой энер-
гии, переведенной в механическую работу, и, следовательно#
общим расходом топлива в единицу времени. Но работа двигателя,
как работа всякой машины, связана с рядом потерь. Поэтому
мощность двигателя зависит также от эффективного КПД, харак-
73
теризующего полноту перехода тепловой энергии в механическую
работу. Следовательно, основная задача конструктора гоночного
двигателя заключается в получении максимально возможного
расхода топлива в единицу времени и в увеличении КПД. Как
будет показано в дальнейшем, оба фактора используются для
получения высокой мощности, хотя тот или другой фактор может
превалировать в зависимости от принятой конструкции.
Влияние различных потерь на мощность двигателя характери-
зуется его КПД.
Эффективная мощность (кВт) двигателя может быть выражена
следующими формулами:
для четырехтактного
/Ve = 0,000035т],U)
для двухтактного
ЛГе - 0,00007	А	(2)
где i]m — механический КПД, характеризующий потери на трение
и насосные потери; — термический КПД, характеризующий
потерю вследствие неполного расширения продуктов сгорания
в идеальном цикле (в нетеплопроводном цилиндре); — относи-
тельный КПД, определяющий потери тепла через стенки камеры
сгорания и цилиндра в действительном цикле; — коэффициент
наполнения, определяющий степень наполнения цилиндра горю-
чей смесью, т. е. отношение массы заряда, фактически поступив-
шей в цилиндр, к массе горючей смеси в объеме цилиндра при
давлении и температуре атмосферы; Vh — рабочий объем двига-
теля, л; Hg —теплота сгорания 1 м3 горючей смеси при нормаль-
ных давлении и температуре и при теоретически правильном
составе смеси, необходимом для полного сгорания топлива,
ккал/м3; п — частота вращения коленчатого вала, мин"1.
Сочетание большой мощности и малой массы двигателя может
быть оценено показателем «литровая мощность» /Ул, которая харак-
теризует степень использования рабочего объема двигателя. Под
термином форсирование обычно понимается повышение литровой
мощности двигателя.
На основании формул (1) и (2) литровая мощность опреде-
ляется:
для четырехтактных двигателей
== NjVh = 0,00003511^1^1].^//^;	(3)
для двухтактных двигателей
Лл = 0,00007Лгпад/ПЛА	(4)
По формулам (3) и (4) можно вычислять максимальные значе-
ния литровой мощности, если правильно оценить работу двига-
телей, выбрав соответствующие значения факторов правой части
уравнения.
Определим по формулам (3) и (4) максимальную литровую
мощность двигателей различных типов на основании оптималь-
74
www.vokb-la.1
ных реализованных значений КПД и при высокой частоте враще-
ния, свойственной гоночным конструкциям.
Четырехтактный двигатель без наддува. Выберем следующие
численные значения: т)т = 0,7 — такой механический КПД был
получен во время испытания очень быстроходного двигателя
«Хонда» при частоте вращения около 18 000 мин-1; = 0,7 —
по Рикардо это значение относительного КПД характеризует
тепловые потери гоночных моторов с камерами сгорания весьма
выгодной шатровой формы (по отношению к потерям теорети-
ческого воздушного цикла); гд, = 1,3 —при соответствующем
подборе размеров всасывающего тракта двигателя можно добиться
значений превышающих 1, за счет использования колебаний
потока горючей смеси, поступающей в цилиндр: в частности,
при испытании гоночного мотора NSU (250 см3) было зафиксиро-
вано значение = 1,3;	= 0,64 при степени сжатия е = 12;
п = 20 000; эта частота вращения была практически осущест-
влена на некоторых гоночных двигателях с цилиндрами малого
рабочего объема; Нё = 825 ккал/м3; так как теплота сгорания
горючей смеси для всех видов жидкого топлива почти одинакова,
средним значением можно считать это. Подставляем в формулу (3)
N„ = 0,000035-0,7-0,7-0,64-1,3-825-20 000 = 236 кВт/л.
Полученный результат подтверждается испытаниями некото-
рых двигателей, имеющих литровую мощность, близкую к этой.
Четырехтактный двигатель с наддувом. Принимаем = 0,5.
Низкий механический КПД получается как вследствие быстрого
возрастания потерь на трение с увеличением частоты вращения,
так и вследствие поглощения части индикаторной мощности при-
водным нагнетателем. Форма камер сгорания двигателей с над-
дувом мало отличается от формы камер сгорания двигателей без
наддува, поэтому оцениваем тепловые потери тем же значением
коэффициента = 0,7.
Коэффициент vfo = 5 можно получить при высоких давлениях
наддува1 на автомобильном двигателе BRM, 1,5 л — 500 кПа;
= 0,52 — при степени сжатия 8 = 6. Высокое давление наддува
обязывает к снижению степени сжатия по сравнению со степенью
сжатия у двигателей без наддува во избежание чрезмерного по-
вышения температуры в конце хода сжатия и появления детона-
ции; Нё = 825 ккал/м3; число оборотов п == 11 000 мин-1.
Подставляем эти значения в формулу (3)
7V.n = 0,000035-0,5-0,7-0,52-5-825-11 000 = 289 кВт/л.
Полученная цифра соответствует мощности лучших образцов
двигателей гоночных автомобилей с наддувом.
---------- \
1 В данном ориентировочном расчете коэффициент наполнения отнесен
к атмосферным условиям. Обычно этот коэффициент относят к состоянию воз-
духа или смеси после нагнетателя, учитывая повышение их плотности в нагне-
тателе.
75
Вследствие того, что в формулу (3) входят коэффициенты,
основанные на результатах экспериментального исследования
существующих двигателей, вычисленные максимальные литровые
мощности характеризуют современный уровень развития гоноч-
ного моторостроения. Непрерывная работа над форсированием
двигателей несомненно приведет к дальнейшему росту литровой
мощности.
Сравнивая оба типа четырехтактных двигателей и возвра-
щаясь к положению, согласно которому мощность зависит от
общего расхода топлива в единицу времени и от КПД, нетрудно
усмотреть между этими категориями двигателей существенное
различие.
Двигатель без наддува работает с более высоким механическим
КПД и высокой степенью сжатия; поэтому здесь обеспечены хоро-
шее теплоиспользование (высокий и малый расход топлива на
1 кВт-ч; мощность двигателя ограничена более низким коэффи-
циентом наполнения.
Четырехтактный двигатель с наддувом работает с более низким
механическим КПД и низкой степенью сжатия, обусловлива-
ющей посредственное теплоиспользование (низкий t)z); зато он
имеет высокий коэффициент наполнения, чем определяется зна-
чительный общий расход топлива в единицу времени. Большой
расход энергии топлива в данном случае обеспечивает высокую
литровую мощность, несмотря на плохое теплоиспользование.
Развитие конструкций двигателей без наддува идет по пути
увеличения КПД и быстроходности, что имеет общетехническое
значение.
Рассматривая четырехтактные гоночные двигатели без наддува,
Г. Р. Рикардо определил их значение в обширной семье различных
двигателей внутреннего сгорания следующими словами: «Гоноч-
ный двигатель представляет собой не более и не менее как вы-
сококачественный двигатель внутреннего сгорания, который
тщательно спроектирован на чисто научных основаниях и работа
которого с точки зрения термодинамической должна считаться
совершенно нормальной». Развитие конструкций гоночных дви-
гателей с наддувом было всегда связано с повышением удельного
расхода топлива; экономические вопросы эксплуатации при этом
игнорировались Ч
О теплоиспользовании в обоих типах четырехтактных двига-
телей можно судить по эффективному КПД
632
где g — удельный расход топлива, кг/(кВт*ч); — низшая
теплота сгорания топлива, ккал/кг.
1 Развитие мотоциклетных двигателей е наддувом после 1946 г. почти прекра-
тилось в связи с запрещением их использования в дорожных гонках.
76
www.vokb-
Например, гоночный двигатель BMW, 500 £м3, без наддува
показал, работая на бензине, минимальный удельный расход
топлива около 270 г/(кВт-ч); это соответствует достаточно высо-
кому значению эффективного КПД г|е = 31 %.
В противоположность этому удельный расход топлива у гоноч-
ных двигателей с наддувом, работающих на алкогольных смесях
с низшей теплотой сгорания Нт = 4000 кал/кг, нередко соста-
вляет 950—1100 г/(кВт-ч), что соответствует менее 23 %.
Следовательно, эффективный КПД четырехтактного двигателя
с наддувом существенно ниже, чем у двигателя без наддува,
вследствие более низкой степени сжатия и меньшего механиче-
ского КПД.
Эти соображения приводили многих специалистов мотоциклет-
ной промышленности к выводу о необходимости регламентации
гонок по нормам расхода топлива. В истории мотоциклетных
гонок, например Т. Т., известны периоды, когда всем участникам
гонки выдавали ограниченное количество топлива.
Все вышеизложенное позволяет сделать вывод, что двигатели
с наддувом, имея бесспорные преимущества с чисто спортивной
точки зрения (высокую не являются перспективным образцом
для развития массового мотоциклостроения, так как обладают
значительно худшими экономическими показателями.
Двухтактный двигатель без наддува. Воспользуемся следую-
щими численными значениями коэффициентов формулы (4): т]т =
= 0,8 — такой механический КПД был зарегистрирован при
испытаниях двух- и четырехцилиндровых двигателей «Ямаха»,
125 см3, работавших при 15 000 и 17 700 мин \	= 0,7 — это
значение относительного КПД можно принять, учитывая малую
поверхность теплопередачи камеры сгорания двухтактного дви-
гателя; T]p = 0,75 — значение, возможное при хорошем наполне-
нии подпоршневого пространства за счет рационального исполь-
зования колебаний давления во впускном тракте; t]z = 0,574 —
при действительной с учетом высоты выхлопного окна степени
сжатия в = 8; п = 20 000 — такой режим работы удавалось
реализовать на двигателях малого рабочего объема (50 см3). Зна-
чение Нё прежнее. Подставляем в формулу (4)
= 0,00007-0,8-0,7-0,574-0,75-825-20 000 « 280 кВт/л.
Литровые мощности такого порядка развивали на практике
некоторые двухтактные двигатели класса 50 см3 («Судзуки»,
«Крейдлер»). Анализируя работу двухтактных двигателей, можно
заметить, что их высокая мощность объясняется не высоким фор-
сированием рабочего процесса, а удвоенным количеством рабочих
тактов. Процесс газообмена в двухтактном двигателе связан
с большими потерями топлива в выхлоп; эффективный КПД
гоночного двухтактного двигателя не превышает 23 %.
Если тем не менее двухтактные двигатели получили широкое
применение на гоночных мотоциклах, то это, как было упомянуто
77
выше, объясняется причинами производственного характера и
особенностями современной формальной классификации.
Формулы (3) и (4) представляют литровую мощность как
произведение ряда параметров. В гоночном двигателе каждый
из этих параметров должен быть увеличен до максимума соответ-
ствующими конструктивными мероприятиями. Перечислим
главные средства, которыми оперирует конструктор для получе-
ния высокой литровой мощности.
1.	Термический КПД двигателя (работающего по идеальному
воздушному циклу), принятого в качестве первого приближения
Таблица 15. Зависимость
термического КПД
от степени сжатия
Степень сжатия	Термиче- ский кпд	Степень сжатия	Термиче- ский КПД
5	0,483	13	0,650
6	0,520	14	0,661
7	0,550	15	0,670
8	0,574	16	0,679
9	0,594	17	0,686
10	0,611	18	0,694
11	0,625	19	0,702
12	0,639	20	0,707
к любому действительному двига-
телю, зависит только от степени сжа-
тия (или, вернее, степени расшире-
ния, имеющей то же численное зна-
чение). При увеличении степени
сжатия термический КПД возра-
стает. Следовательно, гоночные дви-
гатели должны работать с высокой
степенью сжатия. Повышение сте-
пени сжатия сопровождается сначала
быстрым а затем прогрессивно за-
медляющимся увеличением термиче-
ского КПД (табл. 15). Увеличение
степени сжатия ограничено, как из-
вестно, возникновением детонацион-
ного сгорания.
2.	Относительный КПД опреде-
ляется тепловыми потерями в про-
цессе горения. Они могут быть снижены рациональной формой
камеры сгорания. Двухтактные двигатели имеют камеры сго-
рания компактной полусферической формы (рис. 29) с кольцевой
или полукольцевой щелью, образующейся по краям камеры, когда
поршень приближается к в. м. т. Горючая смесь выбрасывается
из этой щели к центру камеры, где расположена свеча, что увели-
чивает скорость и полноту сгорания топлива. На четырехтактных
гоночных двигателях, как правило, применяются камеры
сгорания полусферической или шатровой крышевидной формы
с поверхностью, близкой к минимальной, при заданном
объеме.
Дл*' уменьшения теплопередачи от продуктов горения к по-
верхности камеры сжатия и днищу поршня последние подвер-
гаются тщательной полировке. Увеличение степени сжатия при
рациональной форме камеры сгорания уменьшает тепловой поток
и способствует сокращению тепловых потерь. Повышение частоты
вращения также уменьшает тепловые потери, так как уменьшается
продолжительность соприкосновения газов со стенками камеры
сгорания. Поэтому при повышении частоты вращения относитель-
ный КПД несколько увеличивается.
78
www.vokb-la.spl5.
3.	Коэффициент наполнения в первую очередь зависит от ско-
рости движения смеси во впускном тракте. Потеря давления
и связанное с ней ухудшение наполнения по законам гидродина-
мики пропорциональны квадрату скорости движения смеси. Для
уменьшения скорости движения смеси гоночные двигатели имеют
короткие всасывающие трубы большого сечения без крутых
изгибов. Четырехтактные гоночные двигатели отличаются впуск-
ными клапанами большо-
го диаметра 1 с увеличен-
ным подъемом и фазами
распределения, рассчитан-
ными на продолжительное
открытие клапана. У двух-
тактных двигателей ис-
пользуют впускные окна
максимально возможных
размеров и дисковые зо-
лотники на впуске, улучша-
ющие условия наполнения
Рис. 29. Камеры сгорания двухтактных двигателей. Справа — полусфериче-
ская с кольцевой щелью; слева — в виде лотка с боковыми щелями; внизу —
полусферическая с серповидной щелью
картера. В настоящее время все гоночные двигатели независимо от
числа цилиндров имеют самостоятельный карбюратор для каждого
цилиндра, так как установка общего карбюратора хотя бы на два
цилиндра приводит к заметному падению коэффициента напол-
нения.
Для улучшения наполнения число впускных клапанов четы-
рехтактного двигателя иногда увеличивается до двух в каждом
цилиндре * 2. Однако это неизбежно связано с применением камеры
сгорания менее компактной формы. Кроме того, надо иметь в виду,
что при сдвоенных клапанах коэффициент истечения может ока-
заться ниже вследствие взаимного влияния двух потоков смеси
* Средняя скорость движения смеси во впускных патрубках и клапанной
щели у гоночных двигателей на превышает 50—70 м/с.
2 Исследователи завода «Хонда» утверждают, что при двух впускных клапа-
нах наполнение цилиндров выше, чем при одном клапане [13]. По данным не-
которых специалистов, проходное сечение двух клапанов в начальной стадии
их открытия может быть на 50 % больше.
79.
и повышенного сопротивления потоку смеси, обусловленного
формой контура камеры сгорания; несомненное преимущество
сдвоенных клапанов состоит в уменьшении их массы, что снижает
инерционные нагрузки и способствует форсированию двигателя
по частоте вращения.
Если еще использовать два выпускных клапана для облегче-
ния их температурного режима работы и уменьшения инерционных
нагрузок распределительного механизма, то получим довольно
Рис. 30. Двигатель «Хонда» с четырехклапанной голов-
кой цилиндра. Впускной и выпускной каналы раздваи-
ваются вблизи от клапанов
распространенную теперь четырехклапанную конструкцию го-
ловки цилиндра рис. 30.
При двух впускных клапанах некоторые заводы ставили на
одноцилиндровый двигатель два карбюратора — по одному к каж-
дому из впускных каналов; два карбюратора устанавливают
и на одноцилиндровые двухтактные двигатели («Крейдлер»).
Для уменьшения трения потока смеси о стенки и ослабления
вихреобразования, отрицательно действующего на наполнение,
.внутренние поверхности патрубков карбюратора, диффузора и
всего впускного тракта полируются.
На коэффициенте наполнения сказывается тепловое состояние
двигателя. Чем больше нагревается смесь при входе в цилиндр
от соприкосновения с горячими деталями, тем меньше ее плот-
ность; поэтому в гоночных двигателях применяются головки,
цилиндры, поршни и впускные трубы, изготовленные из тепло-
проводных материалов (алюминиевые сплавы). Теплопровод-
ность материала в сочетании с интенсивным охлаждением снижает
среднюю температуру деталей, подверженных сильному нагре-
ванию.
80
При увеличении частоты вращения коэффициент наполнения
начинает падать вследствие увеличения скорости потока смеси.
Если приняты все меры для уменьшения сопротивления потоку
смеси, то значительное падение коэффициента наполнения насту-
паёт только при высоком числе оборотов.
Однако, как было указано выше, путем подбора длины и про-
ходного сечения всасывающего тракта можно использовать коле-
бания потока смеси в определенном диапазоне высоких частот
вращения для улучшения наполнения цилиндра (или картера
в двухтактных двигателях), что подтверждается эксперименталь-
ными данными; на рис. 31 представлено изменение коэффициента
наполнения четырехтактного
двигателя NSU в зависимости
от частоты вращения. В диапа-
зоне 6000—6700 мин"1 пре-
вышает 100 %.
Лучшим средством для уве-
личения наполнения является
переход к принудительному пи-
Рис. 31. Изменение коэффициента на-
полнения двигателя NSU класса 250 см3
в зависимости от частоты вращения
танию двигателя смесью от на-
гнетателя. Однако, как было
указано выше, применение на-
гнетателя приводит к увеличе-
нию механических потерь и
уменьшению степени сжатия, от которой зависит теплоисполь-
зование (см, гл. VII).
4.	Увеличение механического КПД осуществляется за счет
снижения потерь на трение. В двигателях гоночных мотоциклов
широко используются подшипники качения вместо подшипников
скользящего трения. Даже верхние головки шатунов соединяются
с поршневыми пальцами посредством игольчатых подшипников
(двухтактные двигатели MZ и др). Трение скольжения сохра-
няется только в подшипниках масляной помпы и некоторых
подшипниках, имеющих второстепенное значение.
В результате лабораторного испытания четырехтактного дви-
гателя гоночного мотоцикла NSU было установлено следующее
распределение механических потерь, %, при п = 10 000 мин-1;
Насосные потери газообмена ........................ 15,8
Трение поршневых колец............................. 13,2
» поршня......................................   36,7
» в подшипниках шатуна............................. 6,6
Привод распределительного механизма ............... 11,2
» магнето........................................ 4,0
» масляного	насоса............................ 3,3
Трение в коренных подшипниках и торможение разбрызги-
ваемым маслом....................................... 9,2
Итого. .	100,0
В ЦКЭБ мотоциклетостроения (ныне ВНИИмотопром, г. Сер-
пухов) механические потери четырехтактного двигателя С-354
расчленили, постепенно снимая трущиеся детали и сохраняя
частоту вращения коленчатого вала равной 8250 мин*1; при этом
суммарные механические потери, принятые за 100 %, уменьши-
лись в результате последовательного снятия распределительного
механизма до 89 %, головок цилиндров — до 83,5 %, поршневых
колец — до 72,5 %, одного шатуна — до 48,3 % , обоих шату-
нов — до 20 % и маслонасоса — до 14,5 %.
Трение поршня и поршневых колец составляет около поло-
вины всех потерь на трение. Боковая нагрузка на поршень в зна-
чительной степени определяется силами инерции поступательно-
движущихся частей. Для уменьшения инерционной нагрузки на
всех типах гоночных двигателей целесообразно применять облег-
Рис. 32. Характеристики механи-
ческого КПД быстроходных двига-
телей «Хонда»
чениую конструкцию поршней,
поршневых колец и шатунов.
Снижение массы поступательно-
движущнхея частей уменьшает
силу трения поршня, благопри-
ятно отражаясь на механическом
КПД. Все трущиеся поверхности
для уменьшения трения подвер-
гаются тщательной механической
обработке (суперфиниш, лаппинг,
алмазная обработка) или взаим-
ной притирке. Наружная поверх-
ность шатунов и нераоочие поверхности коленчатого вала также
подвергаются полировке не только для повышения механической
надежности, но и для уменьшения вентиляционных потерь
(затраты энергии иа перемешивание воздуха и трение о воздух
в картере).
Сила трения, возникающая при скольжении трущихся поверх-
ностей, отделенных одна от другой слоем смазки (жидкостное
трение), пропорциональна скорости скольжения. В связи с этим
наблюдается падение механического КПД при увеличении частоты
вращения. Использование маловязких масел снижает потери
на трение.
На рис. 32 показана зависимость механического КПД от ча-
стоты вращения, полученная при испытании двух очень быстро-
ходных четырехтактных двигателей «Хонда». Механические по-
тери двухцилиндрового двигателя (кривая /), работающего с более
низкими средними скоростями поршня, значительно меньше, чем
у одноцилиндрового двигателя (кривая 2).
Двухтактные двигатели обладают благоприятной характери-
стикой механического КПД. Тем не менее при высоких частотах
вращения механические потери достигают значительной величины.
На рис. 33 представлен график механических потерь двухцилин-
дрового (кривая 7) и четырехцилиндрового (кривая 2) двигателей
«Ямаха» 125 см3. Здесь тоже видно, что переход на многоцилиндро-
вую конструкцию позволил избежать чрезмерного возрастания
82
механических потерь, если учесть возможное продление кривой 1
в область более высоких частот вращения.
5.	Подбор горючей смеси с повышенной теплотой сгорания
в целях форсирования двигателя не может быть осуществлен,
гак как она почти одинакова для смесей всех видов жидкого то
плива с воздухом. По крайней мере это относится к топливам,
состоящим из смеси углеводородов. Для гоночных двигателей
выбирается топливо, способное выдерживать работу с высокой
степенью сжатия без детонации. Таким образом, подбор горючего
косвенно влияет на форсирование двигателя. Необходимо, однако,
иметь в виду, что для большин-
ства гонок применяется один
сорт топлива, обязательный для
всех участников.
Некоторое повышение мощ-
ности может быть получено
в случае применения топлива,
молекулы которого могут ос-
вобождать кислород, необходи-
мый для горения (нитрометан,
нитробензол).
6.	Из предыдущего ясно,
что повышение частоты враще-
ния нельзя рассматривать как
независимый фактор, позволя-
ющий увеличивать литровую
мощность. Частота вращения
Рис. 33. Механические потери двух-
тактных двигателей «Ямаха» класса
125 см3
увеличивает мощность только
в том случае, если при этом увеличивается произведение
несмотря на уменьшение первых двух множителей (незначи-
тельным влиянием частоты вращения на относительный КПД
пренебрегаем). Падение механического КПД и коэффициента
наполнения при некоторОхМ режиме перестает компенсиро-
ваться увеличением частоты вращения, и мощность начинает
падать. Все конструктивные мероприятия, которые увеличи-
вают коэффициент наполнения и механический КПД, одновре-
менно дают повышение частоты вращения, соответствующей ма-
ксимальной мощности, так как произведение ПЛ с увеличением
частоты вращения уменьшается медленнее.
16. СКОРОСТНЫЕ ХАРАКТЕРИСТИКИ
ГОНОЧНЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ
Зависимость между Лт, Ло и п определяет характер кривой,
представляющей изменение мощности в зависимости от частоты
вращения, т. е. скоростной характеристики двигателя. Идеальный
двигатель работает без потерь наполнения, механических и тепло-
вых потерь, поэтому его мощность Nna увеличивается пропор-
Рис. 34. Скоростные характерис-
тики двигателя
ционально частоте вращения и выражается прямой наклонной ли-
нгей, проведенной из начала координат (рис. 34). Угол наклона
прямой зависит только от степени сжатия: чем больше степень
сжатия, тем больше угол.
Мощность действительного двигателя /V/, подверженного те-
пловым потерям и потерям наполнения, выражается кривой
линией, расположенной ниже характеристики двигателя, работа-
ющего по идеальному циклу; при этом мощность Nt ограничена
точкой перегиба, обусловленной падением коэффициента напол-
нения. Ввиду того, что здесь не учтены механические потери, эта
кривая дает изменение индикаторной мощности. Механические
потери приводят к дальнейшему
уменьшению мощности действи-
тельного двигателя; характери-
стика эффективной мощности Ne
располагается еще ниже, и ее точка
перегиба перемещается влево
вследствие быстрого увеличения
механических потерь с увеличе-
нием частоты вращения. Форси-
рование двигателей уменьшает
потери и приближает характерис-
тику двигателя к идеальной ха-
рактеристике, другими словами,
как бы выпрямляет кривую и
отдаляет ее точку перегиба в об-
ласть высоких частот вращения. Скоростные характеристики
нескольких гоночных двигателей показаны на рис. 35. Все эти
характеристики относятся к двигателям без наддува, причем
последние две характеристики принадлежат четырехтактным дви-
гателям, остальные — двухтактным.
Внешняя скоростная характеристика в значительной степени
выражает динамические качества мотоцикла, так как она опре-
деляет запасы мощности на промежуточных скоростях движения.
Характеристика оценивается с точки зрения приспособляемости
двигателя к изменениям нагрузки коэффициентом Жирардо, кото-
рый определяется как отношение максимального крутящего мо-
мента Л)тах к крутящему моменту Мп при максимальной мощ-
ности, т. е.
к = мтах/мл.
Значения коэффициента К приведены на графиках рис. 35.
Для современных высокофорсированных двигателей значение /(
редко превышает 1,1, так как все средства, ведущие к получению
высоких максимальных мощностей, как правило, влекут за собой
относительное снижение мощности при средней частоте вращения.
Другим критерием оценки внешней скоростной характери-
стики может служить ее диапазон рабочих частот вращения.
Границами характеристики обычно являются частота вращения
Ж
www.vokb-la.
при максимальной мощности пт (точка перегиба) и минимальная
частота вращения nmin, при которой двигатель еще может устой-
чиво работать на полном дросселе. Если характеристика не отли*
чается очень резким перегибом, то иногда представляется целесо-
образным переходить за точку перегиба в процессе разгона мото-
цикла, используя повышенную частоту вращения для получения
а/	6)
Рис. 35. Скоростные характеристики гоночных мотоциклетных двшателей:
а — «Кавасаки», 3X60X58,8, класс 500 см3; N = 110 кВт/л, К = 1,03, d = 0,31;
б — «Ямаха TD2», 2X56X50, класс 250 см3; N = 132 кВт/л; К == 1,01, d =*
с= 0,22; в — «Ямаха TR2», 2X61X59,6, класс 350 см3; /V — 114 кВт/л, К =
= 1,02, d = 0,27; г — «Ямаха» (с золотниками), 4X35X32,4, класс 125 см3;
/V = 237 кВт/л, К = 1,005, d — 0,16; д — «Eso DT5», 1X88X82, класс 500 см3;
IV = 74 кВт/л; К ~ 1,06, d ~ 0,46; е — CZ, 4X50X44, класс 346 см3; N =
= 129 кВт/л, Я = 1,02,	0,26
максимальных ускорений на промежуточных передачах. Многие
форсированные двигатели имеют характеристики с резким пере-
гибом при максимальной мощности и, кроме того, работают на
этом режиме с очень высокими механическими нагрузками в де-
талях кривошипно-шатунного и в особенности распределитель-
ного механизмов; поэтому при испытаниях характеристику не-
редко ограничивают точкой максимальной мощности, не фиксируя
перегиба кривой. В некоторых случаях максимальная мощность
может ограничиваться тепловыми нагрузками деталей двигателя.
Рабочий диапазон частот вращения двигателя можно оценить
коэффициентом диапазона d, полученным как отношение
_ пт ^mln
85
Значения коэффициента d указаны на графиках (рис. 35).
Для современных конструкций значения d редко превышают
0,35—0,4 и обнаруживают достаточно отчетливую тенденцию
к дальнейшему снижению так же, как значения коэффициента
приспособляемости К; известны двигатели, для которых значе-
ния коэффициента диапазона d снижаются до 0,05. Такая эволю-
ция коэффициентов d и К обусловлена конструктивными меро-
приятиями, необходимыми для получения высокой максимальной
мощности: увеличением проходного сечения диффузоров карбю-
раторов, расширением угла перекрытия клапанов, увеличением
угла запаздывания закрытия впускного клапана, а на двух-
тактных двигателях — большим запаздыванием закрытия впуск-
ного окна. В некоторой степени эластичность двигателя может
быть повышена применением системы питания впрыском бензина.
Во всяком случае высокофорсированные конструкции с кар-
бюраторным питанием все больше приближаются по своим свой-
ствам к однорежимному двигателю и обеспечивают хорошие дина-
мические качества мотоцикла в сочетании с многоступенчатыми
трансмиссиями, позволяющими двигателю не выходить из рабочего
диапазона частот вращения; по этим причинам на гоночных мото-
циклах применялись коробки передач с числами передач, дости-
гающими 14. Оптимальные динамические качества мотоциклов
с высокофорсированными двигателями будут получены при уста-
новке бесступенчатых трансмиссий с прогрессивным изменением
передаточного отношения.
Упомянутые выше конструктивные особенности, ведущие к сни-
жению коэффициента приспособляемости и коэффициента диапа-
зона, нередко дают дополнительный перегиб (переход от выпуклой
части к вогнутой) в средней части характеристики.
Для получения высоких литровых мощностей на двигателях
без нагнетателей часто используют так называемый эффект резо-
нансного (или инерционного) наддува путем подбора длины и се-
чений впускного тракта. Этот прием позволяет добиться резкого
увеличения коэффициента наполнения при определенной частоте
за счет использования колебаний потока горючей смеси во впуск-
ном тракте. На характеристике влияние резонансного наддува
сказывается в виде участков с соответствующим повышением
мощности.
В результате влияния совокупности мероприятий, направлен-
ных на получение высоких литровых мощностей, внешние скоро-
стные характеристики двигателей постепенно теряют свою клас-
сическую плавную форму и приобретают более сложные очер-
тания.
/7. ОСНОВНЫЕ ПАРАМЕТРЫ ГОНОЧНЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ
Правила проведения мотоциклетных гонок никогда не пред-
писывали использование того или иного принципа работы двига-
телей, а только устанавливали допустимый рабочий объем ци-
86
линдров. Однако до 60-х годов на подавляющем большинстве
гоночных мотоциклов применялись четырехтактные двигатели‘
которые никогда не сходили со спортивной арены. В противо-
положность этому двухтактные двигатели имели успех в между-
народных гонках в некоторые периоды развития мотоциклетного
спорта, которые сменялись периодами, когда такие двигатели
редко появлялись в гонках и не занимали призовых мест.
В первый период существования мотоциклов (1885—1914 гг.)
двухтактные двигатели применяли довольно редко fie только
на спортивных, но и на обычных дорожных мотоциклах. Однако
уже к этому периоду относятся первые успехи мотоциклов с двух-
тактными двигателями в гонках.
В 1912 и 1913 гг. английские мотоциклы «Скотт» с двухци-
линдровыми двухтактными двигателями водяного охлаждения
получили первые призы в известной английской гонке Т. Т.
В начале 20-х годов конкуренция между двухтактными и че-
тырехтактными двигателями обострилась, причем постоянными
соперниками во всех крупных гонках класса 250 см3 были англий-
ские фирмы «Левис», изготовлявшая двухтактные двигатели,
и «Нью Империал», выпускавшая мотоциклы с четырехтактными
двигателями. Обе стороны имели успех, но в целом этот период
(1920—1924 гг.) закончился в пользу сторонников четырехтактных
двигателей. В активе фирмы «Левис» числились две победы в гон-
ках Т. Т. (1920 и 1922 гг.).
Наиболее существенные достижения в конструировании гоноч-
ных двигателей двухтактного типа относятся к последнему вре-
мени; с 1962 г. мотоциклы с такими двигателями регулярно вы-
игрывали первенство мира в одном или нескольких классах.
Исключительное распространение двухтактные двигатели полу-
чили в классах 50, 125 и 250 см3, часто использовались в классе
350 см3 и могли конкурировать в классах 500 и 750 см3. Четырех-
тактные двигатели до 1973 г. включительно первенствовали в клас-
сах 350 и 500 см3, а также 500 и 750 см3 с колясками. Кроме
того, такие двигатели применяют в спидвее и очень часто —
в спринте (гонках на короткие дистанции). Но следует отметить,
что уже в 1975 г. на Чемпионате мира по шоссейным гонкам во
всех классах чемпионами стали гонщики на мотоциклах с двух-
тактными двигателями.
Сводка основных технических и конструктивных параметров
гоночных двух- и четырехтактных двигателей мотоциклетного
типа приведена в табл. 16—19.
Анализ основных параметров гоночных двигателей показывает
следующее.
1.	Рабочий объем устанавливается в соответствии с между-
народной классификацией. Наибольшее распространение имеют
двигатели классов 125—250 см3.
2.	Литровая мощность двигателей е наддувом достигает 170—
220 кВт/л, но, как было упомянуто выше, усовершенствование
Таблица 16. Основные параметры гоночных четырехтактных мотоциклетных двигателей без наддува
Марка двигателя	Год выпуска	Число цилин- дров	Диаметр цилин- дров D, мм	Ход поршня S, мм	Отношение S/D	Рабочий объем двигателя, см3	Мощность, кВт	Частота враще- ния, мин-1	Среднее эффек- тивное давле- ние, кПа	Степень сжатия	Средняя ско- рость поршня, м/с 		Литровая мощ- ность, кВт/л	Поршневая мощность, кВт/см2	Тип распре- делительного механизма
«Хонда» (Я)	1964	2	33	29,0	0,88 1	49	10	19 000	1230		18,3	191	0,59	2 В. р. В.
«Хонда» (Я)	1964	4	36	30,0	0,82	125	71	17 000	1190	—	17,0	165	0,49	2 в. р. в.
«Хонда» (Я)	1965	5	35	25,1	0,71	124	25	21 000	1170	—	17,6	200	0,51	2 в. р. в.
«Хонда» (Я)	1961	4	44	41,0	0,93	249	33	13 500	1200		18,4	132	0,54	2 в. р. в.
«Морини» (И)	1963	1	72	61,0	0,85	247	29	11 000	1310	—	22,4	118	0,71	2 в. р. в.
«Хонда» (Я)	1963	4	44	41,0	0,93	249	35	14 500	1190	10,5	19,8	141	0,58	2 в. р. в.
«Бенелли» (И)	1964	4	44	40,6	0,92	247	33	15 000	1080	—	20,3	132	0,54	2 в. р. в.
«Хонда» (Я)	1964	4	44	41,0	0,93	249	37	14 000	1290	—	19,1	147	0,60	2 в. р. в.
«Бенелли» (И)	1965	4	44	40,6	0,92	247	37	13 750	1310	—	18,6	147	0,60	2 в. р. в.
«Хонда» (Я)	1966	6	39	34,8	0,89	249	47	17 000	1350	—	19,7	188	0,65	2 в. р. в.
«Хонда» (Я)	1962	4	47	41,0	0,87	285	39	13 800	1210		18,8	137	0,57	2 в. р. в.
«Хонда» (Я)	1967	6	41	37,5	0,91	297	51	16 500	1280		20,6	173	0,65	2 в. р. в.
AJS (А)	1959	1	75	78,0	1,03	348	30	7 800	1350	11,5	20,3	85	0,66	1 в. р. в.
«Нортон» (А)	1959	1	76	76,6	1,01	348	28	7 800	1250	—	19,9	79	0,62	2 в. р. в.
«Хонда» (Я)	1962	4	49	45,0	0,92	340	40	12 500	1140	—	18,8	117	0,53	2 в. р. в.
«Хонда» (Я)	1966	4 .	50	44,5	0,89	349	50	14 500	1200	—	21,4	143	0,64	2 в. р. в.
MV (И)	1972	6	-«О»	—	—	350	51	17 500	1030	-	——	147	—_	2 в. р. в.
MV (И)	1972	3	56	47,0	0,84	347	44	12 800	1210	—	20,0	127	0,60	2 в. р. в.
Продолжение табл. 1 о
Марка двигатель	ГОД ВЫПУСКИ	Числи цилин- дров	Диаметр цилин - дреки D мм	Ход поршня <S, мм	Отношение S/D	Рабочий объем двигателя, см3	Мощность, кВт	Частота враще- ния. МИП“-	Среднег- эффек- тивное давле- ние, кПа	Степень сжатия	Средняя ско- рость поршня, м/с		Литровая мощ- ность. кВт/л	Поршневая мощность. кВт/см'	Тип распре- делительного механизма
MV (И)	1972	4	52	40,6	0,78	349	51	14 000	1270	«мм	18,9	146	0,59	2 в. р. в.
KRM (А)	1972	4	52	41,0	0,79	348	48	13 000	1290	12,0	17,8	137	0,59	2 в. р. в.
GZ (ЧССР)	1972	4	50	44,0	0,88	346	44	14 000	1120	11,0	20,5	129	0,57	4 в. р. в.
«Джи лер а» (И)	1956	4	52	58,0	1,12	491	52	11 000	1160	—	21,2	104	0,61	2 в. р. в.
«Матчлесс» (А)	1959	1	90	78,0	0,8/	496	39	6 750	1400	——	17,5	77	0,61	1 в. р. в.
«Нортон» (А)	1959	1	86	85,6	0,99	496	37	7 100	1280	10,0	20,3	74	0,64	2 в. р. в.
MV (И)	1964	4	52	58,8	1,13	498	54	12 000	1100	11,0	23,5	107	0,64	2 в. р» в.
MV (И)	1973	4	56	44,0	0,78	432	59	14 500	1150	—	21,2	136	0,60	2 в. р. в.
«Хонда» (Я)	1966	4	57	48,0	0,84	490	59	12 000	1220		19,2	120	0,57	2 в. р. в.
«Бенелли. (И)	1968	4	54	54,0	1,00	496	г* DO	12 800	1060		23,0	111	0,60	2 в. р. в.
Eso (ЧССР)	1968	t 1	88	82,0	0,93	499	40	7 000	1390	14,0	19,1	79	0,65	в. к.
«Уеслейк» (А)	1969	2	75	55,7	0,74	497	48	11 000	1200	12,5	20,4	96	0,54	2 в. р. в.
BMW—«Апфельбек» (ФРГ)	1969	2	70	64,0	0,91	492	51	10 000	1280	'  	21,3	104	0,67	4 в. р. в.
URS (ФРГ)	1970	4	60	44,0	0,73	496	62	13 500	1140		19,8	126	0,55	2 в. р. в.
«Ли*что» (И)	1971	2	72	61,0	0,85	496	51	10 500	1210		21,3	104	0,63	в. к.
«Дукати» (И)	1971	2	74	58,0	0,78	496	48	12 000	980	«ММ.	23,2	96	0,59	2 в. р. в.
MV (И)	1972	о		•ж»			500	66	16 000	1010	в—		132	«МММ*-	2 в. р. в.
GZ (ЧССР)	1972	4	00	44,0	0,80	418	53	13 600	980	12,0	20,0	127	0,59	4 в. р. в.
Продолжение табл. 16
марле. лннгателъ	Год нылускг	Числе ЦИЛИН- ДРОВ	Диаметр цилии- ' дпоп D мм 1		Ход H.'ipiHHJ S, мм	Отношение S/D	Рабочий объем двигателя, см"	Мощность. кВт	Частота враще* ния. шаг’	Среднее эффек- тивное давле- ние, кПа ।			Стелен1 сжатия	Средняя ско- рость поршня. м/с		Литровая мощ- ность к Вт/л	Поршневая мощность кВт/см7	Гип распре- делительного механизма
MV (И)	1972	3	62	54,0	0,87	489	э9	12 000	1220	<*	21,6	121	0,65	2 в. р. в.
BMW (ФРГ)	1973	2	70	64,0	0,91	492	50	9 500	1310	——	20,2	101	0,65	4 в. р. в.
MV (И)	1974	4	57	46,0	0,81	498	66	14 000	1160		21,5	133	0,65	2 в. р, в.
BMW (ФРГ)	1973	2	7 0	72,0	1,03	560	51	9 000	1250	——	21,6	92	0,67	4 в. р. в.
«Ду кати* (И)	1981	2	81	5&,0	0,72	597	57	10 500	изо		20,3	96	0,59	——
* X а р л ей—Дэв и дсон >• (США)	1968	2	69	96,9	1,39	740	40	6 400	1020	5,5	20,6	54	0,52	б. к.
«.Фатх (ФРГ)	1968	4	6ё	с ,0	0,76	748	74		—		—	98	0,о0	2 в. р, в.
BSA (А)	1970	3	  *		•в—	750	59	8 800	1090		—	79			в. к.
«Дукатил (И)	1971	2	80	74,4	0,93	748	55	«я»	——		—-	74	0,54	2 в. р. в»
«Хонда* (Я)	1972	4	61	63,0	1,02	749	71	9 200	1250	—	19,3	94	0,60	1 в. р. в.
«1 У’цЦил (И)	1972	2	——	•—	——	750	59	——		—		79	——	в. к.
«Дука/и* (И)	1972	2	80	74,4	0,93	748	62	9 000	1120	—	22,3	82	0,61	2 в. р. в.
MV (И)	1972	4	65	56,0	0,86	745	59	10 000	970		18,7	79	0,44	2 в. р. в.
« ГрйуЬгфх (А)	1972	о	68	68,0	1,00	741	62	8 200	1260	12,0	1е,6	85	0,57	в. к.
«Нортон» (А)	1973	2	73	89,0	1,22	745	56	7 200	1280	10,0	21,4	75	0,67	в. к.
«Харлей—Дэьидсою. (США)	1973	2	79	75,0	0,95	736		7 800	—	10,0	19,5		——	в. к.
«Хонда* (Я)	1973	4	62	63,0	1,01	736	59	9 000	1090	10,5	18,9	80	0,49	1 в, р. в.
«Мортон* (А)	1973	2	77	80,4	1,04	748	60	7 800	1260	—	20,8	й0	0,65	в. к.
«Триумф- У еслейк» (А)	1970	2	73	82,0	1,12	687	48		——	11,0	" 	70	0,57	в. к.
«Триумф» (А)	1971	3	72	70,0	0,97	854	63	8 500	1060		19,8	74	0,52	в. к.
«X ар лей—Дэв и дсон» (США)	1967	2	76	96,0	1,26	883	57	6 600	1190	*—*	21,1	64	0,62	в. к.
«Винсент» (А)	1955	2	84	90,0	1,07	998	66	7 000	1160	12,5	21,0	66	0,60	в. к.
«Д укати» (И)	1980	2	86	74,4	0,87	864	51	7 000	1040	9,5	17,4	60	0,44	I—»
«Хонда» (Я)	1980	4	64	69,0	1,07	902	70	9 000	1050	8,8	20,7	77	0,51	1 '
«Судзуки» (Я)	1980	4	70	65,0	0,93	998	99	10 000	1220	11,0	21,7	99	0,65	—
«Кавасаки» (Я)	1981	4	69	66,0	0,95	987	99	10 200	1210	10,5	22,4	101	0,65	мм*
«Хонда* (Я)	1981	4	68	69,0	1,02	999	97	10 000	1190	11,0	23,0	97	0,67	—
Таблица 17. Основные параметры гоночных двухтактных мотоциклетных двигателей без наддува
Марка двигателя	Год выпуска	Число ЦИЛИН- ДРОВ	Диаметр цилин- дра D, мм	Ход поршня S, мм	Отношение SJD	Рабочий объем двигателя, см3	Мощность, кВт	Частота враще- ния, МИН”1 «	Среднее эффек- тивное давле- ние, кПа	Степень сжатия	Средняя ско- рость поршня, м/с	Литровая мощ- ность, кВт/л	Поршневая мощность, кВт/см2	Охлаждение	Орган упра- жнения впуск- ным окном
«Судзуки» (Я)	1967	2	32	30,0	0,92	50	13,3	17 000	950		17,0	265	0,80	Водяное	Золотник
«Судзуки» (Я)	1968	3	28	25,0	0,89	47	14,0	20 000	910		16,7	299	0,76	»	»
«Крейдлер» (ФРГ)	1970	1	40	39,7	0,99	50	8,8	13 000	830		17,2	177	0,70	Воздушное	»
«Гуаццови» (И)	1970	1	41	37,5	0,92	49	9,2	13 500	840		16,9	184	0,70	»	»
«Морбиделли» (И)	1971	1	40	39,8	0,99	50	8,1	13 500	730	13,0	17,9	162	0,64	Водяное	»
«Томос» (СФРЮ)	1971	1	40	39,6	0,99	50	11,4	15 500	900		24,0	228	0,91	»	»
«Ямати» (Гол)	1971	1	—	-----	—	50	12,9	14 500	1080			258		»	»
«Крейдлер» (ФРГ)	1971	1	—			50	12,9	17 000	920		1..—.	258		»	»
«Зимсон» (ГДР)	1971	1	40	39,0	0,98	49	9,9	14 000	880	14,0	18,2	202	0,79	»	»
«Монарк» (III)	1972	1				*—	1	50	11,0	15 000	900	***	«  —	221		Воздушное	»
AHRA (ЧССР)	1972	]	—	—		50	10,3	14 500	870	> 	 	1	206	•*"	Водяное	»
«Дерби» (Ис)	1972	1					 	50	13,6	16 000	1040	—	ч . 	272	ч . 	»	»
«Маланка» (И)	1972	1	41	37,5	0,92	49	11,0	15 000	920	14,5	18,7	225	0,84	»	»
«Маланка» (И)	1973	1	38	43,0	1,13	49	11,4	15 000	950		21,5	234	1,01	Воздушное	»
«Рингини» (И)	1973	1	40	39,8	0,99	50	10,7	16 000	820	 	21,2	213	0,85	Водяное	»
«Минарелли» (И)	1974	1	40	39,6	0,99	50	13,3	14 500	1120	13,0	19,1	265	1,05	»	»
«Крайдлер» (ФРГ)	1978	1	40	39,8	0,99	50	12,1	16 000	930		21,2	243	. 1	»	»
«Минарелли» (И)	1973	1	49	52,0	1,05	100	16,2	10 000	990		17,3	162	0,85	Воздушное	Поршень
«Судзуки» (Я)	1967	4	—	—•		125	30,2	16 000	920			241		Водяное	Золотник
«Ява» (ЧССР)	1967	2	44	41,0	0,93	125	22,1	14 000	770		19,2	177	0,73	Воздушное	»
«Ямаха» (Я)	1968	4	35	32,4	0,92	124	32,4	17 000	930	—-	18,3	260	0,85	Водяное	»
MZ (ГДР)	1969	1	54	54,0	1,00	124	22,1	И 500	950	— -	20,7	178	0,96	»	»
ЕМС (А)	1969	2	43	43,0	1,00	124	25,0	13 500	910	15,0	19,4	202	0,86	»	»
«Дерби» (Ис)	1970	2	43	41,9	0,97	124	25,8	14 500	870	14,0	20,2	208	0,87	»	»
Продолжение табл. 17
Л1арка двигателя	Год выпуска	Число ЦИЛИН' дров	Диаметр ци- линдра D, мм	Ход поршня 5, мм	Отношение S/D	Рабочий объем двигателя, см3	Мощность, кВт	Частота враще- ния, МИН”1	Среднее эффек- тивное давле- ние, кПа	Стелен। сжатия	Средняя ско- рость поршня, м/с	Литровая мощ- ность, кВт/л	Поршневая мощность, кВт/см2	Охяг жцение	Орган управ- ления впуск- ным окном
«Аэрмакки» (И)	1970	я 1	56	50,0	0,89	123	14,7	9 500	770			15,8	120	0,60	Воздушное	Поршень
«Вилла» (И)	1970	1	54	54,0	1,00	124	22,1	14 000	780	—	25,2	179	0,96	Водяное	Золотник
«Морбиделли» (И)	1971	2	44	39,8	0,90	125	23,6	15 500	740	—	20,6	188	0,77	»	»
«Вилла» (И)	1971	2	43	43,0	1,00	125	22,1	15 000	720	—	21,5	177	0,76	Воздушное	»
MZ (ГДР)	1971	2	43	43,0	1,00	125	23,6	13 500	850		19,3	188	0,81	Водяное	»
«Ямаха» (Я)	1972	2	44	41,0	0,93	124	25,8	13 000	970	—	17,8	207	0,85	»	»
«Ротакс» (Ав)	1972	1	—	—		125	22,1	12 000	900	—	1 -	177	—	»	»
«Дерби» (Ис)	1972	2		  —		125	28,3	14 900	930	—	—	227	—-		»
«Маланка» (И)	1973	2	44	41,0	0,94	123	28,3	14 000	950	14,0	19,2	218	0,90	»	»
«Морбиделли» (И)	1978	2	44	41,0	0,93	124	26,5	14 000	930	—	19,2	213	0,87	»	»
«Минарелли» (И)	1978	2	44	41,0	0,93	124	34,6	13 800	1230	15,0	18,9	278	1,14	»	»
«Морбиделли» (И)	1981	2	44	41,0	0,93	124	31,7	14 500	1070	20,0	19,8	254	1,05	»	»
«Ямаха» (Я)	1968	4	44	41,0	0,93	249	53,7	14 000	940	—	19,1	216	0,88	»	»
«Ява» (ЧССР)	1969	1	70	64,0	0,91	246	28,7	8 700	820	—	18,5	117	0,74	»	»
QUB (А)	1969	2	57	48,0	0.84	245	33,1	11 000	750	—	17,6	135	0,63	»	»
«Осса» (Ис)	1969	I	70	65,0	0,93	250	36,8	10 000	900	—	21,6	147	0,96	»	»
«Кавасаки» (Я)	1970	2	56	50,0	0,89	245	33,1	9 800	840	•—	16,3	135	0,68	Воздушное	»
«Ява» (ЧССР)	1971	2	56	50,0	0,89	246	30,9	10 000	770	7,3	16,7	126	0,63	»	Поршень
«Вилла» (И)	1971	2	54	54,0	1,00	247	38,3	12 500	760	—-	22,5	155	0,83	»	Золотник
MZ (ГДР)	1971	2	54	54,0	1,00	247	43,1	11 250	950	—	20,3	174	0,94	Водяное	»
«Ямаха» (Я)	1972	2	54	54,0	1,00	247	32,4	10 000	800	—	18,0	131	0,71	Воздушное	Поршень
«Аэрмакки» (И)	1972	2	56	50,0	0,89	245	36,8	11 400	800	12,5	19,0	150	0,75	»	»
«Харлей—Дэвид- сон» (США)	1973	2	56	50,0	0,89	245	40,5	11 400	880	 —	19,0	150	0,82	Водяное	»
«Ямаха» (Я)	1978	2	54	54,0	1,00	247	39,7	10 500	930		18,9	160	0,87	»	Мембрана
Продолжение табл. 17
Марка двигателя	Год выпуска	Число цилин- дров	Диаметр цилин- дра D, мм	Ход поршня S, мм	Отношение S/D	Рабочий объем двигателя, см3	Мощность, кВт	Частота враще- ния, мин-1 		Среднее эффек- тивное давле- ние, кПа	Степень сжатия	Средняя ско- рость поршня, м/с		Литровая мощ- ность, кВт/л	Поршневая мощность, кВт/см2	Охлаждение	Орган управ- ления впуск- ным окном
«Ямаха» (Я)	1981	2	54	54,0	1,00	247	33,9	10 000	840	7,8	18,0	137	0,74	Водяное	Мембрана
«Ямаха» (Я)	1980	2	56	50,7	0,91	249	40,5	12 000	830	7,9	20,3	163	0,82	»	»
«Кавасаки» (Я)	1981	2	54	54,0	1,00	247	49,3	11 000	1110		19,8	199	1,08	»	Золотник
«Кавасаки» (Я)	1969	2	63	56,0	0,89	349	39,0	9 500	720	 	17,7	112	0,63	Воздушное	»
«Аэрмакки» (И)	1972	2	64	54,0	0,84	347	44,2	10 800	720	12,5	19,4	127	0,69	»	Поршень
«Харлей—Дэвид-	1973	2	64	54,0	0,84	347	51,5	9 800	930	13,0	17,6	149	0,80	Водяное	»
сон» (США)															
«Ямаха» (Я)	1978	2	64	54,0	0,84	347	46,4	10 500	780	—	18,9	134	0,72	»	Мембраны
«Ямаха» (Я)	1980	2	64	54,0	0,84	347	42,7	10 000	750	7,5	18,0	123	0,66	»	»
«Кавасаки» (Я)	1981	2	64	54,0	0,84	347	53,7	11 200	840		20,2	155	0,84	»	Золотник
«Соло» (ФРГ)	1981	2	65	54,0	0,83	349	58,9	11 300	910	—	20,3	169	0,89	»	Мембраны
«Кавасаки» (Я)	1970	3	60	58,8	0,98	500	55,2	9 000	750	—	17,6	ПО	0,65	Воздушное	Поршень
«Судзуки» (Я)	1971	2	70	64,0	0,91	492	52,3	8 300	780		17,7	106	0,68	»	»
«Ямаха» (Я)	1973	4	56	50,0	0,89	490	66,2	10 000	820		16,7	135	0,67	Водяное	Мембраны
«Кёниг» (ФРГ)	1973	4	54	54,0	1,00	494	66,2	10 500	780	   1 	18,9	134	0,72	»	Золотник
«Судзуки» (Я)	1974	4	56	50,5	0,9	497	66,2	10 500	780		17,7	133	0,67	»	»
«Ямаха» (Я)	1981	4	56	50,7	0,91	499	95,7	11 700	1010	11,2	19,8	192	0,97	»	Мембраны
«Судзуки» (Я)	1981	4	54	54,0	1,00	494	95,7	И 500	1030	 1	20,7	194	1,05	»	Золотник
«Кениг» (ФРГ)	1973	4	63	54,0	0,85	670	71,4	9 500	680	11,6	17,1	107	0,57	»	»
«Ямаха» (Я)	1974	4	64	54,0	0,84	694	71,4	10 400	600	7,3	18,7	103	0,56	»	Мембраны
«Судзуки» (Я)	1973	3	70	64,0	0,91	738	78,8	8 200	790	7,2	17,5	107	0,69	»	Поршень
«Кавасаки» (Я)	1973	3	71	63,0	0,89	748	73,6	9 000	670	6,7	18,9	99	0,62	Воздушное	»
«Судзуки» (Я)	1974	3	70	64,0	0,91	738	84,6	8 200	850	1	17,5	115	0,74	Водяное	»
«Кавасаки» (Я)	1974	3	71	63,0	0,89	748	78,8	9 500	680	   1 	20,0	105	0,66	Воздушное	»
«Ямаха» (Я) ! г	1981	4	66	54,0	0,81	747	84,6	10 000	690	  —	18,0	113	0,61	Водяное	Мембраны
Таблица 18. Основные технические параметры гоночных мотоциклетных двигателей с наддувом
Марка двигателя	Год выпуска	Тактыость	Число цилин- дров	Диаметр цилин - дров D, мм	Ход поршня S, мм	Отношение S/D	Рабочий объем двигателя, см3	Мощность, кВт	Частота враще- ния, МИН"*1	Среднее эффек- тивное давле- ние, кПа	Степень сжатия	Средняя ско- рость поршня, м/с	Литровая мощ- ность, кВт/л	Поршневая мощность, кВт/см2	Тип распре- делительного механизма
NSU (ФРГ)	1956	4	1	42	36	0,86	50	9	16 000	1350		19,2	177	0,64	
«Крейдлер» (ФРГ)	1965	2	1	40	39,7	0,99	50	11	15 000	900		19,9	221	0,88	мм,—
С-1В (СССР)	1951	2	1	2X33,5	2X70,5	2,04	124	17	6 100	1350	5,3	14,0	136	0,96	
С-2Б (СССР)	1949	2	2	4X33,5	4X70,5	2,04	248	29	7 000	1040	5,3	16,4	118	0,83	
«Гуцци» (И)	1938	4	I	68	68	1,00	248	28	7 500	1840		17,0	ИЗ	0,77	1 в. р. в.
«Бенелли» (И)	1940	4	4	42	45	1,07	249	38	10 000	1840		15,0	150	0,68	2 в. р. в.
«Гуцци» (И)	1946	4	1	70	64	0,915	240	35	7 500	2300	*			16,0	141	0,91	1 в. р. в.
«Бенелли» (И)	1939	4	1	65	75	1,15	248	33	8 800	1850		22,0	133	1 00	2 в. р. в.
DKW (Г)	1939	2	р	4X33,5	4X68,5	2,08	250	35	7 000	1230	-	16,3	141	1,00	
С-ЗВ (СССР)	1951	2	2	4X39,5	4X70,5	1,73	346	43	7 000	1060	6,5	16,0	126	0,87	—
ГК-1 (СССР)	1947	2	2	4X42	4X62	1,48	344	35	6 000	1020	7,0	12,4	101	0,63	
М-35К (СССР)	1952	4	2	62	58	0,94	350	32	6 500	1740	4,7	12,5	92	0,54	в. к.
DKW (Г)	1939	2	2	4X39,5	4X68,5	1,77	350	43	7 000	1060		16,3	121	0,87	-1
NSU(®Pr)	1956	4	2	56	70,5	1,26	347	55	8 500	2290		20,0	159	1,13	2 в. р. в.
NSU (ФРГ)	1956	4	2	63	80	1,27	498	81	8 000	2480	я——!	21,3	163	1,30	2 в. р. в.
«Комета-2» (СССР)	1954	4	2	68	68	1,00	494	54	7 200	1850	| | —	16,3	108	0,74	в. к.
«Джи л ер а» (И)	1939	4	4	52	58	1,11	493	66	8 000	2050		15,4	134	0,78	2 в. р. в.
BMW (Г)	1936	4	2	66	72	1,09	493	66	8 500	1930	V—! 	20,4	134	0,96	4 в. р. в.
BMW (Г)	1936	4	2		—		500	80	8 000	2420				— -	159	 ... в	4 в. р. в.
«Бианки» (И)	1939	4	4	52	58	1,11	493	59	7 500	1950	*		14,5	119	0,69	2 в р. в.
«Гуцци» (И)	1940	4	3	59	60	1,02	492	59	9 000	1620		18,0	119	0,71	2 в. р. в.
AJS (А)	1939	4	V-4	—	1 “ “		500	40	7 300	1350		  	81	. —*	2 в. р. в.
«Триумф» (А)	1972	4	2	——-	——	—	500	74	9 000	2000			147	«мот»	в. к
«Хонда» (Я)	1972	4	4	—-	 	——	750	110	8 500	2120	—		147		1 в. р. в.
JAP (А)	1967	4	2	90	99	1,10	1260	92		—		1 	73	0,72	в. к
Таблица 19. Основные технические параметры гоночных мотоциклетных двигателей без наддува,
изготовленных в СССР
Марка двигателя	Год выпуска	Тактыость	Число цилин- дров	Диаметр цилин- дров D, мм	Ход поршня S, мм	Отношение S/D	1 Рабочий объем двигателя, см1	Мощность, кВт	Частота враще- ния, МИН""1	Степень сжатия	Среднее эффек- тивное давле- ние, кПа	Средняя ско- рость поршня, м/с	Поршневая мощность, кВт/см2	Литровая мощ- ность, кВт/л	Тип распре- делительного механизма
 \															
РИС	1970	2	1	40	39,6	0,99	50	7,7	9 800		970	12,9	0,67	156	 .. -
С-155	1957	4	1	58	46,0	0,79	125	10,7	10 000	—	1040	15,3	0,40	85	2 в. р в.
С-159	1959	4	1	55	52,0	0,95	125	15,1	12 500	—— 1-	1180	21,6	0,63	120	2 в. р. в.
С2-125	1962	2	1	51	60,0	1,18	125	16,7	9 600		900	19,2	0,86	141			
М211	1970	2	1	52	58,0	1,11	123	14,0	8 050		860	15,5	0,66	113	  ~*
C2-I75	1962	2	1	61	60,0	0,98	175	22,1	9 800		790	19,6	0,76	126	——
М210Ш	1970	2	1	60	58,0	0,96	166	14,7	9 500	—	570	18,4	0,52	88	* 1
С-254	1954	4	2	54	54,0	1,00	250	16,9	8 200	8,5	1020	14,8	0,37	68	2 в. р. в.
С-257	1957	4	2	54	54,0	1,00	250	21,9	9 900	. 8,7	1090	17,8	0,48	88	2 в. р. в.
С-259	1959	4	2	55	52,0	0,95	250	28,3	12 000	 	1150	20,8	0,59	113	2 в. р. в.
ИЖ-54А	1957	2	1	72	85,0	1,18	346	14,7	5 000	10,0	520	14,2	0,36	43	1
С-354	1957	4	2	60	61,0	1,02	350	26,9	8 700	9,0	1090	17,7	0,48	77	2 в. р. в.
С-358	1958	4	2	60	61,0	1,02	350	29,4	9 850	9,2	1050	20,0	0,52	85	2 в. р. в.
ИЖ-62Ш	1962	2	2	62	58,0	0,94	350	17,7	5 400	10,0	570	10,5	0,29	51	  ’
ИЖ-344А	1962	2	3	52	54,0	1,04	344	26,5	9 000	13,0	520	16,2	0,41	77	
С-360	1962	4	2	62	57,6	0,93	350	37,2	10 200	10,8	1280	19,6	0,63	107	2 в. р. в.
С-364	1964	4	4	49	46,0	0,94	350	43,4	13 000	—	1170	19,9	0,58	124	2 в. р. в.
иж-шп	1971	2	9	62	58,0	0,94	347	25,8	7 000	10,5	650	13,5	0,43	74	—
М52-С	1957	4	2	68	68,0	1,00	500	25,8	6 200	9,0	1020	14,0	0,35	52	в. к.
ИЖ-500	1962	2	2	68	68,0	1,00	500	27,6	5 250	11,0	640	11,9	0,38	55	——•
М53-С	1966	4	2	68	68,0	1,00	500	36,1	8 400	9,2	1050	19,0	0,49	72	в. к.
С-565	1968	4	4		—	—	500	58,9	12 450		1160		—.	118	2 в. р. в.
ИМЗ, «Стрела-1»	1972	4	2	78	68,0	0,87	649	47,8	8 350	9,5	1080	18,9	0,66	74	в. к.
<
о
СТ
I
СЙ
(Л
о
ст
Рис. 36. Одноцилиндровый гоночный двигатель CZ
класса 250 см3 с двумя верхними распределительными
валами
Рис, 37, Двухтактный одноцилиндровый двигатель «Судзуки»
гоночного типа класса 50 см3
96
www.vokb-la.spb.
этих двигателей практически прекратилось в 1946 г. после запре-
щения их использования в шоссейно-кольцевых гонках. Даже
при установлении рекордов, где применение наддува не ограни-
чено, в последние годы в большинстве случаев используют двига-
тели без наддува.
При рабочем объеме одного цилиндра 16—50 см3 литровая
мощность двухтактного двигателя без наддува достигает 260—
300 кВт/л, четырехтактные двигатели без наддува при объеме
цилиндра 25 см3 развивали литровую мощность до 190—200 кВт/л.
При объеме одного цилиндра 125 см3 литровые мощности до
180 кВт/л для двухтактных двигателей и 135 кВт/л —для четы-
рехтактных. При больших рабочих объемах одного цилиндра
литровые мощности двигателей обоих типов значительно меньше,
например для 500 см3 — не более 75—90 кВт/л.
3.	На значительном этапе истории мотоциклетного спорта
основным типом двигателя был одноцилиндровый (рис. 36, 37);
только в классах 750 и 1000 см3 двигатели всегда строились много-
цилиндровыми. Между тем одноцилиндровый двигатель при боль-
шом рабочем объеме (выше 125—175 см3) обладает серьезными
недостатками, препятствующими получению высоких удельных
мощностей. Его преимущества — простота и экономичность —
не являются основными качествами применительно к гоночному
мотоциклу. Его недостатки — неуравновешенность, неравномер-
ность крутящего момента, склонность к сильной вибрации на боль-
ших оборотах и напряженность теплового режима работы. Все эти
недостатки вызвали за последние годы ясно выраженную тенден-
цию к переходу на многоцилиндровые двигатели. во всех
классах. Встречались многоцилиндровые двигатели даже в классе
50 см3.
: Двухцилиндровые (рис. 38) и многоцилиндровые двигатели
(рис. 39) допускают более высокое форсирование и, как правило,
дают возможность получить более высокую литровую мощность,
чем одноцилиндровые. Количеством цилиндров решается важный
для гоночного двигателя вопрос о рабочем объеме отдельного
цилиндра. Теоретически представляется выгодным раздробить
рабочий объем, предписанный классом, на возможно большее
число отдельных объемов. Чем меньше рабочий объем цилиндра,
тем больше может быть форсирован рабочий процесс двигателя
увеличением степени сжатия или давления смеси, подаваемой
компрессором. Малые цилиндры обеспечивают более интенсивный
отвод тепла от самых горячих частей двигателя — выпускного
клапана и дна поршня. Уменьшение средней температуры этих
деталей позволяет увеличить в известных пределах степень сжа-
тия или давление подачи, не опасаясь появления детонации.
При небольших цилиндрах уменьшаются механические напря-
жения из-за малой массы поступательно движущихся частей.
Малые размеры цилиндров позволяют форсировать двигатель по
частоте вращения, так как при этом средняя скорость поршня
4 Бекман В. В.
97
и средняя скорость смеси во впускном тракте не приобретают
слишком высоких значений.
По этим причинам наиболее высокие литровые мощности при
достаточной надежности работы развивают двигатели с малым
объемом каждого цилиндра. Минимальный рабочий объем ци-
линдра в распространенных классах мотоциклов (125—250 см3)
составлял около 25—40 см3 до 1970 г., когда были введены огра-
ничения ФИМ (см. гл. II). Позднее двигатели этих классов проек-
тировались, как правило, в двухцилиндровом исполнении.
В настоящее время двигатели класса 50 см3 имеют 1 цилиндр
(до 1969 г. — 1—3 цилиндра); 125 см3 — 1—2 цилиндра (до
1970 г. — 1—5 цилиндров); 250 см3 — 1—2 цилиндра (до 1970 г, —
Рис. 38. Двухцилиндровый гоночный двигатель «Ява» с двумя верхними рас
ветский дви
£8
1^-6 цилиндров); 350 и 500 см3 — 1—4 цилиндра (до 1964 г. —
1—8 цилиндров).
Несмотря на устойчивую тенденцию к переходу на много-
цилиндровые конструкции, до последнего времени во многих
гонках и в особенности в соревнованиях, не входящих в чемпионат
мира, встречаются мотоциклы с одноцилиндровыми двигателями,
но с каждым годом их становится меньше.
К положительным качествам многоцилиндровых двигателей
следует отнести их уравновешенность и равномерный крутящий
момент. Эти свойства способствуют спокойному ходу мотоцикла
А-А
пределительными валами класса 350 см3. Аналогичную конструкцию имеет со-
гатель С-360
4*
99
и уменьшают вибрацию при высокой частоте вращения. Однако
возможности дальнейшего форсирования и усовершенствования
одноцилиндровых двигателей еще нельзя считать исчерпанными.
4.	Степень сжатия для двигателей без наддува заключается
в пределах 8—18. Более высокие значения степени сжатия отно-
сятся к двигателям, работающим на спиртовых смесях, т. е. ре-
кордным и используемым для гонок на гаревых треках. В шос-
сейно-кольцевых гонках на большие дистанции степень сжатия
обычно 9—12 для четырехтактных двигателей и до 16 — для двух-
тактных. Если по техническому регламенту всем участникам
предписан определенный сорт горючего, то допустимая степень
Рис. 39. Четырехцилиндровый гоночный
ЮО
vwwv.vokb-la.spb.ru
сжатия всецело зависит от антидетопационных качеств этого
топлива.
У двигателей с наддувом степень сжатия ниже. В зависимости
от давления подаваемой смеси она колеблется от 5 до 7.
В табл. 17 для двигателей японского производства и двигателя
«Ява» 250 см3 приведены значения действительной степени сжатия
(т. е. с учетом высоты выхлопных окон).
5.	Частота вращения, соответствующая максимальной мощ-
ности для двигателей без наддува, от 7000 до 21 000 мин”1; двига-
тели с наддувом развивали максимальную мощность при частоте
вращения до 10 000 мин"1, а при рабочем объеме цилиндра 50 см3 —
до 16 000 мин"1. Хороший гоночный двигатель может выдержать
без всяких повреждений работу на максимальной частоте враще-
ния в течение нескольких часов. Некоторое значение имеет спо-
собность двигателей выдерживать высокую частоту вращения
за перегибом характеристики: в условиях гонки выгодно закан-
чивать разгон на промежуточных передачах, переходя за частоту
вращения, соответствующую максимуму мощности, так как при
этом получается максимальное ускорение*
двигатель С-364 класса 350 см3
101
6.	Наряду с частотой вращения исключительно важным пара-
метром является среднее эффективное давление. Литровая мощ-
ность (кВт/л) выражается через частоту вращения и среднее
эффективное давление следующими общеизвестными формулами!
для четырехтактных двигателей
л 1223’
(5)
для двухтактных двигателей
= (6)
где ре — среднее эффективное давление, кПа; п — частота вра-
щения, мин"1.
Среднее эффективное давление в большинстве случаев может
служить критерием для оценки форсированности рабочего про-
цесса (среднее эффективное давление может быть низким при
форсированном рабочем процессе, если механические потери по
какой-нибудь причине ненормально велики). Для четырехтактных
двигателей с наддувом среднее эффективное давление 1400—
2400 кПа. Для двухтактных двигателей с наддувом ре — 1000ч-
1300 кПа. У четырехтактных гоночных двигателей без наддува
ре колеблется в пределах 1000—1400 кПа, у двухтактных —
600—1000 кПа.
7.	Отношение хода поршня к диаметру цилиндра (S D) всегда
привлекало внимание конструкторов. В течение длительного
времени наблюдалась тенденция к уменьшению S/D. Для большей
части гоночных двигателей S/D теперь заключается в пределах
0,85—1,1.
Переход к применению короткоходных двигателей был вызван
рядом причин. Короткоходные двигатели легче, так как поверх-
ность цилиндра при данном объеме достигает минимума при
S/D ~ 1. Следствием большого отношения S/D является высокая
нагрузка нижнего шатунного подшипника из-за увеличения
центробежной силы вращающихся масс. Эта нагрузка не компен-
сируется уменьшением силы инерции поступательно-движущихся
частей за счет облегчения поршня. Шатунный подшипник — одно
из самых уязвимых мест быстроходного двигателя, поэтому его
перегрузка—крайне нежелательное явление.
Весьма существенным преимуществом четырехтактных ко-
роткоходных двигателей следует считать возможность размещения
больших клапанов благодаря увеличению диаметра цилиндра.
Следовательно, уменьшение S/D способствует увеличению коэф-
фициента наполнения и литровой мощности.
Средняя скорость поршня, которая определяет механические
потери, больше для длинноходных двигателей. Отсюда можно
прийти к заключению, что механический КПД при малом S/D
должен быть выше.
102
wwwvokb-la.spD.
Вместе e тем можно отметить, что при высокой степени сжатия
камера сгорания короткоходного двигателя приобретает более
плоскую форму, менее выгодную вследствие увеличения тепловых
потерь; это обстоятельство не имеет значения только для гоночных
двигателей с наддувом, работающих с относительно низкой сте-
пенью сжатия.
Совокупность преимуществ короткоходных двигателей за-
ставляет конструкторов отдавать предпочтение малым значе-
ниям S/D, В этом отношении весьма показательной была эволюция
одноцилиндрового гоночного мотора «Нортон» класса 500 см3.
В процессе усовершенствования этого двигателя в течение 20-лет-
него периода ход поршня уменьшали семь раз, причем отношение
S/D сократилось от 1,27 до 0,79. Позднее, аналогичные изменения
претерпели двигатели «Хонда», 125 см3, у них отношение S/D
было уменьшено в пять приемов от 1,07 до 0,71, а число цилиндров
увеличилось с двух до пяти.
8.	Отношение радиуса кривошипа к длине шатуна А у гоночных
двигателей мало отличается от общепринятых значений. Числен-
ное значение X колеблется от 1 j 3,7 до 1 i 4,5. Более короткие
шатуны обычно ставятся на двигатели большого рабочего объема
во избежание увеличения высоты двигателя.
9.	К числу мало меняющихся параметров следует отнести
среднюю скорость поршня, которая уже в течение многих лет
не выходит из диапазона 16—22 м/с несмотря на значительный
рост частоты вращения. Дальнейшее повышение средней скорости
поршня связано с быстрым возрастанием механических потерь.
Поэтому увеличение частоты вращения оказалось возможным
только за счет уменьшения отношения S/D и перехода на ци-
линдры малого объема, т. е. использования малых значений хода
поршня 5,
10.	Существенный интерес представляет мощность двигателя,
отнесенная к единице площади поршней — поршневая мощность.
Этот параметр, характеризующий степень форсированности
двигателя, пропорционален произведению средней скорости,
поршня на среднее эффективное давление. Действительно, если,
например, ввести среднюю скорость поршня
Vm ~ 30
в формулу для эффективной мощности (кВт) четырехтактного
двигателя, то получим
дг _ VhPefT- __ wtD2.\QSpen _ .nD2pevm
1223	4.100-1223	1 4-300 9
где D —диаметр цилиндра, см; S — ход поршня, м; i — число
цилиндров.
103
Далее! обозначая площадь —-^—== F, определим поршневую
мощность Nn (кВт/см2)
д/• _ х g Pevtn
"п~~ IF 300 *
(8)
Если считать, что для vm имеется практически осуществимое
предельное значение (20—22 м/с), то поршневая мощность двига-
теля может быть представлена выражением Nu 5=3 Ар„ где А —
постоянный коэффици-
ент (при ym= const),
равный г^/300.
Поскольку из фор-
мулы (8)
= ApeiF9 (9)
делаем вывод, что для
увеличения мощи ости
двигателя следует фор-
сировать рабочий про-
цесс, т. е. увеличивать
ре и стремиться к увели-
чению суммарной пло-
щади поршней; послед-
нее достигается увели-
чением числа цилиндров
и уменьшением отноше-
ния SID (при заданном
к л ассифи нацией р або-
чем объеме двигателя).
Рис. 40. Изменение площади поршней, диаметра
и объема одного цилиндра двигателя при различ-
ном числе цилиндров, но постоянных е качениях
Vhi S/D и vm
На рис. 40 показано изменение диаметра цилиндра D, рабочего
объема одного цилиндра ИЛ//, суммарной площади поршней iF
и частоты вращения в зависимости от числа цилиндров для дви-
гателя класса 500 см8 с отношением S/D = 1, работающего со
средней скоростью поршня 20 м/с. Поршневая мощность четырех-
тактных гоночных двигателей без наддува составляет 0,44—
0,72 кВт/см2, для двухтактных — 0,59—1,01 кВт/см2. При наддуве
удавалось получить 0,59—1,33 кВт/см?.
11.	Объемная масса, т. е. масса двигателя на 1 л рабочего объ-
ема, для гоночных конструкций колеблется в пределах 50—
100 кг/л. Широкие пределы литровой массы зависят от устройства
двигателя и от степени использования специальных легких мате-
риалов.
Глава V!
КОНСТРУКЦИЯ ДВИГАТЕЛЕЙ
ГОНОЧНЫХ МОТОЦИКЛОВ
18. ГАЗОРАСПРЕДЕЛЕНИЕ ДВУХТАКТНЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ
До второй мировой войны двухтактные двигатели были конку-
рентоспособными только при использовании наддува. Поэтому
после 1946 г., когда ФИМ запретила применение нагнетателей,
многим специалистам казалось, что отказ от наддува исключает
возможность применения двухтактных двигателей на гоночных
мотоциклах. В действительности систематическая работа по усо-
вершенствованию классического двухтактного двигателя без над-
дува, выполненная мотоциклетными заводами в послевоенные
годы, явилась основой для новейшего направления развития
конструкций гоночных двигателей такого типа. Эта работа заклю-
чалась в выборе наиболее рациональных конструктивных форм
органов распределения (окон и каналов), впускного и выпуск-
ного трактов и камер сгорания, а также в подборе оптимальных
фаз распределения и элементов регулировки. В результате на
некоторых двигателях удалось довести коэффициент наполнения
картера до 105—ПО %, а также повысить эффективность процесса
продувки цилиндра.
Следует подчеркнуть, что в течение последних 25 лет высокие
мощностные показатели были получены без применения нагнета-
телей от гоночных двухтактных двигателей, построенных по обыч-
ной однопоршневой схеме; применявшиеся ранее двухпоршневые
двигатели с П-образными цилиндрами имели тяжелые возвратно-
движущиеся детали, не приспособленные к работе на высокой
частоте вращения, и, кроме того, эффективное наполнение П-образ-
ного цилиндра представляло значительные трудности. Таким
образом, по сравнению с довоенными конструкциями гоночный
двухтактный двигатель в значительной степени избавился от
усложнений, отличавших его от двигателей дорожнььх мотоциклов.
Это обстоятельство благоприятствовало использованию гоноч-
ного опыта в повышении эксплуатационных качеств дорожных
мотоциклов и безусловно сыграло известную роль в значительном
повышении мощности серийных двухтактных двигателей, соста-
вляющем одно из главных достижений массового мотоциклето-
строения в послевоенный период; в результате серийный мото-
цикл с двухтактным двигателем может теперь превосходить по
динамическим качествам серийный дорожный мотоцикл с четы-
рехтактным верхнеклапанным двигателем.
105
Таблица 20. Развитие технических параметров
гоночных двухтактных двигателей
Год	Марка двигателя	Класс, см3	Число цилин- дров	Мощ- ность, кВт	Частота враще- ния, МИН"1
1961	«Крейдлер» (ФРГ)	50	1	6,6	11 000
1963	«Судзуки» (Я)	50	1	8,5	12 500
1965	«Судзуки» (Я)	50	2	10,3	15 000
1967	«Судзуки» (Я)	50	2	13,3	17 000
1973	«Крейдлер» (ФРГ)	•	50	1	15,1 16,2	19 000
1981	«Крейдлер» (ФРГ)	50	1		16 000
1950	ИФА (ГДР)	125	1	6,6	7 000
1951	ИФА (ГДР)	125	1	7,0	7 000
1952	ИФА (ГДР)	125	1	7,8	8 000
1953	ИФА (ГДР)	125	1	8,1	8 000
1955	ИФА (ГДР)	125	1	10,3	8 200
1956	ИФА (ГДР)	125	1	12,1	9 000
1958	MZ (ГДР)	125	1	14,7	10 000
1959	MZ (ГДР)	125	1	16,2	10 500
1963	MZ (ГДР)	125	1	19,1	11 500
1966	«Судзуки» (Я)	125	2	23,6	13 000
1980	«Морбиделли» (И)	125	2	30,9	14 000
1954	DKW (ФРГ)	250	2	21,3	10 000
1954	«Адлер» (ФРГ)	250	2	19,9	8 500
1955	ИФА (ГДР)	250	2	18,4	8 300
1958	MZ (ГДР)	250	2	26,5	9 500
1959	MZ (ГДР)	250	2	30,2	10 000
1963	MZ (ГДР)	250	2	33,9	10 000
1964	«Судзуки» (Я)	250	4	39,7	12 000
1965	«Ямаха» (Я)	250	2	41,2	И 000
1980	«Ямаха» (Я)	250	2	46,4	10 500
1981	«Кавасаки» (Я)	250	2	49,3 1	И 200
В табл. 20 приведена сводка основных технических параметров
гоночных двухтактных двигателей, характеризующая быстрый
прогресс их мощностных показателей за последние годы.
В настоящее время двухтактные гоночные двигатели превосхо-
дят по мощности своих четырехтактных соперников в классах
от 50 до 250 см3; в классах большего рабочего объема четырех-
тактные двигатели пока сохраняют конкурентоспособность, так
как высокая форсировка двухтактных двигателей этих классов
труднее, причем более заметным становится известный недостаток
двухтактного процесса — повышенный расход топлива, требу-
ющий увеличения объема топливных баков и более частых оста-
новок для заправки.
Простота базовой конструкции и газораспределительных орга-
нов современного гоночного двухтактного двигателя, а также его
сходство с двигателями массового производства хорошо видны
на рис. 41. В некоторых удачных гоночных мотоциклах успешно
использовались многие детали (картер, коленчатый вал и др.)
от серийных моделей.
106

Прототипом большинства современных двухтактных двигате-
лей гоночного типа является конструкция, разработанная фир-
мой MZ (ГДР). Работы по усовершенствованию двухтактных
двигателей, выполненные этой фирмой, обеспечили гоночным
мотоциклам MZ классов 125 и 250 см3 высокие динамические ка-
чества, и их конструкция в той или иной степени была скопиро-
вана многими фирмами в других странах мира.
Гоночные двигатели MZ (рис.
42) имеют простую конструкцию
и похожи как по устройству, так
и по внешнему виду на обычные
двухтактные двигатели.
За последние годы мощность
гоночного двигателя MZ 125 ем3
Рис, 42. Гоночный двухтактный двигатель MZ класса 125 смд: а — общий вид}
б — расположение газораспределительных каналов; в — устройство вращаю-
щегося золотника и картера
выросла с 6 до 22 кВт; уже в 1962 г. была достигнута литровая
мощность 150 кВт/л. Одним из существенных элементов двига-
теля является дисковый вращающийся золотник 3 (рис. 42),
предложенный Д. Циммерманом. Он позволяет получить несим-
метричные фазы впуска и выгодную форму впускного тракта;
благодаря этому возрастает коэффициент наполнения картера.
Дисковый золотник изготовляют из тонкой (около 0,5 мм) листо-
вой пружинной стали. Оптимальная толщина диска найдена
опытным путем. Дисковый золотник работает как мембранный
клапан, прижимаясь к отверстию впускного канала, когда в кар-
тере происходит сжатие горючей смеси. При увеличенной или
уменьшенной толщине золотника наблюдается ускоренный износ
диска. Слишком тонкий диск прогибается в сторону впускного
клапана, что влечет за собой увеличение силы трения между
108
www.vokb-la.spb.
диском и крышкой картера; увеличенная толщина диска также
ведет к увеличенным потерям на трение. В результате доводки
конструкции срок службы дискового золотника был увеличен
с 3 до 200 ч.
Как видно из рис. 41 и 42, дисковый золотник не вносит осо-
бого усложнения в устройство двигателя. Золотник устанавли-
вается на валу посредством скользящего шпоночного или шлице-
вого соединения, чтобы диск мог занимать свободное положение
и не защемляться в узком пространстве между стенкой картера
и крышкой.
По сравнению с классической системой управления впускным
окном нижней кромкой поршня золотник дает возможность раньше
открыть впускное окно и долго держать его открытым, что способ-
ствует повышению мощности как на высоких, так и на средних
частотах вращения. При обычном устройстве газораспределения
раннее открытие впускного окна неизбежно связано с большим
запаздыванием его закрытия; это полезно для получения макси-
мальной мощности, но связано с обратным выбросом горючей
смеси на средних режимах и соответствующим ухудшением харак-
теристики крутящего момента и пусковых качеств двигателя.
Для работы на высоких частотах вращения газораспредели-
тельные окна должны иметь достаточную пропускную способ-
ность. Лучше всего пропускная способность распределительного
органа характеризуется время-сечением (J/dt), т. е. площадью,
заключенной между осью абсцисс и кривой, изображающей изме-
нение проходного сечения окна по времени (или углу поворота
коленчатого вала с учетом частоты вращения в минуту). При
управлении впускным окном посредством золотника время-сече-
ние для частоты вращения, соответствующей максимальной мощ-
ности, составляет 18—19 мм2-с на литр рабочего объема цилиндра,
при управлении кромкой поршня — 14—16 мм2-с/л, т. е. на
~20 % меньше. Этим объясняется большая мощность двигателей
с золотником на впуске, достигавшая 220—295 кВт/л. Разницу
в мощностях двигателей с рассмотренными системами впуска тоже
можно оценить приблизительно в 20 %.
На двухцилиндровых двигателях с параллельными цилиндрами
дисковые золотники устанавливают по концам коленчатого вала,
что при выступающих справа и слева карбюраторах дает большие
габаритные размеры по ширине двигателя, увеличивает лобовую
площадь мотоцикла и ухудшает его внешнюю форму. Для устра-
нения этого недостатка иногда применяли конструкцию в виде
двух спаренных под углом одноцилиндровых двигателей с общим
картером и воздушным охлаждением («Дерби», «Ява»).
Устройство двигателя «Ява» (2 X 44 X 41) представлено на
рис. 43. Ведущие шестерни обоих коленчатых валов находятся
в зацеплении с большой шестерней сцепления. На противополож-
ных коренных шейках коленчатых валов расположены дисковые
золотники, управляющие впуском горючей смеси в самостоятель-
на
ные кривошипные камеры. Плоскости разъема крышек картера
пересекают перепускные каналы. Благодаря этому на боковой
поверхности картера имеется паз, доходящий до плоскости крепле-
ния цилиндра и позволяющий вынимать коленчатый вал после
снятия цилиндра без демонтажа второго цилиндра; при этом
двигатель не нужно снимать с мотоцикла. Такое устройство
очень удобно в эксплуатации при выполнении работ, связанных
с ремонтом и профилактическим контролем двигателя. Конструк-
ция этого двигателя позволяет проводить испытания с полным
отключением одного цилиндра, что дает возможность легче опре-
делять различные дефекты и удобнее для анализа мероприятии
по форсированию двигателя. Ведущие шейки коленчатых валов
работают на игольчатых подшипниках, противоположные
шейки — на шарикоподшипниках. Верхняя и нижняя головки
шатунов имеют игольчатые подшипники с сепараторами. Для
каждого цилиндра установлен самостоятельный карбюратор в диа-
метром смесительной камеры 24 мм; зажигание батарейное; мощ-
ность 22 кВт при 14 000 мин"1. Рассматривая эту конструкцию
как два спаренных одноцилиндровых двигателя, нетрудно заме-
тить, что каждый из них мало отличается от устройства прото-
типа — двигателя MZ.
В отличие от двигателя «Ява» цилиндры спаренных двигателей
могут занимать вертикальное положение; при этом требуется
водяное охлаждение, так как задний цилиндр заслонен передним.
По такой схеме был изготовлен один из гоночных двигателей MZ
125 см3.
ПО
Трехцилиндровый двигатель «Судзуки» (50 см3, литровая
мощность около 295 кВт/л) с дисковыми золотниками по существу
состоял из объединенных в одном блоке трех одноцилиндровых
двигателей с самостоятельными коленчатыми валами. Два ци-
линдра этого двигателя выполнены горизонтальными, один —
вертикальным.
Двигатели с болотниками на впуске конструировались и в че-
тырехцилиндровых вариантах. Типичным примером могут слу-
жить двигатели «Ямаха», изготовленные в виде двух спаренных
шестеренной передачей двухцилиндровых двигателей с парал-
лельными цилиндрами: одна пара цилиндров расположена гори-
зонально, вторая — под углом вверх. Двигатель 250 см3 развивал
до 55 кВт, а мощность варианта 125 см3 достигала 32 кВт при
17 800 мин*"1.
По аналогичной схеме сконструирован и четырехцилиндровый
двигатель «Ява» (рис. 44) 350 см3, 48 X 47 с золотниками на
впуске, представляющий собой два спаренных двухцилиндровых
двигателя с водяным охлаждением. Он развивает мощность 53 кВт
при 13 000 мин-1. Еще больше мощность четырехцилиндро-
вого двигателя «Морбиделли» класса 350 см3 такого же типа —
62 кВт.
Заслуживает внимания то, что фирма «Ява» заменила на своих
гоночных мотоциклах применявшиеся в течение многих лет четы-
рехтактные двигатели двухтактными конструкциями; такое изме-
нение ориентации фирмы следует признать правильным, поскольку
ее основную продукцию, известную во всех странах мира, соста-
вляют мотоциклы с двухтактными двигателями.
Ввиду того что дисковые золотники устанавливаются по кон-
цам коленчатого вала, отбор мощности в многоцилиндровых
конструкциях с такой системой впуска обычно производится через
шестерню на средней шейке вала между отсеками картера. При
дисковых золотниках рассматриваемого типа увеличение числа
цилиндров двигателя свыше четырех нецелесообразно, так как
дальнейшее спаривание двухцилиндровых двигателей привело бы
к очень громоздкой конструкции; даже в четырехцилиндровом
исполнении двигатель получается на пределе допустимых габа-
ритных размеров.
В последнее время на некоторых гоночных двигателях «Ямаха»
применяют автоматические мембранные клапаны во впускном
канале между карбюратором и цилиндром (рис. 45, а). Клапан
представляет собой тонкую эластичную пластинку, отгибающуюся
под действием разрежения в картере и освобождающую проход
для горючей смеси.
Во избежание поломки клапанов предусмотрены ограничи-
тели их хода.
При такой конструкции двухтактного двигателя рабочая
смесь поступает в картер двигателя, когда поршень движется
вниз (продувка) и открыты пять перепускных каналов. В этот
момент пластинки мембранного клапана плотно прижаты к ок-
нам избыточным давлением. Один канал совмещен со всасыва-
ющим патрубком, и поток топливной смеси из него поступает
в картер, охлаждая стенки последнего.
В конце продувки, когда перепускные окна еще не закрыты
за счет инерционности потока выхлопных газов, давление в ци-
линдре становится меньше атмосферного, так как часть свежей
смеси уносится с отработавшими газами. При средних режимах
работы клапаны достаточно быстро закрываются, чтобы предупре-
дить обратный выброс горючей смеси, что /улучшает характери-
стику крутящего момента двигателя. Тацие клапаны на осно-
вании практических наблюдений могут ./нормально функциони-
ровать при скоростных режимах до 10 бОО мин"1. При более
высоких числах оборотов их работоспособность проблематична.
В двигателях е мембранными клапанами для улучшения на-
полнения целесообразно поддерживать сообщение между впуск-
ным каналом и подпоршневым пространством или продувочным
Рис. 44. Четырехцилиндровый гоночный двигатель «Ява» класса
350 см3
каналом при положении поршня вблизи н. м. т. Для этого в стенке
поршня со стороны впуска предусматривают соответствующие
окна (рис. 45, б). Мембранные клапаны обеспечивают дополни-
тельный подсос горючей смеси, когда во время продувки в ци-
линдрах и картере образуется разрежение (рис. 45, в).
112
www.vokb-la.spb.
Высокую мощность развивают также двухтактные двигатели,
у которых процессом впуска горючей смеси в картер управляет
поршень, как у подавляющего большинства обычных двигателей
Рис. 45. Мембранные впуск-
ные клапаны двигателя «Ямаха»:
а — схема устройства клапанов;
б — начало наполнения картера;
в — подсос горючей смеси через
клапаны непосредственно в ци-
линдр; г — форма и размеры
окон;
I — ограничитель; 2 — мембрана
массового производства, В основном это относится к двигателям
с рабочим объемом 250 см3 и более. Примерами могут служить
мотоциклы «Ямаха» и «Харлей — Дэвидсон» (250 см3 — 44 кВт;
350 см3 — 52 кВт), а также мотоцикл «Судзуки» с двухцилиндро-
вым двигателем класса 500 см3 мощностью 55 кВт, занявший пер-
вое место в гонке Т, Т, 1973 г. Форсирование этих двигателей
ИЗ
осуществляется так же, как и в случае использования дисковых
золотников, тщательной конструктивной проработкой органов
газораспределения и на основе изучения взаимного влияния впуск-
ного и выпускного трактов.
О форме впускных окон двигателя без золотника можно полу-
чить представление по рис. 46, где показаны размеры газораспре-
делительных окон одноцилиндрового двигателя «Бультако»
(51,5 X 60) с рабочим объемом 125 см3. Мощность этого серийного
/Рис. 46. Размеры газораспределительных окон гоночного
двигателя «Бультако» класса 125 см3
гоночного двигателя составляет 16 кВт при И 500 мин"1. Впуск-
ное окно выполнялось в двух вариантах: круглым или продолго-
ватым с перемычкой. На многих двухтактных двигателях гоноч-
ного типа хорошие результаты дало применение впускных (и вы-
пускных) окон овальной формы (см. рис. 45, г) вместо прямо-
угольной. Такая форма окон облегчает условия работы поршне-
вых колец.
Двухтактные двигатели независимо от системы управления
впуском имеют выпрямленную форму впускного тракта (см.
рис. 41), который направлен в подпоршневое пространство, куда
поступает горючая смесь; по отношению к оси цилиндра впускной
тракт может быть перпендикулярным или с наклоном снизу вверх
(см. рис. 37) или сверху вниз. Такая форма впускного тракта
благоприятна для использования эффекта резонансного наддува.
Поток горючей смеси во впускном тракте непрерывно пульсирует,
причем в нем возникают волны разрежения и повышенного давле-
ния. Настройка впускного тракта за счет подбора его размеров
(длины и проходных сечений) позволяет обеспечить при опреде-
114
ленной частоте вращения закрытие впускного окна в момент
входа в картер волны повышенного давления, что увеличивает
коэффициент наполнения и повышает мощность двигателя.
При значениях коэффициента наполнения картера, превыша-
ющих единицу, двухтактный двигатель должен был бы развивать
вдвое большую мощность по сравнению с четырехтактным. В дей-
ствительности этого не происходит вследствие существенных
потерь свежей смеси в выхлоп и перемешивания поступившего
в цилиндр заряда с остаточными газами от предыдущего рабочего
цикла. Несовершенство рабочего цикла двухтактного двигателя
обусловлено одновременным протеканием процессов наполнения
цилиндра и его очистки от продуктов сгорания, тогда как в четы-
рехтактном двигателе эти процессы разделены во времени.
Процессы газообмена в двухтактном двигателе отличаются
большой сложностью и до сих пор плохо поддаются расчету.
Поэтому форсирование двигателей ведется главным образом путем
экспериментального подбора соотношений и размеров конструк-
тивных элементов органов газораспределения от впускного па-
трубка карбюратора до концевого патрубка выхлопной трубы.
Со временем был накоплен большой опыт по форсированию двух-
тактных двигателей, описанный в различных исследованиях. Из
работ такого характера заслуживает внимания, например, об-
стоятельное исследование, которое выполнил Э. Анзорг [171.
В первых конструкциях гоночных двигателей MZ была исполь-
зована возвратно-петлевая продувка типа Шнюрле с двумя про
дувочными каналами. Значительное улучшение мощностных пока-
зателей было получено благодаря добавлению третьего про-
дувочного канала 1 (см. рис. 42), расположенного спереди на-
против выпускных окон. Для перепуска через этот канал на
поршне предусмотрено специальное окно 2. Дополнительный про-
дувочный канал устранил образование подушки горячих газов
под дном поршня. Благодаря этому каналу удалось увеличить
наполнение цилиндра, улучшить охлаждение и смазку свежей
смесью игольчатого подшипника верхней головки шатуна, об-
легчить температурный режим работы дна поршня. В результате
мощность двигателя повысилась на 10 %, а прогары поршней
и поломки подшипника верхней головки шатуна были устранены.
Как показано на схеме, выпускное окно разделено обтекаемой
перегородкой 4 на две части; длина этой перегородки в радиальном
направлении около 25 мм. Таким образом, крепление выпускной
трубы расположено близко к цилиндру; в креплении трубы пред-
усмотрена тепловая изоляция, препятствующая переходу тепла
от трубы к цилиндру. Все же, по-видимому, перегородка выпуск-
ного окна, в особенности ее часть, принадлежащая гильзе, за-
прессованной в алюминиевый цилиндр, является термически
очень напряженным местом, тем более что выпускное окно распо-
ложено на задней стенке цилиндра. Хотя расположение выпуск-
ного окна сзади связано g некоторым неудобством в размещении
115
, • . 1
выпускной системы, такое устройство позволяет несколько по-
высить мощность на средних частотах вращения: во время рабочего
хода поршень прижимается к задней стенке цилиндра и гермети-
зирует зазор между поршнем и цилиндром в зоне выпускного
окна, где возможны наибольшие утечки газов. При больших
частотах вращения это преимущество отпадает, так как поршень
колеблется с высокой частотой под совместным влиянием сил
давления газов и инерционных сил. Заднее расположение вы-
пускного окна было выбрано после сравнительных испытаний
различных выпускных систем.
Тщательному исследованию были подвергнуты колебания по-
тока газов во впускном и выпускном трактах с целью использо-
вания этих колебаний для улучшения процессов газообмена.
Выпускная система состоит из выпускной трубы и продолговатой
расширительной камеры, заканчивающейся выпускным патруб-
ком с сравнительно небольшим проходным сечением. Такое уст-
ройство создает в первой фазе процесса выпуска быстрое падение
давления отработавших газов в выпускной системе и даже раз-
режение, способствующее наполнению цилиндра свежей смесью
из картера; в заключительной фазе процесса впуска в расшири-
тельной камере возникает отраженная волна повышенного давле-
ния, заставляющая часть горючей смеси, попавшую в выпускную
трубу, возвратиться в цилиндр. На работу системы выпуска
влияет толщина стенок расширительной камеры; при толщине
жести более 0,75 мм мощность двигателя уменьшается.
На многих гоночных двигателях применяется и обратное рас-
положение газораспределительных окон: выпускных — спереди,
а продувочных — сзади. Для улучшения процесса газообмена
желательно, чтобы часть выхлопной трубы, непосредственно при-
мыкающая к выпускному окну, была по возможности прямо-
линейной; это легче осуществить, когда выпускное окно рас-
положено сзади.
Качество продувки зависит от степени сжатия горючей смеси
в картере; на гоночных двигателях этот параметр выдерживается
в пределах 1,45—1,65, что требует весьма компактной конструк-
ции кривошипно-шатунного механизма.
Получение высоких литровых мощностей возможно только при
достаточно больших значениях фактора время-сечения, которые
на режимах максимальной мощности составляют 8—10 мм2-с/л
для продувки и 14—15 мм2-с/л — для выхлопа. Эти значения до-
стигаются за счет широких фаз распределения и большой ширины
газораспределительных окон.
В табл. 21 приведены фазы распределения двухтактных двига-
телей гоночного типа. Ширина окон гоночных двигателей, изме-
ренная центральным углом в поперечном сечении цилиндра,
достигает 80—90р, что создает тяжелые условия работы для порш-
невых колец. Зато при такой ширине окон в современных двига-
телях обходятся без склонных к перегреву перемычек. Увеличе-
116
Таблица 21. Фазы распределения двухтактных гоночных двигателей
(в градусах поворота коленчатого вала)
Мар«а двигателя	Рабочий объем двигателя, см?	Число цилин- дров	Угол продув - ки, о * • •	Угол выпуска, О	Наличие впуск- ного зо- лотника	Угол впуска, О
«Зимсон» (ГДР)	50	1	135	190	Есть	222
«Виктория» (ФРГ)	38	1	113	138	»	151 (открытие 81° после н. м. т.)
«Крейдлер» (ФРГ)	50	1	140	190	»	220 (открытие 20° после н. м. т.)
«Бультако» (Ио)	125	1	143	196	Нет	214
С2-125 (СССР)	125	1	139	188	Есть	192 (открытие 52° после н. м. т.)
ЕМС (А)	125	1	138	195	»	****
ИФА (ГДР)	125	1	122	144	Нет	156
MZ (ГДР)	125	1	137	189	Есть	215 (открытие 40° после н. м. т.)
MZ (ГДР)	125	1	140	180	»	180 (открытие 65° после н. м. т.)
EMG (А)	125	2	138	195	»	«и»
Адлер» (ФРГ)	250	2	112	162	Нет	147
«Ява» (ЧССР)	250	1	124	152	»	142
MZ (ГДР)	250	2	135	165	Есть	210 (открытие 35° после н. м. т.)
MZ (ГДР)	250	2	137	184	»	215 (открытие 40° после н. м» т.)
«Ямаха», ТЕ2(Я)	250	2	140	195	Нет	195
«Ява» (ЧССР)	350	2	130	165	»	144
ИЖ-62Ш (СССР)	350	2	113° 40'	152	»	128° 40'
ИЖ-344А (СССР)	350	3	124° 20'	164	»	139
«Кавасаки» (Я)	500	3	136	200	»	200
QUB (А)	500	I	142	199	>	200
Примечая 2. Фазы продувки	и я: 1. Фазы впуска при наличии золотника несимметричны 1 выпуска симметричны					
ние высоты продувочных окон сдвигает максимальный крутящий
момент в область более низкой частоты вращения, а увеличение
высоты впускных окон создает обратный эффект. Увеличение
время-еечения выпуска повышает мощность двигателя, но вместе
с тем увеличивает тепловую нагрузку верхней части поршня.
Система продувки с третьим дополнительным продувочным
каналом (см. рис. 42) удобна для двигателей с золотником, у кото-
рых впускной канал расположен сбоку, а зона цилиндра напротив
выпускного окна свободна для размещения в ней продувочного
окна; последнее может иметь перемычку, как показано на рис. 47.
Дополнительное продувочное окно способствует образованию
потока горючей смеси, огибающего полость цилиндра (петлевая
117
продувка). Весьма существенное значение для эффективности
процесса газообмена имеют углы входа продувочных каналов;
от них зависят форма и направление потока смеси в цилиндре.
Горизонтальный угол колеблется в пределах 50—60° (рис. 47),
причем большее значение соответствует более высокому форсиро-
Рис. 47. Система продувки
с третьим продувочным ок-
ном
Рис. 48. Система продувки с двумя до-
полнительными продувочными кана-
лами
Рис. 49. Развертка цилиндра с двумя дополнительными
продувочными каналами
важно двигателя. Вертикальный угол ос2 равен 45—50°, отношение
сечений дополнительного и основного продувочных окон соста-
вляет около 0,4 [18].
На двигателях без золотника карбюраторы и впускные окна,
как правило, расположены на задней стороне цилиндров. В этом
случае обычно применяют иную систему продувки с двумя боко-
выми дополнительными продувочными каналами (рис. 48). Раз-
вертка цилиндра с таким устройством представлена на рис. 49.^
Горизонтальный угол входа а3 дополнительных каналов — около
118
909. Вертикальный угол входа продувочных каналов колеблется
для различных моделей в довольно широких пределах: на модели
«Ямаха TD2» класса 250 см3 он составляет для главных проду-
вочных каналов 15°, а для
дополнительных — 0°; на
модели «Ямаха TR2» клас-
са 350 см3 соответственно
0 и 45°.
Иногда применяется
вариант этой системы про-
дувки с разветвляющимися
продувочными каналами
(рис. 50). Дополнитель-
ные продувочные окна
Рио. 50. Система продувки о
разветвляющимися продувоч-
ными каналами
Рис. 51. Движение газов в цилиндре. Сле-
ва — разветвляющиеся продувочные каналы,
справа — параллельные
It i
I ’ *
Л*
расположены напротив выпускного окна и, следовательно, по-
добное устройство приближается к первой из рассмотренных
систем, имеющей три окна. Вертикальный угол входа дополни-
тельных продувочных ка-
налов 45—50°. Отношение
сечений дополнительных и
основных продувочных
окон составляет также
около 0,4.
На рис. 51 показаны
схемы движения газов в
цилиндре во время про-
цесса продувки. При ост-
ром угле входа дополни-
тельных продувочных ка-
налов поступающий из
них поток свежей смеси
Рис. 52. Допол-
нительные про-
дувочные кана-
лы двигателя
«Ямаха»
Рис. 53. Профиль проду-
вочных каналов
удаляет клубок отработавших газов в середине цилиндра, не
захватываемый потоком смеси из основных продувочных каналов.
Возможны и другие варианты систем продувки по количеству
продувочных окон. Так, двигатель на рис. 41 имеет по два боковых
продувочных окна и одно напротив выпускного окна, что оказа-
лось возможным благодаря большому диаметру цилиндра—88 мм.
119
Следует заметить, что на многих двигателях продолжитель-
ность открытия дополнительных продувочных окон на 2—3°
меньше, чем у основных.
На некоторых двигателях «Ямаха» дополнительные продувоч-
ные каналы были выполнены в виде желобков (рис. 52) на вну-
тренней поверхности цилиндра; внутренней стенкой канала яв-
ляется здесь стенка поршня при его положениях вблизи от н. м. т.
На процессе продувки сказывается и профиль продувочных
каналов. Плавная форма без резких изгибов, показанная
на рис. 53 справа, дает меньшие перепады давления и улучшает
показатели работы двигателя в особенности на промежуточных
режимах.
Приведенные в этом разделе сведения показывают, что двух-
тактные двигатели выделяются простотой своего устройства.
Повышение удельной мощности двигателей этого типа в тече-
ние последнего десятилетия не сопровождалось какими-либо
существенными изменениями базовой конструкции; оно явилось
следствием тщательного экспериментального подбора соотноше-
ний и размеров ранее известных конструктивных элементов.
19. ГАЗОРАСПРЕДЕЛЕНИЕ ЧЕТЫРЕХТАКТНЫХ
ДВИГАТЕЛЕЙ
Общая конструктивная схема четырехтактного двигателя,
а также его мощностные и экономические показатели в значитель-
ной степени зависят от принятой системы распределительного
механизма. Наполнение цилиндра радикально влияет на мощность
и определяется размером и расположением клапанов, а также
конфигурацией впускных каналов в головке цилиндра. Впуск
горючей смеси и выпуск отработавших газов у четырехтактных
двигателей всегда производится через верхнюю часть цилиндра,
и, следовательно, конструкция распределительных органов тесно
связана с формой камеры сжатия, значением тепловых потерь
и характером протекания процесса горения. Таким образом, при
выборе типа распределительного механизма учитываются почти
все факторы, имеющие существенное значение для получения вы-
сокой мощности. Поэтому именно система газораспределения
гоночных двигателей обладает характерными особенностями, редко
встречающимися в общепринятых стандартных конструкциях.
Общие схемы распределительных механизмов. Чтобы выяснить,
какой тип распределения лучше всего подходит для гоночного
двигателя, рассмотрим рис. 54, на котором изображены пять
основных схем расположения клапанов и распределительных
валов и различных типов камер сгорания. Почти все четырех-
тактные мотоциклетные двигатели транспортного и гоночного
назначения изготовлялись по одной из этих схем.
Схема, приведенная на рис. 54, а, соответствует конструкции
двигателя с боковыми односторонними клапанами, управляемыми
120
www.vokb-la.spb.ru
одним или двумя распределительными валами, расположенными
в распределительной коробке сбоку картера. Камера сгорания
имеет вытянутую форму, несимметричную как в плане, так и
в разрезе. Большая поверхность камеры сгорания способствует
увеличению тепловых потерь. Смещение камеры сгорания от сии
цилиндра, обусловленное боковым распределением клапанов,
создает длинные пути распространения пламени от свечи и не
Рие. 54. Основные с«.емы расположения и устройства привода клапанов
дает возможности работать с высокой степенью сжатия вследствие
появления детонации. При всасывании смесь три раза меняет
направление движения на 90Q. Извилистый путь создает большое
сопротивление потоку смеси и снижает коэффициент наполнения.
Двигатели с боковым расположением клапанов часто приме-
нялись на гоночных мотоциклах до первой мировой войны, по
уже в начале 20-х годов возможности их форсирования оказались
исчерпанными. Последние успехи двигателей с боковыми клапа-
нами в гонках международного масштаба относятся к 1922 г.
(«Санбим»). Впоследствии двигатели этого типа использовали
в гонках в виде исключения главным образом в США. При умелом
форсировании удавалось получить от них литровые мощности
до 60 кВт/л («Харлей-Дэвидсон», 750 см3; 44 кВт; модель 1968 г.).
Несмотря на улучшения камер сгорания с боковыми клапа-
нами, введенные рядом выдающихся исследователей, эта система
121
осталась неприемлемом для гоночных мотоциклов и менее совер-
шенной, чем конструкция с верхними клапанами.
Схема, показанная на рис. 54, б, представляет собой промежу-
точный тип распределения и имеет верхний впускной и боковой
выпускной клапаны. Все сказанное выше о тепловых потерях
и детонационных свойствах схемы, приведенной на рие. 54, а,
относится и к схеме, представленной на рис. 54, б, хотя в этом
случае боковая клапанная коробка несколько меньше по объему.
Такое устройство распределения применялось перед первой миро-
вой войной на многих быстроходных гоночных мотоциклах и,
в частности, на мотоцикле, установившем абсолютный рекорд
скорости в 1911 г. («Ин ди ан»).
В начале 20-х годов начали быстро распространяться верхне-
клапанные двигатели, построенные по схеме, изображенной на
рис. 54, у. Клапаны расположены под углом в полусферической
головке и действуют от нижних распределительных валов посред-
ством толкателей, толкающих штанг и коромысел.
У некоторых двигателей толкатели были заменены нижними
одноплечими рокерами (рычагами), помещенными между кулач-
ком и толкающей штангой, е целью уменьшения массы возвратно-
поступательно движущихся деталей.
При такой схеме камера сгорания отличается весьма выгодной
полусферической формой без каких-либо боковых полостей, уве-
личивающих тепловые потери. Полусферическая камера имеет
минимальную поверхность при заданном объеме и, следовательно,
минимальные потери на теплопередачу. Путь распространения
пламени меньше, чем на предыдущих схемах, и несколько меньше
диаметра цилиндра, так как свеча расположена на боковой по-
верхности камеры сгорания. Отсюда следует, что образование
в процессе горения волн повышенного давления и возникновение
детонации менее вероятны. Коэффициент наполнения двигателя,
выполненного по схеме 54, в, получается высоким вследствие про-
стой формы впускного канала. Если предположить, что угол между
клапанами 90°, го клапанное седло расположено под углом 45Q
к плоскости фланца для присоединения карбюратора или впускной
трубы и, следовательно, поток смеси, проходящий по впускному
каналу головки цилиндра, меняет направление только на 45Q
(по предыдущим схемам на 270°). Дальнейшего улучшения коэф-
фициента наполнения можно добиться в тех случаях, когда впуск-
ной канал головки выполнен с наклоном в сторону цилиндра;
тогда поток рабочей смеси еще больше выпрямляется. Наклон
впускного канала достигает 15—30о.
Для быстроходных двигателей чрезвычайно важно, чтобы
в конце хода сжатия имелось вихревое движение смеси. Только
при этом условии возможно полное и достаточно быстрое сгорание
заряда при средних скоростях поршня порядка 15—20 м/с. Верх-
нее расположение клапанов обеспечивает интенсивные завихрения
смеси, благодаря чему получается хорошее ее перемешивание,
122
Рис. 55. Четырехклапанный дви-
гатель «Альсион» класса 350 см3
высокая скорость сгорания и повышается допустимый предел
степени сжатия.
Главный недостаток схемы, изображенной на рис. 54, в, за-
ключается в большой массе поступательно-движущихся частей
клапанного механизма. Большие силы инерции этих деталей при
увеличении частоты вращения препятствуют клапанам точно
следовать за движением кулачка; получается отставание клапанов
и нарушение фаз распределения, двигатель начинает давать пере-
бои и его мощность быстро падает. Усиление пружин в известных
пределах допускает увеличение
частоты вращения, что влечет за
собой рост механических потерь и
повышает напряжения в деталях
распределительного механизма.
В большинстве случаев каждый
цилиндр имеет по одному впуск-
ному и выпускному клапану. На
некоторых двигателях ставили по
два впускных и выпускных кла-
пана, причем камера сгорания
приобретала шатровую (крыше-
видную) форму. Применяя двой-
ные клапаны, можно расположить
свечу в центре камеры, а также
облегчить температурный режим
работы, так как головки клапанов
малого диаметра находятся в более
выгодных условиях охлаждения и
меньше нагреваются. Наличие че-
тырех клапанов не вносит прин-
ципиальных изменений в устройство распределительного меха-
низма; каждое коромысло имеет два плеча, которыми оно нажи-
мает на взаимно параллельные, впускные или выпускные клапаны.
Развитие .конструкций гоночных двигателей с верхними кла-
панами и нижними распределительными валами достигло расцвета
приблизительно к 1930 г. Большая инерционная нагрузка кла-
панного механизма с нижними распределительными валами осо-
бенно сказывается у одноцилиндровых двигателей класса 500 см3.
Именно в этом классе в первую очередь вышли из употребления
механизмы с нижними распределительными валами. Относительно
малая масса деталей клапанного механизма у двигателей класса
250 см3 позволила механизмам с нижними распределительными ва-
лами несколько дольше удержаться в этом классе.
Приведем в качестве примеров образцы гоночных двигателей
с приводом клапанов посредством толкающих штанг. Двигатель
«Альсион Т. Т.» класса 350 см3 (рис. 55) 1912 г. является родо-
начальником конструкций с радиальнььм расположением четырех
клапанов. Благодаря такому устройству удалось сохранить идеаль-
123
ную полусферическую форму камеры сжатия вместо шатровой,
применяемой у других четырехклапанных двигателей. Для каж-
дого выпускного клапана в головке предусмотрены самостоятель-
ный канал и самостоятельная выхлопная труба. К этому же типу
конструкций относится известный двигатель «Рудж Т. Т.» класса
350 см3 (рис. 56). Впускной канал головки сделан с разветвлением,
чтобы дать доступ горючей смеси из карбюратора к обоим клапа-
нам. Каждая толкающая штанга приводит в действие два клапана
при помощи трех рокеров.
Дальнейшим развитием схемы с четырьмя радиальными клапа-
нами следует считать гоночный двигатель «Эксцельсиор» класса
250 см3 (рис. 57). Здесь уда-
Рис. 56. Четырехклапанный гоночный
двигатель «Рудж» класса 350 см3
лось сохранить выгодное рас-
положение клапанов без уве-
личения массы возвратно-
движущи хся частей меха-
низма. Два распределитель-
ных вала расположены в
картере перед цилиндром и
за ним. Нижняя часть ци-
линдра погружена в картер,
а распределительные валы
сильно подняты с тем, чтобы
по возможности укоротить
толкающие штанги и сокра-
тить их массу. Каждая штанга
действует на обычные двупле-
чие коромысла, нажимающие
на два клапана. В отличие
от предыдущей конструкции
каждый впускной клапан
имеет в головке отдельный
канал, к которому присоединяется самостоятельный карбюратор.
Наличием двух карбюраторов и сильным наклоном впускных
каналов для выпрямления потока горючей смеси обеспечивается
высокий коэффициент наполнения.
В 1969 г. головки цилиндров с четырьмя радиальными клапа-
нами и их приводом посредством двух верхних распределительных
валов с промежуточными рокерами по системе Л. Апфельбека
использовались на мотоцикле BMW класса 500 см3. Двигатель
развивал мощность 51 кВт при 11 000 мин"1.
Из-за сложности и недостаточной жесткости привода радиаль-
ные клапаны не получили дальнейшего распространения.
Пример современного двигателя с двухклапанной головкой
цилиндра и газораспределением, выполненным по схеме, изобра-
женной на рис. 54, в, показан на рис. 58.
Здесь изображен одноцилиндровый двигатель Eso («Ява»)
класса 500 см3 (88x82), применяемый на мотоциклах для гонок
124
по гаревой дорожке. Лучшие экземпляры этих двигателей, рабо-
тая на метаноле, развивают мощность около 37 кВт при 7250 мин"1
и степени сжатия 14. Более высокая мощность на треке длиной
400 м не требуется и, следовательно, нет необходимости в мно-
гоцилипдровых конструкциях, а сравнительно малая масса и до-
статочно высокий крутящий момент на средних частотах враще-
ния, характерные для одноцилиндрового двигателя, представляют
собой существенные преимущества в условиях гонки по гаревой
дорожке.
В начале 30-х годов на гоночных
двигателях начали быстро распростра-
няться клапанные механизмы с верх-
ним распределительным валом, выпол-
ненные в соответствии со схемой, изо-
браженной на рис. 54, г. Тем самым
удалось ликвидировать основной недо-
статок предыдущей схемы. Расположе-
ние клапанов и полусферическая форма
камеры сгорания сохраняются, но рас-
пределительный вал перенесен на го-
ловку цилиндра и действует на кла-
паны через двуплечие коромысла. Не-
значительная сила инерции клапанов,
их пружин и коромысел позволяет
развивать высокую частоту вращения,
сохраняя точную работу распредели-
тельного механизма.
Наконец в последние годы перед
второй мировой войной начали широко
применять конструкции по схеме, пред-
ставленной на рис. 54, д, с двумя верх-
ними распределительными валами, за-
имствованную из автомобильной техники. В отличие от предыду-
щей схемы здесь каждый клапан управляется отдельным распре-
делительным валом. Таким путем удается осуществить двигатель
с выгодной формой камеры сгорания, высоким коэффициентом
наполнения и минимальным количеством возвратно-движущихся
частей распределительного механизма (рис. 59).
Следует отметить, что по схеме, приведенной на рис. 54, д,
четырехклапанная головка может быть осуществлена только в со-
четании с шатровой камерой сгорания, несколько менее выгодной,
чем полусферическая с точки зрения тепловых потерь.
Все же такое устройство с попарно-параллельными клапанами
в последние годы очень часто встречается на гоночных двигателях.
Эта разновидность клапанного механизма снова привлекла вни-
мание конструкторов после появления в 1959 г. гоночных мото
циклов «Хонда», имевших большой успех в гонках; фирма «Хонда»
применяла четырехклапанные головки (см. рис, 30) на гоночных
125
Рис. 58. Одноцилиндровый гоночный,
126
www.vokb-la
Двигатель Eso («Я вау) класса 500 см?
127
I
Рис. 59. Гоночный двига
128
б Бекман В. В.
129
Рис. 60. Привод клапанов
на двухцилиндровом гоноч-
ном двигателе «Ява» класса
350 см3 с четырехклапап-
пыми головками цилиндров
двигателях всех классов— от 50 до 500 см3 и при числе цилиндров
от 1 до 6. Малая масса клапанов, имеющих на двухцилиндровом
двигателе класса 50 см3 диаметр головки около 12,5 мм, способ-
ствовал использованию высокоскоростных режимов работы.
По примеру фирмы «Хонда» на четырехклапанную конструкцию
перешли и другие фирмы — «Бенелли», MV, «Ява». При шатровой
камере сгорания привод четырех клапанов получается сравни-
тельно простым. Устройство такого типа показано на рис. 60:
’число кулачков на распределительных валах и число промежу-
точных одноплечих рычагов удвоено.
Из рассмотрения схем распредели-
тельных механизмов очевидно, что
конструкция, выполненная по схеме,
представленной на рис. 54, д, объеди-
няет положительные качества, влияю-
щие на получение высокой мощности.
Схема с двумя верхними распреде-
лительными валами представляет собой
высшую конструктивную форму кла-
панного распределения четырехтактных
двигателей. Как дополнительные пре-
имущества рассматриваемой схемы сле-
дует отметить:
1) близкое к центру расположение
свечи, которое уменьшает пути распро-
странения фронта пламени до половины
диаметра цилиндра со всеми благоприят-
ными для работы двигателя послед-
ствиями;
2) возможность широкой регулировки фаз распределения по-
средством замены распределительных валов или смещением одного
вала относительно другого.
Это значительно облегчает окончательное форсирование дви-
гателя, потому что выбор оптимальных моментов открытия и за-
крытия клапанов всегда производится экспериментальным путем.
Особенно удобна схема с двумя верхними распределительными
валами в применении к многоцилиндровым двигателями с располо-
жением цилиндров в один ряд; клапаны сгруппированы в два
ряда и над каждым рядом располагается один из распределитель-
ных валов.
Вместе с тем удвоенное количество распределительных валов,
к тому же широко расставленных, вызывает необходимость до-
вольно сложной передачи от коленчатого вала и повышает стои-
мость двигателя.
Конструкция головки цилиндра верхнеклапанного двигателя
подвергалась усовершенствованию в течение десятков лет. При
двух клапанах оптимальным компромиссом между многочислен-
ными и отчасти противоречивыми требованиями, предъявляемыми
130
к головке цилиндра высокофорсированного двигателя, считается
конструкция, обладающая следующими особенностями: камера
сгорания в виде шарового сегмента; угол развала, клапанов 50 —
80°; впускной клапан большего диаметра, чем выпускной; для
размещения на поверхности камеры сгорания клапанов макси-
мального диаметра нередко прибегают к несимметричному на-
клону клапанов — выпускной клапан устанавливают с большим
наклоном; впускной канал максимально выпрямлен и несколько
смещен в плане от оси клапана; последнее делается для большего
Рис. 61. Форма камеры сгорания
двигателя AJS класса 350 см3
завихрения горючей смеси; две
свечи для двухискрового зажи-
гания, способствующего более
быстрому и полному сгоранию
заряда; выпуклость дна поршня
в виде усеченного конуса или
Рис. 62. Схема четырехклапаннои го-
ловки цилиндра
шарового слоя, что обеспечивает камере сгорания компактную,
нерасчлененную форму.
Выпуклое днище поршня работает как вытеснитель, направляя
горючую смесь из кольцевой щели, образующейся при подходе
поршня в в. м. т., к центру камеры сгорания; это усиливает вихре-
вое движение горючей смеси и повышает скорость ее сгорания.
На рис. 61 показана форма камеры сгорания двигателя AJS класса
350 см3; введение вытеснителя на поршне в виде шарового слоя 1
вместо ранее применявшейся выпуклости в виде шарового сег-
мента 2 улучшило форму камеры сгорания и увеличило мощность
двигателя на 0,735 кВт.
В четырехклапанной конструкции головки цилиндра (рис. 62)
диаметр клапанов меньше, выступ на днище поршня соответ-
ствует по форме шатровой камере сгорания, а завихрение горючей
смеси поддерживается ее вытеснением из плоских сегментовидных
объемов 1. При четырех клапанах наилучший компромисс между
достаточной пропускной способностью клапанов и благоприятной
формой камеры сгорания обеспечивает угол развала клапанов
30—40° (рис. 63).
5*
131
Некоторое применение имеют и трехклапанные двигатели
(С-364, см. рис. 39, и С-565) с одним впускным и двумя вы-
пускными клапанами.
Независимо от того, имеются ли один или два верхних рас-
пределительных вала, различают два конструктивных типа таки^
механизмов.
Pbq. 63. Разрез двухцилиндрового двигателя с четырехклапанными
головками «Уеслейк» класса 500 см8
1. Неполностью закрытый распределительный механизм. Верх-
ние кулачковые валы, их передача и коромысла смонтированы
в отдельной алюминиевой коробке, которая крепится к головке
цилиндра на стойках. Концы клапанов, клапанные пружины и
одно плечо коромысла остаются открытыми. Подобное устройство
оправдывается улучшенными условиями охлаждения клапанов
и клапанных пружин встречным потоком воздуха, но зато механизм
132
JWWWRBflfe.spb.ru
подвержен загрязнению, более быстрому износу и возникновению
утечек смазки («Нортон», «Мондиаль», «Бенелли»).
2. Полностью закрытый распределительный механизм (рис. 63).
Картеры распределительных валов крепятся к головке цилиндра
без промежуточных стоек или же нижними частями картеров рас-
пределительных валов служат соответствующие полости, отлитые
на головке цилиндра. Таким образом, все части механизма, в том
числе и клапаны с пружинами, полностью закрыты и хорошо за-
щищены от внешних влияний; возможность появления течи даже
при обильной циркуляционной смазке исключается. Несмотря на
отсутствие обдува клапанов воздухом, многие фирмы применяют
эту систему в сочетании с воздушным охлаждением двигателя.
Тем более эта система вполне пригодна при жидкостном охла-
ждении.
При непосредственном действии кулачка на конец клапана
по схеме с двумя верхними распределительными валами в резуль-
тате трения могло бы возникнуть довольно значительное боковое
давление на клапанную направляющую. Во избежание прежде-
временного износа и заклинивания клапана в некоторых кон-
струкциях гоночных двигателей («Нортон», С-354, CZ) между
кулачком й клапаном предусмотрен короткий легкий толкатель.
Иногда такому толкателю придают форму пустотелого тонко-
стенного поршенька, охватывающего винтовые клапанные пру-
жины (см. рис. 11). Очевидно, что в этих случаях боковое давле-
ние целиком воспринимается толкателем и не передается на
клапан. Боковое давление может быть уменьшено введением про-
межуточного одноплечевого рокера (см. рис. 59), аналогичного
по конструкции нижним рокерам двигателей с толкающими штан-
гами. Конечно, такое мероприятие не совсем устраняет боковое
давление, так как конец рокера описывает дугу, а клапан дви-
жется прямолинейно, и, следовательно, имеет место некоторое
поперечное скольжение в точке соприкосновения рокера и стержня
клапана.
Регулирование зазора в вышеописанных конструкциях обычно
осуществляется подкладыванием тонких металлических шайб под
колпачок, надетый на конец стержня клапана.
Для передачи вращения верхним распределительным валам
применяют несколько основных конструктивных вариантов.
1. Вращение передается от коленчатого вала одному из рас-
пределительных валов (см. рис. 36) или промежуточному валу на
головке цилиндра (С-155) посредством: двух пар конических ше-
стерен и вала, цепной передачи или ряда цилиндрических шестерен
(см. рис. 30).
На рис. 64 показан трехклапанный гоночный двигатель AJS
класса 350 см3. Шестерня коленчатого вала вращает большую
шестерню, расположенную также в картере; от нее роликовой
цепью вращение передается верхнему распределительному валу
впускного клапана и далее цилиндрическими шестернями —
133
Рис. 64. Трехклапанный гоночный
двигатель AJS класса 350 см3
промежуточному валу. Последний двумя коническими парами
передает вращение распределительным валам двух выпускных
клапанов. Эти распределительные валы расположены в плоско-
стях, перпендикулярных оси коленчатого вала. Все клапаны рас-,
положены радиально.
2. От промежуточного вала на головке цилиндра вращение
передается распределительным валам (или от одного распредели-
тельного вала другому) посред-
ством цилиндрических («Нортон»
С-155, «Хонда») или конических
шестерен (см. рис. 36 и 60).
К преимуществам схем, ис-
пользующих цилиндрические ше-
стерни, относится простота из-
готовления шестерен и удобное
присоединение вспомогательных
приводов для магнето, масляного
насоса и т. п. Применение цепной
передачи (рис. 65) наряду с до-
стоинствами — большой просто-
той и дешевизной — имеет и не-
достаток: при вытягивании цепи
нарушаются фазы распределения.
Из перечисленных вариантов
передач к распределительным ва-
лам часто встречаются конструк-
ции с коническими шестернями
(рис. 66). На рис. 59 представлен
разрез гоночного двигателя С-155
с двумя верхними распредели-
тельными валами и типичным
устройством вертикальной пере-
дачи с коническими шестернями.
Как правило, вертикальный вал выполняется составным, из трех
частей. Верхняя и нижняя части обычно изготовлены заодно
с коническими шестернями. Средняя часть имеет по концам муфты
Ольдгема, чтобы неточности сборки и перекосы, возникающие
вследствие неравномерности нагревания деталей двигателя, не
отражались на легкости вращения вала. В то время как средняя
часть вертикального вала вращается на шарикоподшипниках,
верхнюю и нижнюю части нередко устанавливают в бронзовых
втулках, так как исключительное применение подшипников ка-
чения в вертикальной передаче ведет к довольно заметному услож-
нению и утяжелению двигателя.
Вертикальный вал всегда вращается с угловой скоростью,
близкой к частоте вращения коленчатого вала; необходимое за-
медление вращения кулачкового вала (в отношении 1 : 2) дости-
гается главным образом за счет подбора чисел зубьев верхней
134
Phg. 65. Гоночный двигатель AJS класса 350 см3 с приводом верх-
него распределительного вала посредством цепи
135
конической пары. Таким способом стремятся разгрузить верти-
кальную передачу от большого крутящего момента.
При подборе конических шестерен избегают кратных чисел
зубьев и стараются взять их взаимно простыми. Тогда каждый зуб
одной шестерни работает поочередно с каждым зубом другой ше-
стерни, что обеспечивает равномерный износ и длительный срок
службы. В противном случае периодически возникающее увели-
чение нагрузки распределительного механизма в моменты откры-
тия клапанов привело бы
к усиленному износу одних
и тех же зубьев.
Приведем некоторые при-
меры подбора шестерен вер-
тикальной передачи: в одном
из двигателей «Велосетт» ко-
нические шестерни имели
следующие числа зубьев, счи-
тая от нижней шестерни
к верхней: 22, 23, 23, 44.
У другого гоночного двига-
теля такого же типа («Экс-
цельсиор») соответствующие
числа зубьев: 26, 27, 27, 52.
Таким образом, в
двигател ях шестерни
кального вала имеют
обоих
вертп-
одина-
Рис. 66. Устройство распределительного ковое число зубьев.
механизма двухцилиндрового гоночного Клапаны. Фазы распреде-
двигателя NSU класса 250 см1 * 3 .пения. Для получения высо-
кого коэффициента напол-
нения впускной клапан гоночного двигателя часто делается
больше выпускного (табл. 22).
Диаметр головки клапана зависит от проходного сечения
впускного или выпускного канала. Если максимальный подъем
клапана равен или превышает 1/4 диаметра канала, то проходное
сечение клапанной щели получается не меньше проходного сече-
ния канала х.
Показателем, характеризующим пропускную способность рас-
пределительных органов четырехтактного- двигателя, является
отношение площади клапана (или клапанов) к рабочему объему
Цилиндра. Современная тенденция к переходу на многоцилиндро-
вые двигатели с малым объемом одного цилиндра способствует
развитию этого показателя; так, для одноцилиндрового двигателя
1 В четырехклапапных головках цилиндра суммарная длина периферии го-
ловок двух клапанов может быть существенно больше, чем у одного клапана
в двухклапанной конструкции. Это благоприятствует улучшению наполнения
цилиндра горючей смесью и его очистке от отработавших газов в периоды непол-
ного открытия клапанов.
136
vwwv.vokb-la.spb.ru
Таблица 22. Параметры клапанов гоночных мотоциклетных двигателей
Марка двигателя	Рабочий объем двигате- ля, см3	Число ЦИЛИН - Дров	Диаметр головки клапана, мм		Подъем клапанов, мм
			впуск- ного	выпуск- ного	
«Хонда» * (Я)	50	2	12	12	
«Хонда» * (Я)	125	2	18	17	6/5
С-159 (СССР)	125	1	34	28	8,5/7,7
CZ (ЧССР)	125	1	33	31	7,5 10/9
CZ (ЧССР)	250	1	42	35	
«Харлей—Дэвидсон»	250	1	39	29	9,3
(США)				•	
NSU (ФРГ)	250	2	39	34	8
С-254 (СССР)	250	2	32	30	——
С-259 (СССР)	250	2	34	30	8
«Ява» (ЧССР)	250	2	—	—г	8
CZ * (ЧССР)	350	4	20	18	6,5
«Нортон» (А)	350	1	42	39	10,7
«Шнелл» (ФРГ)	350	1	44	37	11
NSU (ФРГ)	350	2	33	33	8
AJS (А)	350	1	48	• ' •-*	12,4 11,4/10,4
AJS (А)	350	1	44,5	39	
С-360 (СССР)	350	2	37	33	8
NSU (ФРГ)	500	2	37	37	8
«Дукати» * (И)	500	2	28	25	—
URS (ФРГ)	500	4	34	30	—
«Лиито» (И)	500	2	39	33	—
BMW (ФРГ)	500	2	40	3G	—
«Уеслейк» * (А)	500	2	31,7	28,6	9,5/8
«Гуцци» (И)	500	4	32,0	30	
«Нортон» (А)	500	1	50,8	44,5	12,4/11
«Нортон» (А)	500	1	44,5	41,3	13/11,9
«Триумф—Уеслейк» *	687	2	29,2	25,1	• *
(А) ИМЗ, Стрела-1 (СССР)	650	2	43	41	8,2
Примечание.	Если подъем клапана обозначен дробью, i				го в числи-
теле дан подъем впускного клапана, а в знаменателе				— выпускного	
* Четырехклапанные головки		цилиндров.			
класса 500 см3 распространенной конструкции он равен прибли-
зительно 40 см2/л, а для цилиндра 25 см3 может достигать 90 см2/л.
Конструкция распределительного механизма гоночного двига-
теля подчинена требованию получения возможно большего фак-
тора время-сечения за счет увеличения диаметра клапанов, уве-
личения их подъема и крутизны профиля кулачка, а также за
счет расширения фаз распределения.
На рис. 67 даны кривые изменения проходного сечения кла-
панов по углу поворота коленчатого вала для гоночного двигателя
и для дорожного двигателя с боковыми клапанами (оба двигателя
одноцилиндровые, класса 500 см3). Как показывает рис. 67, пло-
137
щадь диаграммы гоночного двигателя в 2,7 раза больше для впуск-
ного клапана и в 2,5 раза больше для выпускного.
Несмотря на то, что гоночные двигатели развивают максималь-
ную мощность при более высоких частотах вращения, численные
значения их фактора время-сечения, отнесенного к единице рабо-
чего объема, часто получаются более высокими, чем у дорожных
двигателей; этим в значительной степени объясняется хорошее на-
полнение гоночных двигателей на высоких частотах вращения.
Время-сечение при режиме, соответствующем максимальной
мощности, должно быть в пределах 10—15 мм2-с/л. Большие зна-
Рис. 67. Диаграммы проходного сечения клапанов двух
двигателей «Нортон» класса 500 см3:
1, 3 — выпускной и впускной клапаны гоночного двигателя со-
ответственно; 2,4 — выпускной и впускной клапаны дорожного
двигателя соответственно
чения относятся к впускным клапанам. Между прочим, приведен-
ные цифры показывают, что несмотря на большую продолжитель-
ность процессов впуска и выпуска (по углу поворота коленчатого
вала), время-сечение у четырехтактного двигателя не больше,
чем у двухтактного.
Проходное сечение клапана представляет собой боковую по-
верхность усеченного конуса и определяется из выражения
f = л j+jl {/F+ДГ- L tg а)\
где du и dB — наружный и внутренний диаметры фаски клапана;
b = d".~Zd*.* h — подъем клапана; а — угол фаски.
Проходные сечения впускного канала и клапанной щели
должны быть по возможности больше, с тем чтобы получить более
низкие значения скорости движения горючей смеси, так как ги-
дравлические потери возрастают пропорционально квадрату ско-
рости струи горючей смеси.
Хорошим критерием для оценки проходных сечений рас-
пределительных механизмов может служить средняя скорость
138
движения горючей смеси, определяемая на основании уравнения
неразрывности потока смеси
Vcf ~
откуда
F
л ь	Vc —	! •
Здесь vc — средняя скорость горючей смеси; — средняя ско-
рость поршня, vm == Sft/30; F — площадь поршня; f — проход-
ное сечение клапана или канала.
Средние скорости горючей смеси у гоночных двигателей (50—
70 м/с) не *выше чем у дорожных. Это обстоятельство способствует
сохранению высокого коэффициента наполнения, несмотря на
большую частоту вращения гоночных двигателей.
Материал для изготовления клапанов должен гарантировать
их прочность в очень тяжелых температурных условиях, так как
выпускные клапаны, как правило, работают в состоянии темно-
красного каления (800—900 °C). Помимо нагрева, клапан испыты-
вает большую нагрузку от сильных пружин, необходимых для
преодоления инерции возвратно-движущихся частей распредели-
тельного механизма. Клапаны изготовляются из жароупорных
сталей с большим содержанием специальных примесей.
На практике хорошие результаты показали клапаны гоночных
двигателей из стали КЕ-965 следующего химического состава:
С —0,41 %; Si—0,92%; Мп —0,79%; Ni — 14,7 %; Сг —
14 %; W—2,07 %. Хромоникелевольфрамовые стали такого
типа сохраняют хорошие механические качества при высокой тем-
пературе и мало подвержены образованию окалины.
Большой жаростойкостью отличается сплав Nimonic 80, при-
меняемый фирмой BSA для выпускных клапанов. Его состав:
С — 0—0,1 %; Сг — 18—21 %; Fe — 5,0 %; Si — до 1 %; Ti —
1,8—2,7 %; Со —0—2,0%; Мп — до 1%; А1 — 0,5—1,8 %;
Ni — остальное. Из отечественных жаростойких сплавов наиболее
пригодным является сплав марки ЭИ617: С <0,12 %; Si <
< 0,6 %; Мп < 0,5 %; Сг — 13—16 %; Ti — 1,8—2,3 %; Al —
1,7—2,3 %; W — 5,0—7,0 %; Mo — 2,0—4,0 %; V — 0,1—0,5 %;
Fe — 5 %; S < 0,01 %; P < 0,015 %; В < 0,02 %; Ce < 0,02 %;
Ni — остальное.
В ФРГ для изготовления выпускных клапанов высокофорси-
рованных двигателей используют жароупорную сталь, имеющую
следующий состав: С — 0,4—0,5 %; Сг — 17—19 %; Si — 2—
3 %; Мп —0,8—1,5%; Ni—8—10%; W — 0,8—1,2 %.
Для впускных клапанов применяют и другие сорта специаль-
ных сталей, например никелевую или кобальтохромовую. В дви-
гателях бывш. ЦКЭБ мотоциклетостроения (ныне ВНИИмотопрбм*
г. Серпухов) успешно применяли впускные клапаны из титано-
вого сплава, имеющего низкую плотность. При этом материале
на конец клапана обычно надевается стальной колпачок во избе-
139
жание износа стержня. Стержни и головки выпускных клапанов
часто выполняют полыми. Полость частично заполняется натрие-
выми солями, которые, расплавляясь и взбалтываясь во время
работы, способствуют переносу тепла от головки клапана к его
стержню и направляющей и, таким образом, охлаждают клапан.
На гоночных двигателях применяются иногда клапанные пру-
жины шпилечного типа (см. рис. 65) По сравнению с винтовыми
пружинами они обладают многими преимуществами: их инерция
меньше, они лучше охлаждаются встречным воздухом, при повре-
ждениях удобно заменяются без разборки механизма (при откры-
том расположении) и меньше подвержены явлениям резонанса,
Рис. 68. Крепление шпилечной пружины,
допускающее поворачивание клапана во
время работы:
1 — втулка; 2 — упор пружины
но занимают больше места.
Материалом для клапанных
пружин служит хромована-
диевая полированная про-
волока.
Клапаны должны иметь
возможность поворачиваться
во время работы; это спо-
собствует равномерности их
нагрева и позволяет избе-
жать перегрева отдельных
участков головки клапана,
вызывающего детонацию.
При винтовых пружинах
клапаны обычно медленно поворачиваются во время работы, но
при шпилечных пружинах для сохранения этого эффекта между
упором пружин и запорными сухариками вводится промежуточ-
ная втулка (рис. 68); иногда такое устройство применяют и
при винтовых пружинах.
Направляющие втулки клапанов изготовляют из алюминиевой
бронзы или хромоникелевого чугуна.
Фазы распределения быстроходных двигателей (табл. 23)
устанавливаются с учетом инерции и колебаний давлений газов,
движущихся в выпускной и впускной трубах.
При правильном подборе мохментов открытия и закрытия кла-
панов инерция газов может быть использована для улучшения
процессов наполнения и очистки цилиндра. Впускной клапан
обычно открывается за 40—70° до прихода поршня в в. м. т. (по
углу поворота коленчатого вала). Опасаться проникновения про-
дуктов сгорания во впускную трубу не приходится, так как инер-
ция потока в выпускном канале препятствует отработавшим га-
зам отклоняться от первоначального направления, тем более,
что в первые моменты открытия впускного клапана его проход-
ное сечение очень незначительно. Зато к моменту понижения дав-
ления в цилиндре после окончания процесса выпуска проход для
свежей смеси оказывается уже подготовленным для всасывания
с минимальным сопротивлением. Поток горючей смеси по инер-
140
Таблица 23. Фазы распределения гоночных
мотоциклетных двигателей четырехтактного типа
(в градусах поворота коленчатого вала)
Марка двигателя г 1		 ? ' Рабочий объем/ двигателя, см3	Впуск			Выпуск			Перекрытие , *	
		Опережение | открытия	1 о Запаздыва- ние закры-*' тия	Полный угол 	 .	J	- Опережение открытия	Запаздыва- ние закры- тия	Полный угол	
NSU (ФРГ)	125	56	75	311	70	49	299	105
С-157 (СССР)	125	48	80	308	80	56	316	104
С-159 (СССР)	125	53	87	320	87	54	321	107
«Аэрмакки» (И)	250	73	92	345	105	55	340	128
«Харл ей—Дэвидсон » (США) «Бенелли» (И)	250	72	94	346	98	66	344	138
	250	• 47	70	297	85	55	320	102
«Дукати» (И)	250	75	85	340	75	68	323	143
С-259 (СССР)	250	55	78	313	89	44	313	99
«Ява» (ЧССР)	250	55	80	315	75	45	300	100
CZ (ЧССР)	350	60	88	328	82	58	320	118
AJS (А)	350	57	79	316	80	44	304	101
С-360 (СССР)	350	55	78	313	89	44	313	99
AJS (А)	350	68	76	324	72	50	302	118
«Дукати» (И)	350	85	90	355	75	65	320	150
«Нортон» (А)	350	67	98	345	85	64	329	131
«Хонда» (Я)	350	30	50	260	50	30	260	60
«Велосетт» (А)	350	60	60	300	67	55	302	115
BMW (ФРГ)	500	56	84	320	86	50	316	106
BSA (А)	500	60	85	325	80	55	315	115
Eso (ЧССР)	500	59	84	323	97	45	322	104
JAP (А)	500	60	85	325	90	55	325	115
«Линто» (И)	500	71	112	363	96	58	334	129
«Хонда» (Я)	750	20	45	245	45	20	245	40
«Винсент» (А)	1000	56	68	304	72	50	302	106
ции может поступать в цилиндр и после достижения поршнем
н. м. т. Поэтому закрытие впускного клапана производится с за-
паздыванием на 60—100°. Разумеется, все инерционные явления
развиваются при большой частоте вращения, а на промежуточ-
ных режимах позднее закрытие впускного клапана может давать
Отрицательный эффект вследствие обратного выбрасывания смеси.
По этой причине многие гоночные двигатели слабо тянут при
средних скоростях и начинают оживать только после перехода
на большие частоты вращения. По этим же причинам некоторые
гоночные моторы при медленном провертывании коленчатого
вала обнаруживают посредственную компрессию, несмотря на
высокую степень сжатия.
Выпускной клапан открывается с опережением (70—100° до
н. м. т.) во избежание потери мощности от противодавления при
ходе выпуска. Закрытие выпускного клапана происходит с
HI
запаздыванием в 40—65°, чем достигается лучшая очистка цилин-
дров от продуктов сгорания благодаря инерции газов, продолжа-
ющих свое движение через выпускной клапан после прихода
поршня в в. м. т. Обусловленное этим перекрытие клапанов для
мотоциклетных гоночных двигателей составляет 90—135°.
Следует иметь в виду, что при наполнении и очистке цилиндра
имеются значительные периодические колебания давления как
во впускном, так и в выпускном трактах. Эти процессы связаны
между собой периодом перекрытия клапанов, время-сечение кото-
рого достигает 10 % время-сечения впуска или выпуска. Давление
в выпускном тракте» изменяющееся от избыточного до разрежения,
может быть использовано для улучшения наполнения цилиндра,
если закрывать выпускной клапан в тот момент, когда в выпуск-
ном тракте возникло разрежение. Открытие впускного клапана
тоже должно быть согласовано с моментом возникновения волны
разрежения в выпускном тракте и цилиндре, чтобы использовать
ее для улучшения наполнения. Закрытие впускного клапана
должно соответствовать моменту входа в цилиндр волны повы-
шенного давления и заканчиваться до момента ее обратного отра-
жения в сторону карбюратора.
При удачной организации процесса газообмена достигается
хорошая продувка камеры сгорания и ее очистка от остаточных
газов.
Выбор фаз распределения в основном определяется быстро-
ходностью двигателя; чем больше частота вращения, тем больше
должно быть опережение открытия и запаздывание закрытия
клапанов. Наиболее выгодные моменты открытия и закрытия
клапанов зависят не только от частоты вращения, но и от ряда
конструктивных факторов (формы и длины трубопроводов, рас-
положения клапанов и т. д.). В связи с этим фазы распределения
окончательно устанавливаются после испытания нескольких ва-
риантов во время работы двигателя на тормозе.
Инерционная нагрузка клапанных пружин. Среди различных
факторов, ограничивающих частоту вращения вала двигателя,
существенное значение имеют инерционные силы деталей распре-
делительного механизма. На подавляющем большинстве современ-
ных быстроходных двигателей открытие клапана происходит
принудительно под действием кулачка, а закрытие производится
пружиной. Пружина должна обладать достаточной силой для того,
чтобы возвратно-движущиеся детали распределительного меха-
низма следовали в своем движении за контуром кулачка, не от-
рываясь от него.
Клапанные пружины должны обеспечивать точную работу
распределительного механизма на всех режимах вплоть до ча-
стоты вращения, несколько превышающей частоту вращения при
максимальной мощности, так как на практике при интенсивном
разгоне и после переключения на низшие передачи двигатель
иногда достигает этого режима работы.
142
Рис. 69. Схемы распределительных механизмов: а — боковое расположение
клапанов с толкателями; б — промежуточные одноплечие рычаги между тол-
кателем и кулачком для уменьшения бокового давления на толкатель; в — верх-
нее расположение клапанов с приводом посредством одноплечих рычагов, тол-
кателей, толкающих штанг и коромысел; г — одноплечие рычаги, действующие
непосредственно на толкающие штанги; д — кулачки, действующие непосред-
ственно на толкатели; е — верхний распределительный вал, действующий на
клапаны через коромысла; ж — два верхних распределительных вала, дей-
ствующие непосредственно на клапаны; тарельчатые наконечники, ввернутые
в стержни клапанов; з — два верхних распределительных вала, действующие
на клапаны через короткие толкатели; и — два верхних распределительных
вала, действующие на клапаны через одноплечие рычаги; к — разновидность
схемы, данной на рис, 69, з, толкатели в виде тонкостенных поршеньков, охва-
тывающих клапанные пружины
143
При недостаточной силе клапанных пружин на высоком числе
оборотов может произойти нарушение кинематической связи между
кулачком и толкателем под действием инерционной нагрузки, что
влечет за собой появление перебоев и снижение мощности, а у дви-
гателей с верхними клапанами может вызвать поломки механиз-
мов вследствие задевания головки клапана за поршень.
Подобные дефекты наблюдаются иногда у быстроходных дви-
гателей в результате появления остаточнььх деформаций пружин
или значительного повышения частоты вращения при случайном
Рис. 70. Схема привода
клапана
резком снижении нагрузки. Силы инер-
ции деталей распределительного меха-
низма увеличиваются пропорционально
квадрату угловой скорости распредели-
тельного вала и массе возвратно-движу-
щихся деталей. Распределительный меха-
низм, имеющий комплект возвратно-дви-
жущихся деталей массой около 170 г,
при 12 000 мин"1 коленчатого вала под-
вержен- действию инерционных нагрузок
примерно 5 кН. Отсюда видно, насколько
важное значение имеет проблема облег-
чения распределительного механизма.
Существующие схемы распределительных
механизмов мотоциклетных двигателей
представлены на рис. 69.
Схемы, приведенные на рис. 69, е, з, и
и к, применяются в быстроходных двига-
телях гоночных мотоциклов.
Достоинства и недостатки перечисленных схем в смысле их
влияния на инерционную нагрузку клапанных пружин очевидны,
но могут быть правильно оценены только на основе конкретных
цифровых данных.
Из всех изображенных на рис. 69 схем максимальное количе-
ство возвратно-движущихся деталей содержится в схеме на
рис. 69, в\ остальные схемы можно считать частными случаями
этой схемы.
Определим массу движущихся деталей механизма, отнесенную
к оси клапана, по схеме на рис. 69, в\ обозначения размеров плеч
коромысла и промежуточного рычага даны на рис. 70.
Сила инерции, которую должна преодолеть клапанная пру-
жина, может быть вычислена по следующему выражению:
п . । /е .	.	. Jiят а
Pj==m] + - + miJ-+J-LT,
где т — суммарная масса клапана о шайбой и одной трети кла-
панной пружины (или пружин, если их несколько); / — ускорение
клапана; J — момент инерции коромысла относительно оси вра-
щения; е = [lb — угловое ускорение коромысла; mt — суммарная
144
Таблица 24. Приведенные массы возвратно-движущихся деталей
распределительных механизмов
Схема механизма (по рис. 69)	Рабочи й обьем цилиндра, см3	Поли ая приведенная масса М 1р, II • с2/м	Схема мехамизма (по рис. 69)	Рабочий объем цилиндра. см3	Полная приведенная Mad a пр* Н • с2/м
а	375	—0,24	е	125	—0,11
а	500	0,22-0,32	3	125	—0,11
б	250	—0,25	3	175	—0,13
б	600	—0,25 '	3	250	—0,14
г	350	—0,25	ЭЮ	330	—0,19
г	600	—0,35	и	125	0,065—0,11
д	200	—0,17	и	174	—0,10
д	2&0	0,17—0,22	к	62 *	—0,02
д	350	—0,32	к	125	—0,15
д	375	—0,27	к	250	—0,20
д	500	—0,24	к	575	—0,23
е	62	—0,05			
* Четырехклапанная		головка цилиндра.,			
масса толкателя и толкающей штанги; Ji — момент инерции про-
межуточного рычага относительно его оси вращения; ех == ja/bc —
угловое ускорение промежуточного рычага; отсюда
== / (ж + йГ + т1 fa +	•
Выражение в скобках и есть масса возвратно-движущихся
деталей распределительного механизма, отнесенная к оси кла-
пана, т. е.
</	а*
4“	£2 “F А £2^2 •
Здесь первый член правой части уравнения представляет собой
приведенную массу клапана с пружинами, второй член — при-
веденную массу коромысла, третий — приведенную массу тол-
кателя и толкающей штанги и четвертый — промежуточного
рычага.
В табл. 24 даны общие приведенные массы распределительных
механизмов, выполненных в ряде двигателей по различным схе-
мам. Как видно, прямой связи между /Ипр, рабочим объемом ци-
линдра и количеством звеньев механизма не наблюдается; все
зависит от конструктивной проработки механизма и скоростного
режима, на который он рассчитан.
Таблица показывает, что вопреки первому впечатлению при-
веденная масса распределительных механизмов с верхними кла-
панами и толкающими штангами весьма незначительно превы-
шает приведенную массу механизмов с боковыми клапанами,
а в отдельных случаях может быть и меньше (при равных рабочих
145
объемах цилиндра). Это объясняется в некоторой степени боль-
шей длиной клапанов и толкателей при расположении клапанов
сбоку. Кроме того, в схемах с верхними клапанами в последнее
время часто вводят промежуточные шестерни между шестернями
коленчатого и распределительного валов с целью сокращения
длины толкающих штанг и уменьшения их массы; повышенное
положение распределительных валов достигается также путем
применения в распределительных механизмах цепных передач.
 Таким образом, если принять приведенные массы механизмов
с боковыми клапанами и с верхними клапанами и толкающими
штангами приблизительно равными, то при одинаковой силе кла-
панных пружин предельные частоты вращения двигателей с та-
кими распределительными механизмами могут быть одинаковыми.
Если два двигателя имеют распределительные механизмы с раз-
личной приведенной массой (схемы на рис. 69, д, е или з), то не-
трудно сравнить их предельные частоты вращения при условии,
что они имеют клапанные пружины одинаковой силы и кулачки
одинакового профиля. При достижении предельной частоты вра-
щения такими двигателями сила инерции, уравновешиваемая
клапанными пружинами, равна
Pj = /1^1 = /2Л42
или
Af2AMi = ji/jzt
где Д и ЛД — ускорение клапана и приведенная масса распредели-
тельного механизма первого двигателя; /2 и М2 — соответственно
втор ого дви гате л я.
Как известно, ускорение клапана пропорционально квадрату
частоты вращения, т. е.
/1//2 =
и, следовательно,
М21 М\ =
или	______
nt/n2 = 1/ М2/Мг.
Отсюда определяется предельная частота вращения второго
двигателя, если известны значения приведенных масс Afi и М2
и предельная частота вращения первого двигателя
п^/л/ДЖ*	(Ю)
Диапазон частот вращения с точной работой распределитель-
ного механизма значительно расширяется при переходе к схемам
с верхними кулачковыми валами (см. рис. 69, е, ж, з, и, к).
На основании экспериментальных работ можно оценить при-
веденные массы распределительных механизмов двигателей с ра-
бочим объемом цилиндра около 350 см3, выполненных по разным
схемам, следующими значениями: Л4ПР 0,27 Н»с2/м (рис. 69, д)\
Д4пр 0,22 Н*с2/м (рис. 69, е); Мпр « 0,18 Н-с2/м (рис. 69, ж—к).
146
Форсированный двигатель с верхними клапанами и толка-
ющими штангами (схема на рис. 69, д) может надежно работать
при скорости до пл = 6500 мин"1. Приняв это значение как пре-
дельное для двигателя со схемой распределительного механизма»
представленной на рис. 69, д, и пользуясь формулой (10), а также
имея в виду вышеуказанные приведенные массы, получим пре-
дельные частоты вращения для двигателей с другими распредели-
тельными механизмами (при одинаковой силе клапанных пружин):
для двигателя со схемой, приведенной на рис. 69, е, п = 7200 мин"1
(увеличение на ~11 %); для двигателя со схемой, показанной на
рис. 69, ж—к, п = 7650 мин"1 (увеличение на ~22,5 %).
Полученные цифры характеризуют сравнительные качества
схем распределительных механизмов с верхними клапанами
с точки зрения возможности получения высоких частот вращения
при ограниченной силе клапанных пружин. Однако эти цифры
не следует рассматривать как абсолютные пределы, так как факти-
ческая предельная частота вращения зависит от качества конструк-
тивного выполнения схемы, допускающей применение деталей
различных размеров и форм (например, шпилечных пружин
вместо винтовых).
В заключение необходимо отметить, что инерционная нагрузка
распределительного механизма представляет собой только один
из факторов, ограничивающих увеличение быстроходности как
средства увеличения мощности; частота вращения, соответству-
ющая максимальной мощности, зависит в первую очередь от
характера возрастания потерь наполнения и механических по-
терь. Поэтому применение той или иной схемы распределитель-
ного механизма без учета влияния других факторов не может
обеспечить максимального увеличения частоты вращения и мощ-
ности.
В практике эксплуатации спортивных двигателей бывает не-
обходимо установить предельную частоту вращения, допустимую
при разгоне мотоцикла на промежуточных передачах, без риска
поломки деталей механизма вследствие задевания клапанов за
поршень. Эту частоту вращения нетрудно определить, если из-
вестны сила клапанных пружин при открытом клапане, масса
возвратно-движущихся деталей распределительного механизма
и размеры некоторых деталей.
Максимальная сила инерции, которую должна уравновесить
сила клапанных пружин при полном открытии клапана,
Р = Mj,
где М — масса возвратно-движущихся деталей, приведенная к оси
клапана; /— максимальное ускорение клапана.
Максимальное ускорение клапана при толкателе с плоской
тарелкой
Ь 2
/ — ~ 5й)к.
147
что является необходимой предпосылкой для хорошего наполне-
ния цилиндра.
К недостаткам десмодромных механизмов следует отнести их
большую сложность и обусловленные этим трудность изготовле-
ния, высокую стоимость и низкую ремонтоспособность.
t ; :	• ;
20.	КРИВОШИПНО-ШАТУННЫЙ МЕХАНИЗМ
Цилиндры и головки цилиндров гоночных двигателей отли-
ваются из алюминиевых сплавов, обладающих высокой тепло-
проводностью и малой массой. При воздушном охлаждении ци-
линдр и головку снабжают весьма развитой ребристой поверхностью.
В качестве рабочей поверхности для поршня служит чугунная
или стальная гильза, запрессованная в цилиндр; иногда гильзу
вставляют в форму при отливке алюминиевого цилиндра. На не-
которых двигателях успешно применяют пилиндры из алюминие-
вого сплава с хромированной рабочей поверхностью (без гильзы).
Такое устройство благоприятствует отводу тепла.
Например, рабочая поверхность алюминиевых цилиндров се-
рийных гоночных двигателей «Ямаха» покрыта твердым хромом,
слой которого имеет толщину 0,5—0,8 мм. В результате специаль-
ной обработки хромированное покрытие приобретает матовую
поверхность, лучше удерживающую слой смазки.
В последнее время применяют покрытие алюминиевых цилин-
дров никазилом, состоящим из карбида кремния и никеля. Изно-
состойкость такого покрытия в десять раз больше по сравнению
с хромом.
В головку цилиндра четырехтактного двигателя запрессовы-
вают клапанные седла. Перед запрессовкой головку нагревают
до 200 °C, а седла подвергают сильному охлаждению в твердой
углекислоте для получения плотной посадки. Клапанные седла
изготовляют из хромоникелевого чугуна или стали; хороший
результат дает применение для седел выпускных клапанов алю-
миниевой бронзы, так как последняя имеет наряду с высокой теп-
лопроводностью большой коэффициент расширения.
Кривошипно-шатунный механизм выдерживает высокие на-
грузки как от давления газов (для гоночных двигателей до
10 000 кПа), так и от сил инерции. Для уменьшения сил инерции
поступательно-движущихся частей и связанных с ними потерь
на трение стремятся к облегчению шатунов и поршней. Поршни
двигателей с наддувом имеют более толстое днище и массивные
боковые стенки по условиям прочности и главным образом для
быстрого отвода тепла; через поршень непрерывно движется ин-
тенсивный поток тепла по направлению к стенкам цилиндра,
поршневому пальцу и шатуну.
Увеличенной толщиной днища во избежание его прогорания
отличаются и поршни двухтактных двигателей (рис. 73) вследствие
их тяжелого температурного режима работы. В зависимости от
150
принятого расположения газораспределительных окон на юбке
поршня предусматриваются соответствующие вырезы или от-
верстия.
Поршни отливают или штампуют из высококачественных
алюминиевых сплавов, сохраняющих необходимые механические
свойства при высоких температурах и обладающих низким коэф-
фициентом расширения. Для изготовления поршней часто исполь-
зуют алюминиевые сплавы с высоким содержанием кремния
(22—25 %).
Рис. 73. Поршень двухтактного дви- Рис. 74. Поршень четырехтактного
гателя ЕМС класса 125 см3 мотоциклетного двигателя BSA типа
«Голд Стар»
В большинстве случаев на поршне четырехтактного двигателя
устанавливают одно-два компрессионных и одно маслосъемное
поршневые кольца (рис. 74). Высота поршневых колец обычно
1,5—2 мм даже для цилиндров большого диаметра.
На поршнях двухтактных двигателей монтируют одно-два
компрессионных кольца небольшой высоты. Поршень двигателя
MZ класса 125 см3 имел только одно стальное компрессионное
кольцо высотой 1,25 мм, покрытое твердым хромом. Поршневое
кольцо даже в большей степени необходимо для отвода тепла от
головки поршня, чем для уплотнения зазора. На поршнях двига-
телей «Ямаха» применяли по одному стальному кольцу высотой
0,6 мм. Удельное давление кольца на цилиндр составляло 250 кПа.
Кольца имели покрытия из тефлона, что способствовало рав-
номерности их прилегания к цилиндрам.
При высоких частотах вращения поршневые кольца иногда
могут вибрировать, что сопровождается прорывом газов и часто
поломкой колец *.
1 Английские исследователи объясняют это явление тем, что, когда сила
инерции поршневого кольца превышает давление газов в конце сжатия, кольцо
отделяется от нижней плоскости канавки поршня. Чтобы избежать вибрации
поршневых колец, рекомендуется уменьшать их массу за счет уменьшения вы-
соты сечения [15, 16].
151

Фактором, ограничивающим надежность поршневых колец,
является максимальное ускорение поршня, поскольку оно опре-
деляет инерционные нагрузки. Ориентировочные предельные зна-
чения этого фактора составляют:
При высоте поршневого кольца	3,2	мм................. 12	200	м	с2
»	»	»	»	2,4	»................ 16	200	м/с2
»	»	»	»	1,6	»................ 24	200	м	с2
»	»	»	»	1,2	»................ 32	400	м	с2
На гоночных двигателях
компрессионные поршневые
Рис. 7Ь. Поршень четырехтактного
двигателя «Нортон» с одним компрес-
сионным кольцом углового сечения и
одним маслосъемным кольцом
няют шатуны из специальных
всех типов нередко устанавливают
кольца углового сечения (кольца
Дайк), показанные на рис. 75.
Направляет кольцо горизон-
тальная часть профиля, которая
входит в канавку поршня
с меньшим зазором, чем верти-
кальная часть. Вследствие этого
за вертикальную часть профиля
проникают газы. Разжимая
кольцо, они способствуют пе-
рекрытию зазора между порш-
нем и цилиндром.
Шатуны и детали коленча-
того вала изготовляют из особо
прочных легированных сталей
с соответствующей термической
обработкой. Изредка приме-
высокий
алюминиевых сплавов;
коэффициент расширения таких
сплавов затрудняет получение
надежной посадки стального цементированного кольца в ниж-
нюю головку для шатунного роликового подшипника. Для из-
готовления шатунов применяли также сплавы титана. В неко-
торых случаях использование этого материала давало умень-
шение массы возвратно-движущихся деталей, таких, как шатуны,
клапаны и коромысла, достигавшие 44 %.
Шатуны двухтактных двигателей отличаются более легкой
конструкцией, так как они испытывают меньшие нагрузки от
давления газов; кроме того, их меньшая ширина обусловлена не-
обходимостью выполнить кривошип по возможности компактным
для повышения степени сжатия смеси в картере.
Коленчатый вал обычно представляет собой сборную кон-
струкцию, состоящую из шеек и щек (внутренних маховиков).
Для соединения этих деталей применяются прессовые посадки,
а на четырехтактных двигателях иногда торцовые шлицы (см.
рис. 38).
Коленчатый вал должен иметь по возможности гладкую по-
верхность и простую форму, чтобы не создавать больших потерь
при перемешивании воздуха в картере. С этой целью боковые по-
152
www.vokb-
верхности маховиков, где имеются гайки и выступы противове-
сов, иногда закрывают легкими крышками; у четырехтактных
двигателей зазор между движущимися частями и стенками кар-
тера не должен быть очень малым. Мощность одного малолитраж-
ного гоночного двигателя для автомобиля после установки про-
тивовесов на коленчатом валу уменьшилась на 3,7 кВт только
из-за увеличения вентиляционных потерь в картере.
Наряду с прочностью основное требование, предъявляемое
к коленчатому валу, заключается в том, чтобы он работал с мини-
мальными деформациями. Во время сборки все подшипники под-
вергаются тщательной пригонке и предварительной приработке,
а затем проверяется легкость вращения коленчатого вала. Малое
сопротивление при поворачивании от руки еще не гарантирует
минимума потерь в работе двигателя, если вал недостаточно жест-
кий, так как под большой нагрузкой он будет прогибаться и вы-
зовет дополнительную затрату мощности на преодоление трения
в подшипниках. Для уменьшения прогиба коленчатого вала ве-
дущую коренную шейку снабжают иногда двумя подшипниками,
расположенными по обе стороны ведущей звездочки.
Подшипник нижней головки шатуна является одной из самых
напряженных деталей двигателя. Способность этого подшипника
длительное время выдерживать большие усилия и скорость враще-
ния имеет решающее значение для надежности мотоцикла в усло-
виях гонки. На многих гоночных двигателях для нижней головки
шатуна употребляют роликовые подшипники. Ролики работают
непосредственно по цементированной и закаленной шейке колен-
чатого вала и по цементированному шатуну; иногда в шатун
запрессовывают сменную обойму. Ролики расположены в один,
два или три ряда и разделены между собой дюралевым или сталь-
ным сепаратором для уменьшения тренияу
Обязательным условием надежной работы подшипника при
высокой частоте вращения является боковое направление роликов
соответствующими буртиками, сепараторами или особыми шай-
бами во избежание перекашивания роликов. Отношение длины
ролика к его диаметру обычно не превышает 3 и даже 2.
На некоторых двигателях («Ява», С2-125, «Мак-Кёллок»)
успешно применили удлиненные ролики с отношением длины
к диаметру 4—6. Направление роликов обеспечивается по обра-
зующим с помощью сепараторов. В верхних головках шатунов
нередко встречаются игольчатые подшипники.
Качение роликов нижней головки шатуна в известной мере
сопровождается их скольжением по поверхности шейки, что свя-
зано с выделением тепла. Повышением скорости качения и сколь-
жения роликов ограничена возможность увеличения жесткости
и прочности коленчатого вала за счет применения шатунных шеек
большого диаметра. По-видимому, по этой причине иногда наблю-
даются поломки коленчатых валов даже на известных гоночных
мотоциклах серийного типа.
153
Таблица 25. Конструктивные данные
шатунных подшипников двигателей гоночных мотоциклов
Марка двигателя	Рабочий объем двигате- ля, см3	Число цилин- дров	Шатунный подшипник		
			Число рядов роликов	Число роликов В ряду	Размер роликов dXL, мм
С2-125 (СССР)	125	1	1	14	3X12
С-159 (СССР)	125	1	1	12	5X12
«Хонда» (Я)	125	2	1	22	2,5X10
«Дукати» (И)	125	1	1	19	3,5Х 12
NSU (ФРГ)	250	2	—	—	5X10
С-259 (СССР)	250	2	2	14	5X6
CZ (ЧССР)	350	4	—	—-	4X10
«Нортон» (А)	350	1	1	14	5/ . "у5/ " '16 А '8
DKW (ФРГ)	350	3	2	-	4X5
AJS (А)	350	1	1	14	у/х*/2"
AJS (А)	350	1	1	16	3/ы"х»/1в"
«Ява» (ЧССР)	350	2	1	16	5X12
С-360 (СССР)	350	2	2	14	5X16
«Нортон» (А)	500	1	1	19	VXW'
«Нортон» (А)	500	1	1	15	
«Велосетт» (А)	500	2	1	16	3/1Й"Х%„"
BMW (ФРГ)	500	2	1	14	7X10
«Гуцци» (И)	500	1	1		3X24
На двухтактных двигателях часто ограничивают боковые пе-
ремещения шатуна зазорами по бокам его верхней, а не нижней
головки. Это имеет целью освободить нижнюю головку от трения
на боковых поверхностях и дополнительного нагрева, поскольку
не представляется возможным обеспечить охлаждение подводом
больших количеств масла.
Устройство шатунных подшипников характеризуется данными,
приведенными в табл. 25.
Требование жесткости предъявляется и к картеру гоночного
двигателя, воспринимающему большие нагрузки. Некоторые
фирмы отливают картер с многочисленными мелкими наружными
охлаждающими ребрами, которые одновременно повышают и
жесткость картера.
Эффективная работа двухтактного двигателя в большой сте-
пени зависит от сальников коленчатого вала, герметизирующих
кривошипную камеру; хорошим материалом для их изготовления
является тефлон — эластичная пластмасса с низким коэффициен-
том трения, выдерживающая высокую температуру.
На двигателях «Ямаха» устанавливаются реЛновые сальни-
ковые манжеты с облицовкой из тефлона на уплотняющей кромке.
Между цилиндрами на средней шейке применяется лабиринтовый
сальник, работающий без трения и износа.
Наличие достаточного зазора между трущимися деталями
имеет весьма существенное значение для двигателей, эксплуати-
154
vwwv.vokb-la
руемых в условиях гонок. Вследствие увеличенного выделения
тепла зазор в основных сопряжениях деталей, несущих большую
тепловую нагрузку, должен быть увеличен на 25—50 % по сравне-
нию с зазорами, применяемыми в обычных условиях эксплуата-
ции; в противном случае увеличение потерь на трение повлечет
за собой снижение мощности двигателя на высоких частотах вра-
щения. Зазоры между деталями стандартных двигателей рассчи-
таны из соображений бесшумности работы и максимальной дол-
говечности. Даже после длительной обкатки зазоры не увеличи-
ваются в той мере, которая обеспечивает максимальную мощность
и надежность при длительных форсированных режимах работы.
Поэтому рекомендуется заранее обеспечить увеличенные зазоры,
применяя соответствующие детали.
Наиболее важную роль играет зазор между поршнем и цилин-
дром. Недостаточный зазор между этими деталями ведет к замет-
ному снижению мощности и может повлечь за собой заедание на
высоких частотах вращения.
В зависимости от конструкции, размеров и материала деталей,
а также от типа двигателя и условий его эксплуатации размер
необходимых рабочих зазоров может изменяться в широких пре-
делах. Например, для двухтактного гоночного двигателя «Буль-
тако» класса 125 см3 (диаметр цилиндра 51,5 мм) рекомендуется
рабочий зазор между юбкой поршня и цилиндром от 0,03 до
0,05 мм в зависимости от способа изготовления поршня и приме-
няемого сплава.
Этот зазор в двухтактных двигателях подчинен противоречи-
вым требованиям. С одной стороны, он должен быть минимальным
во избежание перетечек газа между окнами, не предусмотренных
рабочим процессом, а с другой — большая тепловая нагрузка
требует увеличения зазора. При увеличении зазора мощность
двигателя заметно снижается, особенно при средних нагрузках.
Выбор оптимального зазора требует большей точности, чем у че-
тырехтактного двигателя, и не освобождает двухтактные двига-
тели от довольно часто встречающихся у них прихватов (заедания
поршня) при случайном обеднении смеси, например при засоре-
ниях системы топливоподачи или в последние моменты перед
полным израсходованием топлива в баке; внезапные прихваты
могут быть причиной внутренних повреждений двигателя и паде-
ния гонщика. Применяемые значения рассматриваемого зазора
приведены в табл. 26. Четырехтактные двигатели успешно экс-
плуатировались в гонках с минимальным зазором между поршнем
и цилиндрОлМ 0,1—0,2 мм (при диаметрах цилиндров 50—90 мм).
Для гоночного четырехтактного двигателя зазор между на-
правляющей втулкой и выпускным клапаном должен заключаться
в пределах 0,115—0,152 мм. Зазор между поршневым пальцем и
втулкой шатуна у гоночных двигателей достигает 0,075 мм, в то
время как для нормального дорожного двигателя достаточен
зазор 0,025 мм. При подборе правильного зазора между поршневым
155
Таблица 26. Рабочий зазор между юбкой поршня
и цилиндром (двухтактные двигатели)
Марка двигателя	Диаметр цилин- дра, мм	Охлаждение	Зазор, мм
QUB (А) ЕМС (А) «Бультако» (Ис) «Ямзха» (Я) MZ (ГДР) «Ямаха» (Я) «Зимсон» (ГДР)	91 54 51,5 56 54 56 40	Воздушное Водяное Воздушное Водяное » Воздушное Водяное	0,070—0,089 0,051 0,05 0,025—0,038 0,038 0,040—0,045 0,05
пальцем и втулкой шатуна следует иметь в виду, что если втулка
была обработана разверткой, то после непродолжительной работы
зазор увеличится на 0,01 мм.
В нижней головке шатуна с роликами радиальный зазор
достигает 0,04 мм. На двигателях «Мак-Кёллок» радиальный зазор
в насыпном игольчатом подшипнике составлял 0,09 мм; эти дви-
гатели работали при 8000—12 000 мин-1 и форсировались до
20 000 мин'1.
Форсированные режимы работы гоночных двигателей сокра-
щают сроки службы их деталей. Вместе с тем износостойкость
деталей в большой степени зависит от их устройства и условий
эксплуатации. Поэтому никаких нормативов по срокам службы
гоночных мотоциклов не существует.
В качестве примера можно указать на то, что гоночные мото-
циклы AJS типа 7R (350 см3) не нуждались в разборках и не
требовали никакого ухода, кроме обычного технического обслу-
живания, в течение пробега до 2000 км во время гонок. Двигатель
«Ямаха» (четыре цилиндра, 500 см3) нуждается в переборке после
3500 км; двигатели BMW длинноходного типа (66x72) выдержи-
вали до 20 гонок без переборки, а более форсированный коротко-
ходный вариант (70x64,5) — только 700—800 км. На мотоциклах
«Ямаха» класса 250 см3 замена коленчатого вала -производится
после 1000—1100 км, поршневых колец — после 500 км пробега
в гонках.
Шатунные подшипники упомянутого выше мотоцикла «Буль-
тако» класса 125 см3 выдерживают в среднем около 20 гонок на
обычные дистанции, замену поршневых колец производят после
каждых четырех-пяти гонок. Кроме того, после четырех-пяти го-
нок необходимо заменять жиклер дозирующей иглы и дозиру-
ющую иглу карбюратора, которые изнашиваются под действием
вибрации, что приводит к нарушению нормального смесеобра-
зования.
Уже в течение многих лет, как указывалось выше, существует
устойчивая тенденция к вытеснению одноцилиндровых двигателей
многоцилиндровыми — с двумя и большим числом цилиндров/
156
Необходимо отметить следующие конструктивные варианты мно-
гоцилиндровых двигателей.
Двухцилиндровый четырехтактный двигатель с расположением
цилиндров под углом 45—50° является самым старым и в прошлом
весьма распространенным типом двухцилиндрового двигателя;
он имеет существенные недостатки с точки зрения возможности
форсирования. Неравномерные интервалы между вспышками
(через 360 + а и 360° — а, где а — угол между цилиндрами)
приводят к резким колебаниям давления во всасывающей трубе
и неодинаковому наполнению цилиндров. Этот недостаток пыта-
лись уменьшить, применяя для обоих цилиндров различные
фазы распределения и неодинаковые степени сжатия. Разница
в степени сжатия достигала единицы. Такое мероприятие базиро-
валось на предположении, что цилиндр с худшим наполнение^м
может работать с более высокой степенью сжатия.
Кроме указанных недостатков помехами для хорошей работы
были плохие условия охлаждения заднего цилиндра, неодинако-
вая смазка обоих цилиндров, неодинаковая интенсивность искры
для свечей, получаемая от магнето стандартных типов, плохая
уравновешенность. Наилучшие показатели для V-образных дви-
гателей были получены с двумя карбюраторами и двумя магнето;
таким путем каждый цилиндр поставили в такие условия работы,
как у обычного одноцилиндрового двигателя, если не считать ох-
лаждения и смазки.
V-образный двигатель хорошо умещается в раме мотоцикла.
При водяном охлаждении можно обеспечить равномерность тепло-
отвода от цилиндров.	'
Менее компактны V-образные двигатели с углом между ци-
линдрами 90—120е. Зато они более пригодны для воздушного
охлаждения. При угле 90 достигается хорошая уравновешен-
ность двигателя. Для эффективности охлаждения один цилиндр
занимает горизонтальное или почти горизонтальное положение,
второй соответственно направлен вверх («Дукати», «Гуцци»).
С углом 90° конструировались и четырехцилиндровые V-образные
двигатели (CZ). Фирма «Гуцци» применяла на некоторых гоночных
вариантах своих серийных моделей поперечные двухцилиндро-
вые двигатели V-образного типа, что обеспечивает эффективное
воздушное охлаждение. Малый угол между цилиндрами теперь
применяется редко. Такое устройство сохранилось до сих пор
на гоночных мотоциклах американской фирмы «Харлей—Дэвид-
сон».
Получил известность V-образный восьмицилиндровый двига-
тель «Гуцци» класса 500 см3 водяного охлаждения (см. рис. 12).
По сложности он представляет собой редкое исключение даже для
гоночных мотоциклов.
К V-образным конструкциям принадлежат также двухтактный
трехцилиндровый двигатель DKW (см. рис. 13) и аналогичный
по схеме двигатель ИЖ-344А.
157
К этому же типу конструкции могут быть отнесены двух- и
четырехцилиндровые двухтактные двигатели, представляющие
собой два одно- или двухцилиндровых двигателя, спаренных под
углом друг к другу, с коленчатыми валами, соединенными между
собой шестернями. В качестве примера можно привести четырех-
цилиндровый двигатель «Ямаха» класса 250 см3 (рис. 76), у кото-
рого два цилиндра обращены головками вперед, а другие два —
под углом вверх. Многоцилиндровые двухтактные двигатели во-
Рис. 76. Дорожногсночный мотоцикл «Ямаха» класса 250 см3 с двухтакт-
ным четырехцилиндровым двигателем водяного охлаждения. Обтекатель
снят
дяного охлаждения довольно громоздки, что неблагоприятно
отражается на ходовых качествах мотоциклов, в частности на
четырехцилиндровом мотоцикле «Ямаха» класса 250 см3 иногда
не удавалось использовать его очень высокую мощность (54 кВт
из-за этого недостатка.
Весьма ограниченное применение имел двухцилиндровый дви-
гатель воздушного охлаждения с горизонтальными противолежа-
щими цилиндрами и расположением коленчатого вала в попереч-
ной плоскости. Расположение вала под углом 180° обеспечивало
отличную уравновешенность и равномерный крутящий момент,
но большая длина двигателя, особенно при верхних клапанах,
и несколько ослабленное охлаждение заднего цилиндра были
недостатками конструкции. Все же в 20-х годах мотоциклы с дви-
гателями «Дуглас» такого типа имели некоторый успех как в шос-
сейных, так и в трековых гонках.
В последнее время успешно применяется такое расположе-
ние четырехцилиндрового оппозитного двигателя водяного охла-
158
www.vokb-
Рис. 77. Схема дви-
гателя «Кёниг» клас-
са 500 см3
ждения на гоночном мотоцикле «Кёниг». В верхней части картера
смонтирован дисковый золотник 1 (рис. 77) с приводом от колен-
чатого вала посредством зубчатого ремня 2. Золотник управляет
впуском горючей смеси в отсеки картера из двухкамерного кар-
бюратора 3 автомобильного типа.
Более удачной конструктивной формой при двух цилиндрах
и воздушном охлаждении является двигатель с горизонтальными
противолежащими цилиндрами и продольным расположением ко-
ленчатого вала (см. рис. 10). В дополнение
к преимуществам, отмеченным у предыду-
щего типа, он имеет вполне равномерное
охлаждение обоих цилиндров. Условия ох-
лаждения здесь даже лучше, чем у одно-
цилиндровых двигателей, ибо цилиндры не
закрыты передним колесом. Это преиму-
щество трудно переоценить, если иметь
в виду тяжелый температурный режим ра-
боты гоночных двигателей. В монтажном
отношении такой двигатель особенно удобен
в сочетании с карданной передачей. На
практике двигатели этого типа получили
довольно широкое распространение — глав-
ным образом для гоночных мотоциклов
с колясками (BMW, ИМЗ 53-С).
Двигатель с двумя параллельными вер-
тикальными или наклонными цилиндрами
стал весьма распространенным типом двух-
цилиндрового гоночного двигателя. Показа-
тельно, что на мотоциклах с двигателями
такого типа еще в 1924 г. был установлен
ряд мировых рекордов («Пежо»).
Четырехтактные двигатели подобного ус-
тройства имеют компактную форму и равномерный крутящий мо-
мент при угле между коленами, равном 0 . С другой стороны,
уравновешенность их не лучше, чем одноцилиндровых двигателей,
а охлаждение воздухом двух тесно расположенных цилиндров не
вполне равномерно, несмотря на то, что коленчатый вал распола-
гают в поперечной плоскости мотоцикла.
Для четырехтактного гоночного двигателя с самостоятельным
карбюратором на каждом цилиндре возможен и вариант с располо-
жением кривошипов коленчатого вала под углом 180° («Хонда»,
«Хорекс»); при этом двигатель лучше уравновешен и меньше
вибрирует, а неравномерное чередование вспышек на больших
частотах вращения, поддерживаемых во время гонки, практиче-
ского значения не имеет. Нужно учитывать, что вибрация двига-
теля может быть крайне утомительной для гонщика и иногда
является серьезной помехой для эксплуатации гоночного мото-
цикла.
15S
На двухтактных двухцилиндровых двигателях (рис. 78) рас-
сматриваемого типа равномерность чередования рабочих тактов и
хорошая уравновешенность достигаются при угле между криво-
шипами 180 .
Существовал конструктивный вариант двухцилиндрового дви-
гателя, у которого оба вертикальных цилиндра тоже располо-
жены в поперечной плоскости, но каждый поршень работает на
самостоятельный продольный коленчатый вал («Велосетт»), причем
Рис. 78. Дорожногоночный мотоцикл «Ямаха» класса 250 см3 с двух-
тактным двухцилиндровым двигателем водяного охлаждения (TZ250)
оба вала соединяются зубчатой передачей. Такая конструкция
позволяет применить карданную передачу, улучшить уравнове-
шенность двигателя и уничтожить реактивный момент коленчатых
валов. К сожалению, эта конструкция двигателя не вышла из
экспериментальной стадии.
При числе цилиндров более двух в настоящее время тоже при-
меняют рядное расположение цилиндров с установкой двигателя
поперек рамы мотоцикла. Такое устройство позволяет использо-
вать воздушное охлаждение и удобно при цепной передаче на
заднее колесо. Известны рядные двухтактные гоночные двигатели
с тремя («Кавасаки», «Судзуки») и четырьмя («Ямаха») цилин-
драми. Рядные четырехтактные двигатели изготовлялись с тремя
(A1V), четырьмя («Джи лер а», см. рис. 11, «Хонда», С-364, см.
рис. 39), пятью и шестью цилиндрами. Уникальным по компо-
новке является пятицилиндровый двигатель мотоцикла «Хонда»,
занявшего первое место в классе 125 см3 на чемпионате мира
1966 г. (рис. 79). Такое число цилиндров было принято для того,
чтобы использовать ранее проверенные детали кривошипно-ша-
160
тунного и распределительного механизмов двухцилиндрового дви-
гателя класса 50 см3.
Шестицилиндровый рядный двигатель был установлен на мото-
цикле «Хонда», выигравшем на чемпионате мира 1966 г. в классе
250 см3. Следует иметь в виду, что переход на многоцилиндровые
конструкции иногда влечет за собой увеличение массы и габарит-
ных размеров мотоцикла; это, в свою очередь, ухудшает управ-
Рис. 79. Пятицилиндровый рядный гоночный дви-
гатель «Хонда» класса 125 см3 (перед двигателем ви-
сят масляные радиаторы, которые крепятся к обте-
кателю мотоцикла)
ляемссть и маневренность машины. Следовательно, конструктор
должен стремиться к компромиссу между мощным двигателем,
малой массой и компактностью мотоцикла.
Увлечение большими числами цилиндров имеет к использова-
нию опыта гонок в массовом производстве косвенное отношение;
тем не менее эксплуатация мотоциклов с многоцилиндровыми дви-
гателями представляет собой интересный эксперимент.
21.	СМАЗКА И ОХЛАЖДЕНИЕ
Смазка четырехтактных двигателей. В условиях форсирован-
ных режимов работы исключительно важное значение приобретает
надежная смазка трущихся деталей. Помимо основного назначе-
ния смазки — уменьшения потерь на трение — большое значение
6 Бекман В. В.
161
имеет внутреннее охлаждение двигателя маслом. Как показали
лабораторные опыты, в циркуляционных системах смазки масло
уносит значительную долю тепла, полученного в результате ра-
боты трения в подшипниках.
Кроме того, масло охлаждает нижнюю часть цилиндра, пор-
шень и шатун, т. е. принимает часть тепловых потерь процесса
горения.
Поддержание температуры основных деталей в допустимых
пределах и функционирование современных гоночных двигателей
со свойственным им большим расходом горючего требуют интен-
сивной циркуляции масла. О количествах масла, необходимого для
внутреннего охлаждения, можно судить по производительности
масляных помп некоторых гоночных двигателей: «Гуцци» (250 см3,
2 цилиндра) — 180 л/ч; AJS (350 см3) — 135 л/ч при 8000 мин"1;
«Нортон» (350 см3) — 135 л ч при 6000 мин"1; AJS (500 см3, 2 ци-
линдра) — 200 л ч при 7000 мин"1; «Нортон» (500 см3) — 135 л/ч
при 6000 мин"1; С-555 (500 см3);—52,5 кг/ч при 6000 мин"1; «Уес-
лейк» (500 см3) — 95 л/ч при давлении 530 кПа. Подача масла на
единицу мощности — 7—14 л (кВт-ч).
Конструктивное выполнение смазочных устройств четырех-
тактных двигателей базируется на применении циркуляционной
смазки под давлением или системы, известной под названием
смазки с сухим картером. В первом случае картер служит масля-
ным резервуаром. Масло засасывается помпой со дна картера,
подается под давлением через сверления в коленчатом валу к ша-
тунным подшипникам и, вытекая из них, смазывает разбрызгива-
нием цилиндры, поршни и поршневые кольца, а затем стекает
самотеком в картер, где после фильтрации снова попадает
в помпу.
Система смазки с сухим картером характеризуется наличием
отдельного масляного бака, установленного обычно на раме перед
или за топливным баком или под седлом, и масляной помпы (как
правило, шестеренчатого типа) «- двумя секциями — нагнетающей
и откачивающей. Нагнетающая помпа всасывает масло из бака и
заставляет его циркулировать по тому же пути, как и в предыду-
щей системе, с той лишь разницей, что масло со дна картера сразу
захватывается откачивающей помпой и отправляется обратно
в бак. ‘Для смазывания верхнеклапанного распределительного
механизма масло подается по ответвлению нагнетающей (или
иногда откачивающей) магистрали к кулачковым валам, переда-
чам и их подшипникам; избыток масла стекает в картер через
кожух вертикальной передачи или по наружным трубопроводам.
При полностью закрытом распределительном механизме требуется
более интенсивная смазка верхнеклапанного устройства с целью
охлаждения головки цилиндра и клапанов.
В системах смазки с сухим картером из общего количества
циркулирующего масла от 50 до 80 % проходит через шатунный
подшипник.
162
Большая производительность откачивающей помпы (в два-
четыре раза большая, чем нагнетающей) не допускает скопления
масла в картере, чем и оправдывается название этой системы.
Преимущества сухого картера для гоночных двигателей оче-
видны. Циркуляция вне двигателя способствует понижению
температуры масла и сохранению его смазывающих свойств (вяз-
кости), тем более, что для усиления охлаждения масла у некото-
рых двигателей тепло рассеивается во встречном воздухе масля-
ными радиаторами. Радиатор включается в циркуляционную
сисгехму гибкими шлангами. Опытами было установлено, что при
форсированной езде повышение температуры масла в отдельном
баке у системы с сухим картером достигало 17 С, а у двигателя
с масляным резервуаром в картере при том же режиме работы
температура масла повышалась на 45 С. Тем не менее имеются
вполне работоспособные конструкции гоночных двигателей с мас-
ляным резервуаром в нижней части картера (в поддоне).
На двигателях для кратковременной работы (на спидвее)
применяют систему смазки на «прогар» с непрерывной подачей
небольшого количества масла из бака в двигатель при помощи
насоса малой производительности.
Во избежание утечек масла гоночный двигатель должен иметь
эффективный сапун, препятствующий образованию избыточного
давления в картере. Обычно сапуном является вращающийся
золотник, в качестве которого может быть использована коренная
шейка коленчатого вала (см. ptic. 59) или одна из вращающихся
деталей распределительного механизма.
Наиболее приемлемым для гоночных двигателей смазочным
материалом является касторовое масло, так как оно выдерживает
большие удельные давления, не выдавливаясь из подшипников,
и не разлагается при довольно высокой температуре. Касторовое
масло проникает во все зазоры и не теряет вязкости даже в сильно
нагрето^ состоянии. Его температура вспышки около 300 °C.
Касторовое масло не применяется в чистом виде, а подвергается
смешиванию с известными сортами минеральных масел и специ-
альной обработке, улучшающей его качество и устраняющей не-
достатки, к которым в первую очередь относится образование
липдого нагара в камерах сгорания.
Смазка двухтактных двигателей. Системы смазки двухтактных
двигателей имеют некоторые особенности. Циркуляционная смазка
не может быть использована, так как при большом количестве
масла в картере значительная часть его неизбежно попадала бы
в цилиндр и нарушала бы нормальную работу двигателя. В на-
стоящее время на двухтактных двигателях форсированного типа
применяются три способа смазки: 1) примешивание моторного
масла к бензину; 2) подача масла под давлением; 3) подача масла
под давлением и примешивание моторного масла к бензину.
Первая система смазки практически не отличается от системы,
принятой на подавляющем большинстве серийных мотоциклов.
6*
163
Масло смешивается с бензином в пропорции от 1 : 15 до 1 ’ 30
в соответствии с рекомендациями изготовителей мотоциклов.
Такая система смазки имеет существенные недостатки. Примесь
масла в топливе понижает детонационную стойкость горючей
смеси, а при постоянном содержании масла в бензине, рассчитан-
ном на режим максимальной мощности, количество смазки на
промежуточных режимах оказывается слишком большим и ведет
к быстрому нагарообразованию в камере сгорания, на поршне
и в окнах цилиндра.
Исследования показывают, что если при максимальной мощ-
ности требуется около 5 % масла, то на холостом ходу достаточно
около 0,8 %.
Для устранения этих недостатков некоторые преимущественно
японские фирмы («Ямаха», «Судзуки», «Кавасаки», «Бриджстон»)
применяют принудительную смазку с подачей масла в двигатель
«па прогар» под давлением при помощи насоса. Используемые
в таких системах насосы обычно относятся к плунжерному типу:
они имеют привод от двигателя и регулируемую производитель-
ность.
Последняя может изменяться за счет приспособления, ре-
гулирующего активный ход плунжера. Это приспособление свя-
зано посредством троса с рукояткой управления дроссельной
заслонкой. Таким образом, подача масла в двигатель изменяется
в зависимости от частоты вращения и нагрузки двигателя, что
является преимуществом таких систем. При этом возможно осу-
ществлять изменение отношения количества масла к количеству
расходуемого бензина в пределах 1 : 70 до 1 г 13 сообразно ре-
жиму работы двигателя.
Схемы систем смазки «на прогар» показаны на рис. 80. Левая
схема относится к одному из двигателей фирмы «Ямаха». Здесь
масло подается от насоса через форсунку во впускной патрубок
перед дисковым золотником, масло распыливается потоком горю-
чей смеси и, попадая в картер, смазывает все трущиеся поверх-
ности. Частично масло сгорает и удаляется отработавшими га-
зами. Ход плунжера насоса невелик: он регулируется в пределах
от 0,18 до 2 мм.
Более рациональна для гоночных двигателей схема, показан-
ная справа (рис. 80, «Судзуки»). В отличие от предыдущей схемы
масло подается от насоса под давлением в полость между подшип-
никами- одной из коренных шеек коленчатого вала и, вытекая
в картер, попадает в маслоуловительное кольцо на боковой по-
верхности маховика. Далее под действием центробежной силы
масло подводится по каналам в кривошипном пальце к шатун-
ному подшипнику и затем, разбрызгиваясь, смазывает трущиеся
поверхности остальных деталей. Такое же устройство имеет си-
стема смазки двигателя, показанного на рис. 41, но в этом случае
масло подводится под давлением в полости за подшипниками ко-
ренных шеек с обеих сторон.
164
wvwv.vokb-la.sp
165
Система смазки «на прогар» обеспечивает непрерывный подвод
свежего не разбавленного бензином масла к подшипникам криво-
шипно-шатунного механизма и уменьшает их износ; уменьшение
содержания масла в горючей смеси, поступающей в цилиндр,
повышая ее детонационную стойкость, позволяет несколько уве-
личить степень
Смешанная
фирмы наряду
сжатия, а следовательно, и мощность двигателя»
система смазки сводится к тому, что некоторые
с подачей смазки под
MZ
двигатель
Рис. 81. Гоночный двухтактный
класса 125 см3 с комбинированной системой охла-
ждения (цилиндр охлаждается водой, а головка
цилиндра — воздухом)
давлением считают целе-
сообразным добавлять
к бензину некоторое ко-
личество моторного мас-
ла. При подаче масла
насосом иногда наблю-
дается попадание из-
бытка хМасла в двигатель
после прикрытия дрос-
селя на высокой частоте
вращения; в результате
масло забрасывает све-
чи. Поэтому до сих пор
многие гонщики пред-
почитают простую смаз-
ку смесью хмоторного
масла с топливом.
Системы охлаждения.
Подавляющее большин-
ство гоночных мотоцик-
лов почти всегда строили
с воздушным охлажде-
нием двигателя. На вы-
сокофорсированных че-
тырехтактных многоци-
линдровых двигателях
охлаждение. Оно ветре-
с наддувом иногда применяли водяное
чается также на двухтактных двигателях с высокой литровой
мощностью и является обязательным для двухтактных двигателей
с наддувом, отличающихся особенно напряженным температур-
ным режимохм работы.
Эффективность системы охлаждения имеет для двухтактного
двигателя особенно важное значение, поскольку частота рабочих
циклов у него вдвое больше, чем у четырехтактного двигателя.
Зона расположения окон в средней части цилиндра подвержена
неравномерному нагреву, так как с одной стороны выходят горя-
чие отработавшие газы, а с другой — входит сравнительно хо-
лодная свежая смесь. Помимо сильного нагревания участков
цилиндра, примыкающих к выхлопному окну, это ведет к коробле-
нию зеркала цилиндра, что может вызвать утечки газов и падение
мощности, а иногда и заедание поршня.
166
Коробление цилиндра может быть вызвано также механиче-
скими напряжениями, возникающими при затяжке резьбовых
креплений головки цилиндра. Для получения правильной рабо-
чей поверхности зеркала обработку цилиндра производят после
закрепления временной головки, снабженной отверстием для
прохода режущего инструмента.
При литровой мощности более 150 кВт/л и воздушном охла-
ждении температурный режим работы двухтактного двигателя
Рис. 82. Гоночный двухтактный двухцилиндровый
двигатель MZ класса 250 см3 с водяным охлаждением
становится очень напряженным, что неблагоприятно отражается
на его надежности. Поэтому на двухтактных двигателях все чаще
используется водяное охлаждение. Иногда применяют комбини-
рованную систему с охлаждением головки воздухом, а цилиндра
водой, поскольку больше всего нагревается зона расположения
выпускных окон (рис. 81), но в большинстве случаев водой охла-
ждается и головка цилиндра. Водяную рубашку цилиндров
снабжают оребрением для дополнительного охлаждения встреч-
ным воздухом.
Следует заметить, что в двухтактных двигателях наблюдается
уменьшение мощности по мере их прогрева до устойчивости тем-
пературы; это обусловлено нагреваниеАм горючей смеси и уменьше-
нием ее плотности во время процесса кривошипно-камерной про-
дувки. Падение мощности достигает 10—20 %. При прочих рав-
ных условиях замена воздушного охлаждения водяным позволяет
уменьшить эту потерю наполовину.
167
При водяном охлаждении зазор между поршнем и цилиндром
может быть уменьшен.
Картер двигателя отливают с хорошо развитым оребрением,
что предупреждает слишком сильный нагрев свежей смеси и свя-
занное с ним уменьшение массы заряда. Стой же целью применяют
водяное охлаждение картера («Дерби» класса 125 см3).
Рис. 83. Двухтактный двигатель С2-125 с принудительным водяным охлаждением
Простейшая конструкция системы водяного охлаждения по-
казана на рис. 82: циркуляция воды между рубашкой и пластин-
чатым алюминиевым радиатором осуществляется за счет разности
в плотностях горячей и холодной воды (термосифонная система).
С 1967 г. на гоночных мотоциклах с двухтактными двигателями
все больше применяют водяное охлаждение с принудительной
циркуляцией охлаждающей жидкости, поддерживаемой насо-
сом. Более интенсивная циркуляция воды представляет собой
дополнительное средство для облегчения температурного режима
работы двигателя и уменьшения потерь мощности. Кроме того,
такие системы охлаждения позволяют уменьшить поверхность и
массу радиатора. Эти же преимущества дает применение высоко-
168
кипящих охлаждающих жидкостей, обеспечивающих более ин-
тенсивную передачу тепла от радиатора в воздух при повышенной
температуре жидкости.
Для ускорения прогрева системы охлаждения в нее включают
термостат —- клапан, открывающийся по достижении определен-
ной температуры. Нормальная работа двигателя достигается при
температуре воды 75—80 ЭС.
На двигателях с принудительным водяным охлаждением водя-
ной насос обычно имеет шестеренный, реже ременный привод.
Для экономии мощности водяной насос гоночного мотоцикла
«Крейдлер» класса 50 см3 приводился в действие электромотором,
питаемым от батареи. На двигателе С2-125 (рис. 83) интенсивная
циркуляция воды поддерживается насосом с производительностью
280 л/ч на режиме максимальной мощности.
22.	СИСТЕМЫ ВЫПУСКА ОТРАБОТАВШИХ ГАЗОВ
Конструкция выпускного трубопровода существенно влияет
на мощность двигателя. Как показали опыты, давление в выхлоп-
ной трубе четырехтактного двигателя подвержено резким колеба-
ниям в течение всего периода выпуска. В первый момент после
закрытия выпускного клапана продукты сгорания устремляются
в выпускную трубу с весьма высокой скоростью, превышающей
скорость распространения звука в горячих газах. Быстрое удале-
ние продуктов сгорания влечет за собой образование в цилиндре
разрежения, которое может достигать 50 кПа. Точно так же
и в выпускной трубе образуются периоды пониженного дав-
ления.
Эксперименты с выпускными трубами доказали, что длина трубы
не влияет на эффективность очистки цилиндра в первой стадии
процесса выпуска, но зато с увеличением длины трубы в извест-
ных пределах увеличивается длительность периода, в течение
которого поддерживается разрежение. Важную роль играет ко-
нечное давление в момент достижения поршнем в. м. т. в конце
хода выпуска; если в этот момент давление ниже атмосферного,
то количество остаточных газов в камере сгорания уменьшается.
Следовательно, полезно, чтобы выпускной клапан закрывался,
когда в выпускной системе давление понижено. Если к тому же
впускной клапан открывается с опережением, а давление во
впускном тракте выше чем в выпускном, то наполнение цилиндра
горючей смесью улучшается благодаря тому, что процесс впуска
начинается за счет разности давления в обоих трактах раньше,
чем поршень начнет двигаться к н. м. т. Такой момент работы
двигателя изображен на рис. 84.
Период пониженного давления в выпускной системе изменяется
по длительности и значению разрежения и смещается по углу по-
ворота коленчатого вала с изменением частоты вращения. Поэтому
каждому режиму работы двигателя соответствует определенная
169
оптимальная длина выпускной трубы. Регулирование длины вы-
пускной трубы во время работы двигателя технически затрудни-
тельно, но всегда целесообразно подобрать наивыгоднейшую длину
трубы для характерного режима работы гоночного двигателя
данного типа.
Экспериментальным путем было найдено, что полезно заканчи-
вать выпускную трубу коническим расширяющимся насадком,
так называемым мегафоном. При большой частоте вращения мега-
продухгпоВ горения
Рис. 84. Подсасывание горючей смеси в цилиндр в период перекры-
тия клапанов
фон усиливает отсасывающий эффект выпускной системы при
условии, что выпускной клапан закрывается со значительным
запаздыванием — не менее 30° после в. м. т. Следовательно, ме-
гафон помогает лучше очистить цилиндр от остаточных газов и
начать наполнение цилиндра в период перекрытия клапанов,
но этот эффект может быть получен только в ограниченном диапа-
зоне высоких частот вращения при определенных конструктивных
размерах мегафона и определенной длине выпускной трубы, а на
пониженных частотах вращения мегафон может дать отрица-
тельный результат (резкое понижение мощности — явление ме-
гафонита). Поэтому применение мегафона рекомендуется преиму-
щественно на маршрутах, допускающих высокие средние скорости,
а гонщик должен заботиться о том, чтобы частота вращения не
спускалась ниже предела, при котором наблюдается мегафонит,
и в случае необходимости снижения скорости должен прибегать
к переключению на низшую передачу или к пробуксовке меха-
низма сцепления.
Мегафоны дают увеличение мощности при установке на дви-
гатели с самостоятельными трубами для каждого цилиндра. На
двигателях с наддувом н при общей выпускной трубе для несколь-
ких цилиндров мегафоны обычно не ставятся.
170
На многих двигателях, особенно с небольшим рабочим объемом
цилиндра, наилучшие показатели были получены с мегафонами,
имеющими на конце обратный конус; на рис. 85, а показан мегафон
с обратным конусом, применявшийся на мотоциклах С* 154 и NSU.
На рис. 85, б показаны размеры мегафона, рекомендованного
для одноцилиндрового двигателя класса 500 см3. Угол при вер-
шине конуса мегафона составляет около 11°.
Удачно подобранный мегафон требует, как правило, некото-
рого обогащения смеси по сравнению с той регулировкой карбю-
Рис. 85. Устройство мегафона
ратора, которая была принята во время работы с обыкновенной
выпускной трубой.
При одном выпускном клапане ставится одна самостоятельная
выпускная труба для каждого цилиндра. Две выпускные трубы
иногда *ста.вятся на один цилиндр при четырехклапанных (или
трехклапанных) головках цилиндра, когда каждый выпускной
клапан имеет в головке самостоятельный выпускной канал.
Еще больше влияет выпускная система на работу двухтакт-
ного ^двигателя. Только тщательно настроенная выпускная си-
стема позволяет получить высокую мощность и благоприятную
характеристику крутящего момента за счет снижения потерь
свежей смеси через выпускную трубу. Выпускная система двух-
тактного двигателя обычно состоит (рис. 86, а) из сравнительно
короткой выпускной трубы /, расширяющегося конуса (диффу-
зора) 2, способствующего образованию разрежения в выпускном
тракте, расширительной камеры 3, сужающегося конуса 4 и кон-
цевого патрубка 5. Конус 4 создает в выпускном тракте отражен-
ную волну давления, которая препятствует выходу свежей смеси
из выпускного окна и даже частично возвращает в цилиндр све-
жую смесь, успевшую проникнуть в выпускную трубу.
Протекание процесса выпуска зависит от размеров выпускной
системы. Например, удлинение выпускной трубы 1 увеличивает
171
крутящий момент при низких частотах вращения. Подбирая угол
и длину конуса 2, можно улучшить характеристику крутящего
момента. Удлинение расширительной камеры 3 влияет так же,
как удлинение выпускной трубы 1. Более острый угол сужа-
ющегося конуса 4 приводит к более медленному снижению мощ-
ности за перегибом характеристики, что улучшает ездовые ка-
чества мотоцикла. Удлинение концевого патрубка 5 способствует
повышению частоты вращения.
Все эти элементы подбираются экспериментально и, следова-
тельно, требуют проведения целой серии испытаний. На рис. 86, б,
Рис. 86. Размеры выхлопных систем:
а — «Ямаха»; б—«Зимсон», 50 см3; в—
ЕМС, 125 см3; г — QUB, 500 см3
в, г приведены основные размеры (диаметры — внутренние) вы-
пускных систем трех гоночных одноцилиндровых двигателей
двухтактного типа.
В 1978 г. двигатель мотоцикла «Ямаха» (500 см3, четырех-
цилиндровый, двухтактный) был оборудован поворотным золот-
ником на выпуске. Этот золотник, связанный электронным устрой-
ством с тахометром, позволяет регулировать опережение открытия
выпускных окон в цилиндрах. Таким путем удалось повысить
максимальную мощность двигателя до 103 кВт и в то же
время получить благоприятную характеристику крутящего мо-
мента.
В связи с тем, что гонки часто проводятся в непосредственной
близости от населенных пунктов, возникли требования к сниже-
нию шумности выхлопа. Следует отметить, что выполнение тре-
бования ФИМ по ограничению шума выхлопа у гоночных мото-
циклов приводит к снижению мощности их двигателей. Во время
испытаний на стенде мотоцикла «Агуста» (500 см3) соблюдение
лимита по шуму в 110 дБ дало потерю в мощности 7 кВт. Сохране-
ние желаемой мощности потребует существенных изменений в вы-
пускных системах и отразится на динамических качествах мото-
циклов.
172
23.	СИСТЕМЫ ЗАЖИГАНИЯ
Рис. 87. Гоночное магнето фирмы
«Лукас»
В течение десятков лет на гоночных мотоциклах применяли
только зажигание от магнето (рис. 87). Однако теперь наряду
с магнето широко используется батарейное зажигание. В качествё
источника электроэнергии в этом случае служит малогабаритный
серебряно-цинковый аккумулятор емкостью 5—12 А-ч, достаточ-
ный для работы двигателя в течение нормальной шоссейпо-коль-
цевой гонки. Количество пла?
стин увеличивают за счет умень-
шения их толщины; корпус ак-
кумулятора изготовляют из
прозрачной пластмассы.
Преимуществами батарейно-
го зажигания считают более
горячую искру и большую ста-
бильность момента зажигания
(при зажигании от магнето на-
блюдается больший разбег по-
явления искры по ходу поршня).
Для точной работы системы за-
жигания кулачок прерывателя
должен быть установлен на са-
мостоятельном валике, опира-
ющемся на два подшипника,
что устраняет нежелательное
биение кулачка, которое почти
неизбежно, если кулачок уста-
новлен на конце коленчатого
вала. Профиль кулачка должен
обеспечивать период замкнутого
состояния контактов прерыва-
теля 0,005—0,006 с.
На многоцилиндровых двигателях каждый цилиндр обслужи-
вается самостоятельными катушкой зажигания и прерывателем.
Мдлоточек прерывателя облегчают, а пружину его усиливают
во избежание отрыва молоточка от профиля кулачка при высокой
частоте вращения. Например, при 10 000 размыканий в минуту
необходимая сила сжатия контактов прерывателя составляет
6,5—7 Н.
Свечи гоночных двигателей тщательно подбираются так, чтобы
они выдерживали высокую температуру, не перегреваясь и не
вызывая преждевременных вспышек или детонации. Для тепло-
стойких (холодных) свечей характерна укороченная юбочка изо-
лятора, охватывающая нижний конец центрального электрода
и соприкасающаяся с продуктами сгорания (рис, 88). Уменьше-
ние поверхности изолятора, омываемой горячими газами, умень-
шает поглощение тепла и снижает температуру изолятора. Одно-
173
временно применяют массивные электроды, менее склонные к про-
каливанию. Центральный электрод изготовляют из металлов
с высокой теплопроводностью — меди или серебра; срок службы
медных электродов меньше. Фирма «Чемпион» использует цен-
тральный электрод из сплава золота и палладия. При достаточной
теплостойкости электродов целесообразно, чтобы они были рас-
положены ближе к Дамере сгорания, что ускоряет воспламенение
смеси. В качестве материала для изоляторов применяют кера-
мику с высокой теплопроводностью (на базе окиси алюминия).
При малой поверхности изолятора возрастает возможность
коротких замыканий от попадания масла, так как сокращается
Рив. 88. Тепловой ряд свечей (слева — «горячая» свеча с
длинной юбочкой изолятора, справа — «холодная»)
путь утечки тока. Поэтому свечи гоночных двигателей работают
хорошо только на больших частотах вращения, когда темпера-
тура изолятора достаточно высока для быстрого сжигания слу-
чайно попавших на него капелек масла. Наоборот, при сниже-
нии частоты вращения самоочистка ухудшается и свечи дают
перебои.
Большую помощь в борьбе с перегревом изоляторов и обгора-
нием электродов оказал переход на малые свечи с диаметрами
резьбы 14 и 10 мм. Малые свечи более универсальны, потому
что они не так чувствительны к высокой температуре и в то же
время меньше замасливаются при неполной нагрузке двигателя,
С уменьшением размера резьбы удалось сократить количество
типов свечей для обслуживания двигателей разнообразного на-
значения.
Тем не менее применяется довольно широкий ассортимент
свечей для форсированных двигателей, представление о нем дает
табл. 27.
В компактных полусферических головках цилиндров четырех-
тактных двигателей переход на малые свечи освобождает часть
поверхности камеры сгорания, благодаря чему могут быть уве-
личены клапаны. С другой стороны, улучшаются условия охлаж-
дения головки из-за уменьшения местного скопления металла
174
Таблица 27. Запальные свечи для двигателей гоночного типа
Диаметр резьбы, мм	Длина нарезной части, мм	Марка свечи			
		«Лодж»	' JKLG	«Чемпион»	«Бош»
10	12	10R47 10R49 10R51 I0R53	Т240 Т260 Т280 ТЗОО Т320	>	——
10	18	10RL47 10RL49 10RL50 10RL51 10RL52 10RL53	ТЕ240 ТЕ260 ТЕ280 ТЕ300 ТЕ320	——	। —
14 4	12	R47 R49 R50 R51 R52 R53	F250 F260 F280 F290 F300 F310 F320	LA10, L-58 LA11, L-55 LA14 LA15, L-53	W260T1 W275/300T2 W380/400T2
	18	RL47 RL49 RL50 RL51 RL52 RL53	FE250 FE260 FE280 FE290 FE300 FE310 FE258/2 FE320	NA12, N-58R NA14 NA18, N-55R NA19, N-53T	W260T2 W275/200T2 W440/480T2
Примечание. В каждой группе свечи расположены сверху вниз
от наименее «холодной» до наиболее «холодной». Типы свечей в каждой строке
приблизительно эквивалентны по тепловой характеристике.
в бобышке для установки свечи. Последнее особенно существенно
при двухискровом зажигании, когда размещение двух свечей
в компактной камере сгорания иногда представляет некоторые
трудности. Двухискровое зажигание, дающее некоторое увеличе-
ние мощности за счет быстроты и полноты сгорания заряда, при-
меняют чаще на цилиндрах с рабочим объемом 125 см3 и выше.
Это увеличение мощности может достигать 4 %.
На рис. 89 показана схема двухискрового батарейного зажи-
гания гоночного одноцилиндрового двигателя CZ класса 125 см3.
175
Рис. 89. Схемы двухискровой системы
важигания одноцилиндрового двига-
теля CZ класса 125 см3
Источником электроэнергии служит аккумулятор 6 В емкостью
7 А-ч. Две катушки зажигания 1 включены в цепь зажигания
последовательно. Каждая вторичная обмотка присоединена к одной
из свечей 2. Таким образом, в момент размыкания прерывателя 3
в обеих свечах одновременно появляется искра. Кулачок преры-
вателя получает вращение от одного из распределительных валов.
Несколько иначе работает батарейная система двухискрового
зажигания двухцилиндровых гоночных двигателей «Ява» клас-
сов 250 и 350 см3 (рис. 90).
Здесь имеются две независимые
цепи зажигания и два преры-
вателя, действующих от ку-
лачка с двумя выступами.
В каждую цепь включена одна
катушка зажигания, один ко-
нец вторичной обмотки первой
катушки соединен со свечой
первого цилиндра, а второй ко-
нец со свечой второго цилиндра.
Точно так же вторая катушка
зажигания обслуживает свечи
разных цилиндров. При таком
устройстве в случае выхода из
строя одной цепи зажигания
двигатель может работать с не-
большой потерей мощности, по-
скольку в каждом цилиндре
продолжает действовать одна
свеча. На один оборот кулачка
такая система зажигания дает
восемь искр, причем искры
появляются в свечах каждый
раз при приближении поршней к в. м. т. Следовательно, искры,
проскакивающие между электродами свечей, в конце хода сжа-
тия являются рабочими, а в конце хода выпуска — холостыми.
На некоторых двигателях лучшие показатели работы были по-
лучены при запаздывании появления искры в одной из свечей
на 4—6° (по углу поворота коленчатого вала) относительно искры
другой свечи. Для такой регулировки в двойном прерывателе
одну пару контактов вместе с молоточком делают поворотными
по отношению к оси кулачка. Это позволяет обеспечить желатель-
ный разбег искр или одновременно искрообразование в обеих
свечах.
Батарею крепят к раме в местах, менее подверженных воздей-
ствию вибрации двигателя, вызывающей выкрашивание активной
массы из пластин и снижение электрической емкости. Для пре-
дохранения батареи от сотрясений используют эластичные про-
кладки из губчатой резины.
176
vwwv.vokb-la.spb.ru
позволяют заменить механический
t--------------------------------------j
------------------------
Рис. 90. Схема двухискровой системы
зажигания двухцилиндровых двигателей
«Ява» классов 250 и 350 см3
При дальнейшем повышении частот вращения традиционные
системы зажигания могут оказаться неудовлетворительными из-за
ограниченной возможности увеличения частоты искрообразова-
ния. Большинство неполадок в работе системы зажигания при
больших частотах вращения возникает из-за прерывателя, под-
верженного влиянию инерционных сил. Для преодоления этих
неполадок разработаны электронные системы зажигания с при-
менением транзисторов. Они
прерыватель индукционным
датчиком, создающим в нуж-
ный момент начальный элек-
трический импульс. Для
электронной системы зажи-
гания фирма «Бош» разрабо-
тала также датчик в виде
вращающегося диска с отвер-
стием, сквозь которое в мо-
мент, когда в свече требуется
искра, проходит луч света,
падающий на фотоэлемент.
Благодаря воздействию света
в фотоэлементе возникает
начальный электрический им-
пульс.
Схема одной из электрон-
ных систем зажигания фирмы
«Бош» представлена на рис.
91. Ротор 1 с постоянными
магнитами индуцирует пе-
ременный ток в первичной
обмотке 6 катушки зажига-
ния 3. • Через «открытый»
транзистор 7, заменяющий
механический прерыватель, ток проходит по первичной цепи, При
положении ротора, соответствующем положению поршня в момент
зажигания, в катушке 4 датчика индуцируется импульс напря-
жения, который внезапно «закрывает» проход тока через транзи-
стор. Непосредственно перед этим моментом ток, проходящий
через транзистор, достигает наибольшей силы. Исчезновение ма-
гнитного поля первичной обмотки индуцирует высокое напря-
жение во вторичной обмотке 5 и вызывает появление искры
в свече 2.
Другой вариант электронных систем — конденсаторное зажи-
гание — схематически изображен на рис. 92. Постоянные ма-
гниты 1 ротора индуцируют в заряжающей обмотке 9 перемен-
ное напряжение. Через диод 2 проходит пульсирующий постоян-
ный ток, заряжающий конденсатор 3. При положении ротора,
соответствующем положению поршня в момент зажигания, в ка-
177
тушке датчика 8 индуцируется импульс напряжения, который «от-
крывает» тиристор 7. В результате конденсатор разряжается через
первичную обмотку 5 катушки
зажигания, причем в ее вто-
ричной обмотке 6 индуциру-
ется ток высокого напряже-
ния, подводимый к свече 4.
Электронные системы за-
жигания обладают многими
преимуществами. Они не
имеют изнашивающихся де-
талей, надежно работают при
высоких частотах вращения,
хорошо защищены от атмос-
ферных воздействий,стабиль-
ны в регулировке и не тре-
буют ухода; напряжение на
свече с увеличением частоты
вращения повышается,
применяются на многих го-
ночных мотоциклах. Тенденция к увеличению числа цилиндров
Рис. 92. Схема
конденсаторной системы зажигания
фирмы «Бош»
и одновременно числа искр, необходимых в единицу времени,
предопределяет более широкое применение транзисторных си-
стем зажигания в будущем.
24.	СИСТЕМЫ ПИТАНИЯ
Устройство мотоциклетных карбюраторов гоночного типа.
Одним из факторов, позволяющих добиться ВЫСОКИХ МОЩНОСТНЫХ
показателей гоночных двигателей, была разработка специальных
конструкций карбюраторов.
178
Как известно мощность двигателя зависит от количества воз-
духа, эффективно используемого за единицу времени. Поэтому
основным требованием к мотоциклетному карбюратору гоноч-
ного типа является получение максимальной пропускной способ-
ности его воздушного тракта; последний должен оказывать по-
току воздуха и горючей смеси возможно меньшее сопротивление,
чем достигается повышенное наполнение цилиндров двигателя.
Таким образом, при подборе карбюратора для форсированного
двигателя следует определить максимальное допустимое сечение
его смесительной камеры. Для нормальной работы карбюратора
необходимо, чтобы в смесительной камере действовало разрежение
не менее 6—10 кПа. Этим обус-
ловлен предел допустимого рас-
ширения воздушного тракта
карбюратора. Ввиду того, что
для получения высокой мощно-
сти двигатель должен работать
на больших частотах вращения,
невысокие разрежения, необхо-
димые для хорошего наполне-
ния цилиндров, должны дей-
ствовать при этих скоростных
режимах. Это показано на рис.
93, где представлен график за-
висимости разрежения в кар-
бюраторе от частоты вращения
для трех двигателей: с низким
/, средним 2 и
Рис. 93. Изменение разрежения в
карбюраторе в зависимости от частоты
вращения двигателя
высоким 3 форсированием. Как было упомянуто
ранее, на гоночных двигателях с целью повышения коэффициента
наполнения обычно устанавливают самостоятельный карбюратор
на каждый цилиндр. Движение горючей смеси во впускном тракте
представляет собой сложный колебательный процесс, связанный
с изменениями как давления смеси, так и ее скорости. Поэтому на
практике пропускная способность карбюратора при вышеуказанном
способе его использования устанавливается по условной средней
скорости горючей смеси в смесительной камере, вычисляемой
в зависимости от средней скорости поршня на основании следу-
ющих соображений. Для неразрывного потока горючей смеси
uoF = vrf, где vu = Sn/30 — средняя скорость поршня (S — ход
поршня, п — частота вращения в минуту); F — площадь поршня;
vc — средняя скорость горючей смеси в смесительной камере;
f — площадь сечения смесительной камеры.
Подставив в уравнение неразрывности потока va = Sn/30
и выразив площади через их диаметры, после простых преобра-
зований получим формулу для определения средней скорости
горючей смеси, м/с
vr = 0,0424
179
Здесь Vh — рабочий объем цилиндра, см8; d — диаметр сме-
сительной камеры, мм.
Если задано предельное допустимое значение средней скорости
горючей смеси, то можно определить необходимый диаметр сме-
сительной камеры (мм) по формуле
d - ]/о,О424	.
На одноцилиндровых двигателях с высоким форсированием
иногда устанавливают два карбюратора. В этом случае искомые
параметры определяются по формулам:
d = ]/0,0212^ ; Ур = 0,0212^.
В табл. 28 приведены результаты вычисления средней скорости
горючей смеси для ряда мотоциклетных двигателей гоночного
типа. Значения vr колеблются в пределах 40—ПО м/с, но при
высоком форсировании они не превышают 60—70 м/с.
В табл. 28 приведена современная практика подбора диаметра
смесительной камеры карбюраторов для гоночных двигателей.
Продолжительность периода впуска по углу поворота колен-
чатого вала у двухтактных двигателей значительно меньше, чем
у четырехтактных. Поэтому на двухтактных двигателях обычно
устанавливают карбюраторы большего проходного сечения.
Горючая смесь, подаваемая в гоночный двигатель, должна
быть относительно «влажной», т. е. частицы топлива не должны
быть распылены слишком мелко и должны попадать в цилиндры
в жидком виде с тем, чтобы теплота испарения могла заимство-
ваться от горячих деталей двигателя, помогая их охлаждению.
Было замечено, что некоторые карбюраторы, обеспечивающие
очень тонкое распыление топлива и его почти полное испарение
до попадания в цилиндры, не давали удовлетворительных резуль-
татов, так как они не способствовали облегчению напряженного
температурного режима работы двигателя.
Регулировка карбюратора, как правило, должна обеспечи-
вать получение обогащенной горючей смеси во избежание пере-
грева двигателя. Перегрев влечет за собой весьма неприятные
последствия, особенно в условиях гоночной эксплуатации, свя-
занной преимущественно с работой на высокой скорости при боль-
ших нагрузках (прогар поршней и их заедание, обгорание кла-
панов и т. п.).
Карбюратор гоночного типа должен обеспечивать мотоциклу
хорошую приемистость и плавный и быстрый переход от одного
режима работы двигателя к другому.
Карбюратор должен быть снабжен действующим при помощи
манетки корректором горючей смеси, позволяющим изменять ее
состав во время движения мотоцикла применительно к изменя-
ющимся атмосферным условиям. Такой корректор необходим
180
vwvw.vokb-la.spb.ru
Т а б л и ц а 28. Средняя скорость горючей смеси в смесительной камере карбюратора
181
Примечание. У всех двигателей каждый цилиндр имеет самостоятельный карбюратор.
для уточнения регулировки карбюратора, хотя в основном пос-
ледний должен автоматически поддерживать необходимый состав
горючей смеси при всех режимах работы двигателя. Корректор
должен выполнять свои функции, не увеличивая сопротивления
воздушного тракта карбюратора.
* Получение оптимальных показателей форсированных двига-
телей требует более тщательной регулировки карбюратора и более
частого изменения регулировки при изменении атмосферных и
дорожных условий. Поэтому в конструкции карбюратора должна
быть предусмотрена возможность удобной и быстрой замены ре-
гулируемых элементов, в первую очередь жиклеров.
Все карбюраторы, устанавливаемые на двигателях гоночных
мотоциклов, подвержены воздействию сильной вибрации, неиз-
бежной при высокой частоте вращения. В связи с этим резьбовые
соединения деталей карбюратора должны иметь приспособления,
препятствующие их самопроизвольному развинчиванию под влия-
нием тряски.
Как любая составная часть гоночного мотоцикла, карбюра-
тор должен обладать по возможности малой массой.
К перечисленным конструктивным требованиям следует до-
бавить и некоторые не менее важные монтажные требования.
Установка карбюратора и в особенности его поплавковой
камеры должна по возможности предохранять их от вибрации,
так как последняя вызывает образование пены в топливе и нару-
шает нормальный процесс карбюрации. Кроме того, карбюратор
должен быть защищен от чрезмерного нагревания горячими де-
талями двигателя, которое вызывает нарушение смесеобразова-
ния в карбюраторе и даже кипение топлива в поплавковой камере.
В последние годы карбюраторы для гоночных мотоциклов
изготовляли заводы «Амал» (Англия), «Делл’Орто» (Италия),
BVF (ГДР), «Кейхин» и «Микуни» (Япония). В СССР карбюра-
торы гоночного типа выпускались под марками К99 и К194.
Гоночные карбюраторы, изготовляемые европейскими заводами,
различаются между собой только в деталях, имея в принципе
почти одинаковую конструкцию; кроме того, эти карбюраторы
по своему устройству и принципу действия весьма близки к обыч-
ным карбюраторам дорожных мотоциклов.
Большинству гоночных карбюраторов присущи следующие
конструктивные особенности.
1.	Воздушный корректор для регулирования состава горючей
смеси расположен в боковом приливе смесительной камеры; до-
бавочный воздух проходит через вертикальную прорезь прилива.
Таким образом, при изменении состава смеси сопротивление кар-
бюратора остается неизменным, в то время как у стандартных
карбюраторов заслонка корректора выдвигается в диффузор,
увеличивая сопротивление.
2.	Корпус смесительной и поплавковой камер для уменьше-
ния массы отливают из алюминиевых сплавов; снижение массы
183-
достигает 36—38 % по отношению к ранее применявшимся кар-
бюраторам из бронзы или латуни. Всасывающую горловину
карбюратора для облегчения иногда изготовляют из пласт-
массы.
3.	Поплавковые камеры рассчитываются на увеличенную про-
пускную способность, особенно при использовании спиртовых
смесей, дающих большой расход топлива; пропускная способ-
ность одинарных поплавковых камер составляет 600—1100 см3
топлива в минуту. На мотоциклах с коляской нередко приме-
няются двойные (двусторонние) поплавковые камеры, обеспечи-
вающие более надежную подачу топлива при прохождении по-
воротов, когда центробежная сила отжимает топливо в сторону;
двойные поплавковые камеры с большой пропускной способ-
ностью используются при работе двигателя на спиртовых смесях.
Иногда вместо второй поплавковой камеры устанавливают про-
стой компенсационный колодец, выполняющий аналогичные функ-
ции. Практика эксплуатации быстроходных мотоциклов показы-
вает, что объем компенсационного колодца должен быть доста-
точно большим; при недостаточном объеме на поворотах наблю-
даются течь топлива из вентиляционного отверстия компенса-
ционного колодца или перебои в работе двигателя вследствие
обеднения горючей смеси.
4,	Поплавковую камеру чаще крепят не к смесительной ка-
мере, а к особому кронштейну на раме или масляном баке; этим
ее предохраняют от воздействия сильной вибрации двигателя.
Кроме того, крепление выполняют эластичным, зажимая поплав-
ковую камеру хомутом с толстой прокладкой из мягкой резины
или подвешивая ее к кронштейну посредством упругой мембраны,
соединенной с крышкой поплавковой камеры. Даже смеситель-
ную камеру в некоторых случаях соединяют с головкой цилиндра
при помощи резинового шланга, выполняющего функции эластич-
ного впускного патрубка. Топливо подается из поплавковой
камеры в смесительную по шлангу из топливостойкой резины или
нейлона.
На некоторых японских гоночных мотоциклах успешно при-
меняли карбюраторы «Кейхин» с центральной поплавковой каме-
рой, жестко соединенной с корпусом смесительной камеры. Пре-
имущество центральной поплавковой камеры состоит в том, что
при наклонах мотоцикла и различных режимах его движения
высота уровня топлива в распылителе остается приблизительно
постоянной. Это способствует устойчивой бесперебойной работе
двигателя. Такие карбюраторы могут быть установлены на дви-
гателе в наклонном положении. На мотоцикле «Судзуки» карбю-
раторы «Микуни» монтировались с углом наклона 27°. Недо-
статок центральной поплавковой камеры — невозможность изо-
лировать ее от вибрации двигателя.
Различают четыре основных типа специальных карбюраторов,
применяемых на гоночных мотоциклах.
184
1.	Карбюратор с центральной дозирующей иглой, помещенной
в диффузоре, как у стандартных конструкций. В условиях дорож-
ных гонок такой карбюратор обеспечивает хорошую приемистость
(«Амал Т. Т.»).
2.	Карбюратор с дозирующей иглой, помещенной в боковом
приливе смесительной камеры со стороны, противоположной
воздушному корректору («Амал RN»).
3.	Карбюратор с боковым расположением дозирующей иглы
на стороне воздушного корректора («Амал GP»).
4.	Трековый карбюратор без дозирующей иглы в распыли-
теле главного жиклера.
Устройство карбюратора типа Т. Т. с центральной иглой по-
казано на рис. 94. Топливо поступает из бака через штуцер 16
в поплавковую камеру обычной конструкции. Далее через канал
в соединительном приливе поплавковой камеры топливо попадает
в жиклер 10, поднимается по сверлению соединительного болта 9
и через распылитель (жиклер иглы) 18 попадает в эмульсионную
трубку 11, Распылитель входит в эмульсионную трубку с неболь-
шим диаметральным зазором. В эмульсионной трубке начинается
процесс смешивания воздуха с топливом. Воздух подводится
в эмульсионную трубку через три отверстия 19 и кольцевой зазор
вокруг распылителя, а также через отверстие 21, боковой канал 20
и три отверстия на верхнем конце самой трубки. Кроме того, в бо-
ковой канал 20 воздух может подаваться через прорезь 22 воздуш-
ного корректора. Открытие прорези регулируется золотником 23,
соединенным при помощи троса с макетной на руле мотоцикла.
Проходное сечение распылителя изменяется в зависимости от
положения конусной иглы 5, закрепленной в дроссельном золот-
нике 4 при помощи пружинной защелки 14 и передвигающейся
вместе^с ним.
В эмульсионной трубке образуется обогащенная горючая
смесь, которая смешивается с основным воздушным потоком
в смесительной камере 6. Такое устройство обеспечивает необхо-
димое распыление топлива. При постоянном открытии дросселя
и увеличивающейся частоте вращения двигателя воздух, посту-
пающий через отверстия 19 и 21, снижает разрежение у распыли-
теля и оказывает тормозящее действие на струю вытекающего
топлива, благодаря чему предупреждается обогащение горючей
смеси. При переменных положениях дросселя состав смеси регу-
лируется за счет изменения кольцевой щели между отверстием
распылителя 18 и дозирующей иглой 5.
При минимальных открытиях дросселя на холостом ходу топ-
ливо подается по каналу 8, проходит мимо иглы 13 регулировоч-
ного винта малых оборотов и по каналу 12 поступает в смеситель-
ную камеру. Через отверстие постоянного сечения 7 подсасывается
воздух, который смешивается с топливом, выходящим из канала S.
Чтобы предупредить ослабление резьбовых соединений под
действием вибрации, на крышке смесительной камеры имеется
185
Рис, 94. Карбюратор «Амал Т. Т.» с центральной дозирующей иглой
186
стопорный болт 2, выдвигающий штифт 1 до упора в верхнее резь-
бовое кольцо 3 смесительной камеры; нижняя гайка 17 смеситель-
ной камеры и гайка бензинопроводного штуцера просверлены для
шплинтовки проволокой; крышка поплавковой камеры снабжена
стопорным болтом 15, стягивающим горизонтальный разрез на
резьбе этой крышки; винт малых оборотов стопорится двумя
пружинами — спиральной и плоской.
Гоночные карбюраторы изготовляются для вертикального,
горизонтального и наклонного крепления смесительной камеры.
Во всех случаях устройство смесительной камеры остается почти
неизменным. Крепление карбюратора к впускному патрубку осу-
ществляется при помощи стяжного хомутика или фланца. Послед-
ний вариант предпочтительнее, так как он позволяет лучше изо-
лировать карбюратор от нагрева двигателя: между фланцами
карбюратора и патрубка ставится термоизоляционная про-
кладка.
Воздушный патрубок карбюратора снабжают расширяющимся
насадком обтекаемой формы. Без такого насадка струя входящего
воздуха сужается и сопротивление на входе в карбюратор увели-
чивается. Правильно сконструированный впускной насадок дает
повышение мощности до 2 °о.
Внутреннюю поверхность смесительной камеры и воздушного
патрубка полируют с целью уменьшить трение воздуха о стенки,
ослабить вихреобразование и тем самым увеличить наполнение
цилиндра.
Сопротивление впуску смеси уменьшают постановкой карбю-
ратора с проходным сечением самого большого размера, но при
условии получения достаточной скорости воздуха для удовлетво-
рительного распыления топлива. Если по условиям гонки мото-
циклу приходится часто работать на переменных режимах, то
смесительная камера должна иметь немного уменьшенное проход-
ное сечение для хорошего распыления топлива при пониженной
частоте вращения. Поэтому дорожные и в особенности горные
гонки требуют установки карбюратора с меньшим проходным
сечением, чем трековые.
В отличие от других конструкций у многих гоночных карбю-
раторов наиболее узкая часть смесительной камеры находится
между дросселем и местом крепления карбюратора к впускному
патрубку. Больший диаметр на участке дросселя делается для
компенсации сопротивления центральной дозирующей иглы по-
току воздуха. Номинальный диаметр задроссельной части сме-
сительной камеры является основным размером, по которому под-
бирают карбюратор в соответствии с мощностью и быстроход-
ностью двигател я.
Воздушные патрубки карбюраторов делают сменными, так
как их длину приходится подбирать, чтобы использовать пуль-
сацию потока горючей смеси для лучшего наполнения цилиндров;
с этой же целью между карбюратором и головкой цилиндра иногда
187
Таблица 29. Мотоциклетные карбюраторы «Амал Т. Т.»
для форсированных двигателей
Основной размер	Обозначение типа	
		•
	15ТТ9	10ТТ9
Диаметр смесительной ка-	7/ ". 1б/ ". \'f '8 > "'16 > 1	1 Vje"; I
меры за дроссельным зо-		1 ^8
летником	1 V/; 1 *//	18Лв"; 1 ’V
Внутренний диаметр зажим- ной части при креплении		1 V/'; 1 %"
		
хомутом Фланцевое крепление	Двумя болтами 5/1вя с межцентровым рас-	
	стоянием 2"	
Расстояние от центра сме- сительной камеры до конца	2 1/4"	2
хомута крепления Расстояние от центра сме-	1 3/4" или	1 ели
сительной камеры до пло-	2 Ч" Л	2Ча’
скости фланца крепления Диаметр дроссельного зо-	1 9/ " 1 '32	I1//
лотника		
Примечание. Допускается установка карбюратора с наклоном до 15е
помещают промежуточный патрубок; последний целесообразно
снабжать оребрением для охлаждения.
В табл. 29 приведены основные размеры карбюраторов «Амал
Т. Т.»,
На рис. 95 показан гоночный карбюратор «Делл’Орто» с цен-
тральной дозирующей иглой и раздельной установкой поплавко-
вой камеры. К его особенностям относятся рычажный механизм
топливного клапана поплавковой камеры и переднее (по направ-
лению потока воздуха) расположение винта малых оборотов и
топливного канала холостого хода, позволяющее устанавливать
смесительную камеру с любым наклоном; при обычном располо-
жении винта малых оборотов увеличение угла наклона карбю-
ратора более чем на 15—20° требует понижения уровня топлива
в поплавковой камере во избежание вытекания топлива из выход-
ного отверстия системы холостого хода в смесительную камеру.
Понижение уровня отрицательно влияет на приемистость дви-
гателя.
Табл. 30 дает представление об ассортименте карбюраторов,
выпускавшихся фирмой «Делл’Орто» для двигателей гоночного
типа.
В зависимости от устройства системы холостого хода разли-
чают две основные серии карбюраторов «Делл’Орто»! у карбю-
188
раторов SS-A винт малых оборотов находится со стороны креп-
ления карбюратора, причем им регулируется поступление воз-
духа (жиклер холостого хода с постоянным сечением выполнен
сменным); у карбюратора серии SSI винт малых оборотов распо-
Рис. 95. Карбюратор «Делл’Орто» для установки с любым углом
наклона смесительной камеры
ложен со стороны воздухозаборного патрубка и регулирует поступ-
ление бензина, а воздух всасывается из атмосферы через нерегу-
лируемый канал. Карбюраторы серии SS-A допускают установку
Таблица 30. Технические параметры мотоциклетных
карбюраторов «Делл’Орто» для форсированных двигателей
• Тип < карбюратора 1. ' V	Диаметр, мм		Крепление	
	диффузора	Дрос- сельного золот- ника	зажимным хомутом	Расстояние
			Внутренний диаметр зажимной части, мм	Расстояние между отвер- стиями флан - ца, мм
SSI-C SS-A; SSI-A; SSF-A; SSFF-A SSI-B; SSF1-B SSI-B; SSFI-B SSI-B	18; 20; 22; 23 24; 25; 26; 27; 28; 29; 30 32 35 36; 38; 40; 42	31 35 38 42 48	25,4; 28,6 28,6; 31,7; 35 36 39 45	50,8 50,8 55
189
Таблица 31. Диаметры проходного сечения карбюраторов,
рекомендуемые фирмой «Делл’Орто»
Рабочий объем	Число	Диаметры проход- ных сечений кар- бюратора для дви- гателей следующих типов, мм			Рабочий объем	Число	Диаметры проход- ных сечейий кар- бюратора для дви- гателей следующих типов, мм		
цилиндра. см3	тактов	Спортив- ный	Супер - спорт	Гоноч- н ый	цилиндра, см3	тактов	Спортив- н ы й	Супер- спорт	Гоноч- ный
125 125 175 175 250	4 2 4 2 4	20 22 24 26 26	25 24 26 28 28	28 30 30 32 32	250 350 500 600 750	2 4 4 4 4	28 28 30 32 35	30 30 32 35 38	35 35 38 40 42
Примечание. Двигатель тина Супер-спорт по ния занимает промежуточное положение между гоночным гателями.							степени форсирова- и спортивным дви-		
с наклоном до 15°, а серии SSI рассчитаны на угол наклона до
90°. Для карбюраторов с диаметром проходного сечения до 30 мм
изготовляют поплавковые камеры с жестким креплением к сме-
сительной камере для углов наклона карбюратора 12, 26 и 45°.
Отдельные поплавковые камеры для раздельного крепления
фирма «Делл’Орто» изготовляет двух размеров (по производи-
тельности); SS2 для карбюраторов с проходным сечением 18—
30 мм и SS1 для карбюраторов с сечением 32—42 мм.
В поплавковых камерах с жестким креплением топливо под-
водится снизу, а в поплавковькх камерах, устанавливаемых от-
дельно — сверху (рис. 95). Смесительные и поплавковые камеры
карбюраторов «Делл’Орто» отлиты из легкого сплава; для защиты
от коррозии они анодированы и покрыты лаком. Крепление кар-
бюраторов осуществляется хомутом или фланцем. Рекомендуемые
диаметры диффузоров приведены в табл. 31.
У гоночных карбюраторов типа М3 фирмы BVF винт малых
оборотов тоже расположен спереди. Угол установки поплавковой
камеры относительно смесительной камеры можно регулировать
посредством резьбового соединения. Карбюраторы Мб этой фирмы
имеют центральную поплавковую камеру; диаметр диффузора
от 20 до 38 мм.
Стремление к полному освобождению проходного сечения сме-
сительной камеры для прохода воздуха привело к конструкциям
карбюраторов с боковым расположением дозирующей иглы.
Однако в первых образцах такого типа («Амал RN», рис. 96)
путь топлива к распылителю получается более длинным и изви-
листым, что неблагоприятно отражалось на приемистости дви-
гателя. Отличием этого типа карбюратора по сравнению с моделью
«Амал Т. Т.» является подача воздуха в эмульсионную трубку
190
www.vokb-la.spb.ru
191
Таблица 32. Мотоциклетные карбюраторы «Амал GP»
для форсированных двигателей
		Обозначение типа		
Основной размер	15GP и .	15GP2	10GP и 10GP2	5GP и 5GP2	3GP и 3GP2
Диаметр смесительной ка- меры за дроссельным зо- лотником Диаметр дроссельного зо- лотника Диаметр посадочной части хомута крепления Расстояние между центра- ми отверстий фланца Расстояние от оси дрос- сельного золотника до пло- скости фланца	7/ //. ',8 > Г'; 1 Ч/ IV/ 1 V/; 1 V/ 2" Is//	A	X® A	QO W Н* СО 00 W Н» %	% 5	с» to	to ®	1 %/; 1 llt"; 1 %2"; 1 1 Ч/; 13// 1 *4/ 1 ’4.'; 1 11/. " 1	'16 65 мм 1 %"	1 34"; 1 17 4/; IV/ 115 V 65 мм 2"
только через одно постоянно действующее отверстие (вместо трех)
и наличие двух выводных отверстий системы холостого хода для
более плавного перехода к работе с нагрузкой, а также переход
от малой частоты вращения к средней при прогреве двигателя на
холостом ходу. Диаметр смесительной камеры до задросселыюй
части увеличен так же, как у карбюратора с центральной дози-
рующей иглой. Это оказалось необходимым и в карбюраторе с бо-
ковой иглой, так как струя топлива, вытекающего из эмульсион-
ной трубки, тоже создает некоторое сопротивление.
Более совершенным является карбюратор «Амал GP» (табл. 32,
рис. 97) с односторонним расположением дозирующей иглы 1
и воздушного корректора 2, имеющий укороченный и выпрямлен-
ный канал подвода топлива к распылителю 5; этот карбюратор
легче поддается регулировке и лучше работает на переменных
режимах (по сравнению с типом RN), сохраняя в то же время сме-
сительную камеру с минимальным сопротивлением. На рис. 97
показана также поплавковая камера 4 с верхним подводом топ-
лива, получившая широкое распространение в последние годы;
под крышкой камеры предусмотрен отражатель 5, предупрежда-
ющий воздействие струи топлива на поплавок.
Для установки с большими углами наклона предназначены
карбюраторы «Амал GP2» (рис. 98).
Их основная особенность заключается в расположении винта
малых оборотов со стороны воздухозаборного патрубка. В си-
стему холостого хода топливо поступает по каналу 1 из нижней
полости, в которой находятся главный жиклер 6 и держатель
жиклера иглы 5; далее топливо проходит по каналу 3 через жик-
192
vwwv.vokb-la.spb.ru
7 Бекмап В. В
193
лер холостого хода 4 и попадает в канал 9. В канале 9 топливо
смешивается с воздухом, подсасываемым из атмосферы через
канал 8. Количество всасываемого воздуха регулируется винтом
малых оборотов 7. Эмульсия, образовавшаяся в канале 9, посту-
пает через выводное отверстие 2 системы холостого хода в смеси-
тельную камеру. Как видно, в этом типе карбюратора фирма
«Амал» применила регулирование состава горючей смеси для
"I IlVHHHUU
«Амал GP2»
Рис. 98. Карбюратор

позволяет более
хода.
ристику карбюратора, так как после
холостого хода по воз-
духу, сохранив возмож-
ность воздействия на
подачу топлива благо-
даря сменному жиклеру
холостого хода. Таким
образом, в этой модели
обогащение или обедне-
ние горючей смеси для
холостого хода достига-
ется соответственно за-
вертыванием или вы-
вертыванием винта ма-
лых оборотов. По мне-
нию фирмы, это устрой-
ство
точно регулировать си-
стему холостого
Кроме того, это устрой-
ство дало возможность
уменьшить диаметр вы-
водного отверстия си-
стемы холостого хода,
что уменьшает влияние
работы системы холо-
стого хода на характе-
достижения определенной
величины открытия дросселя работа этой системы практически
не сказывается на составе горючей смеси. Этим обусловлена
большая простота регулировки карбюратора.
Ввиду того, что при наклонной установке карбюратора типа
GP2 топливо по каналу 1 движется сначала вверх, а затем спу-
скается по каналу 5, выводное отверстие 2 системы холостого
хода может быть расположено ниже уровня топлива в поплав-
ковой камере и подтекания топлива в смесительную камеру не
происходит.
Для карбюраторов последних моделей фирма «Амал» разра-
ботала поплавковую камеру плоской формы, что в некоторых
случаях удобно в монтажном отношении. Поплавок действует на
топливный клапан через рычаг, увеличивающий запирающее
усилие, тогда как на прежних моделях карбюраторов этой фирмы
194
применялось непосредственное воздействие поплавка на клапан,
В результате дальнейшего развития рассмотренных конструк-
ции был разработан в СССР карбюратор К-99 (рис. 99); он снаб-
жен диафрагменным ускорительным насосом /, подающим через
специальный канал 2 дополнительное количество топлива при
резком открытии дросселя; диафрагма приводится в движение от
дросселя посредством коромысла 3, Топливо поступает в насос
через впускной клапан 4 и подается в форсунку через шариковый
нагнетательный клапан 5,
В конструкции так называемого трекового карбюратора
(рис. 100), в основном аналогичного карбюратору типа Т. Т.
дозирующей иглы нет; он приспособлен главным образом для
работы на спиртовых смесях. Топливо подается к главному жик-
леру двумя поплавковыми камерами.
195
Рис. 100. Трековый карбюратор
«Амал» с двумя поплавковыми
камерами
Специальные гоночные карбюраторы в части своей основной
функции — смесеобразования — по существу не обладают пре-
имуществами по сравнению с карбюраторами дорожных мотоцик-
лов и непосредственно форсирующего эффекта не создают. Необ-
ходимая пропускная способность карбюратора с центральной
дозирующей иглой всегда может быть достигнута увеличением
диаметра смесительной камеры с тем, чтобы средняя скорость
воздуха имела такое же значение, как, например в гоночном
карбюраторе с боковой дозирующей
иглой. Этим объясняется успешное
применение некоторыми фирмами
обычных серийных карбюраторов
(«Микуни», «Амал—Консентрик») на
специальных гоночных мотоциклах
без всякого ущерба для их динами-
ческих качеств. Карбюратор «Ми-
куни» (рис. 101) имеет пусковое
устройство, золотник которого управ-
ляется тросом и рычажком на руле.
Главная дозирующая система и си-
стема холостого хода в принципе та-
кие же, как на карбюраторах «Амал».
Поплавковая камера центральная.
Цва поплавка соединены с вильчатым
рычагом, действующим на топливный
клапан.
Если мотоцикл оборудован обте-
кателем, то нередко предусматри-
вается специальный трубопровод для
подвода холодного воздуха из зоны
повышенного давления на поверхно-
сти обтекателя к воздухозаборной горловине карбюратора. В ка-
честве бензинопроводов от бака к карбюратору используют гибкие
шланги, не подверженные поломкам от вибрации Диаметр про-
ходного сечения бензинопроводов и краников должен быть не ме-
нее 6 мм.
Для обеспечения устойчивой работы карбюраторов на вибри-
рующих гоночных двигателях были разработаны системы питания
без обычных поплавковых механизмов. Постоянный уровень в ка-
мерах, питающих карбюратор, поддерживается здесь за счет цирку-
ляции топлива, осуществляемой специальным насосом. Такая си-
стема, применявшаяся на гоночных мотоциклах AJS, показана на
рис. 102. Топливо поступает из основного бака / в промежуточ-
ный бак 5, где поддерживается постоянный уровень с помощью
поплавкового механизма 6\ отсюда топливо перекачивается на-
сосом 7 в небольшой напорный бак 2, представляющий собой
отделение в заднем конце основного бака: избыток топлива пере-
текает из напорного бака в основной. Напорный бак питает само-
196
vwwv.vokb-la.spb.ru
Рис. 102. Система питания гоноч-
ного двигателя AJS класса 350 см3
теком две камеры постоянного уровня 3, расположенные по бо-
кам смесительной камеры карбюратора. Из камер постоянного
уровня топливо поступает к жиклерам, а избыiок топлива стекает
по дренажным трубкам 4 в промежуточный бак; дренажные трубки
входят в камеры постоянного уровня 3 до определенной высоты,
чем и определяется высота уровня и напор топлива, подводимого
к жиклерам. При этом насос должен обладать избытком произво-
дительности по сравнению с расходом топлива, а сечение дренаж
ных трубок должно быть достаточно большим, чтобы не допустить
повышения уровня в камерах, питающих жиклеры. Несмотря
на некоторую сложность, выше-
описанная система питания рабо-
тала на гоночных мотоциклах
AJS вполне удовлетворительно.
Введение топливного насоса оправ-
дывалось еще тем обстоятельством,
что на этом мотоцикле топливный
бак большой вместимости с целью
понижения центра тяжести мото-
цикла был расположен настолько
низко, что питание карбюратора
не могло быть осуществлено са-
мотеком.
Аналогичная система питания
применялась на известных гоноч-
ных мотоциклах «Нортон». Однако
широкого распространения такие
системы не получили, видимо,
из-за их сложности. На некоторых гоночных мотоциклах были
применены системы питания впрыском топлива, акие системы
дают увеличение мощности двигателя (около 10 %), снижение рас-
хода топлива и улучшение приемистости. Эти преимущества явля-
ются следствием лучшей формы и уменьшенного сопротивления
впускного тракта (отсутствие карбюратора), т. е. в конечном счете
лучшего наполнения цилиндров, а также лучшего распыления
и более эффективного сгорания топлива и отсутствия потерь его при
продувке камеры сгорания воздухом в период перекрытия клапанов.
Большое значение имеет нечувствительность систем питания
впрыском топлива к воздействию на них инерционных нагрузок,
возникающих в процессе движения гоночных мотоциклов. При
разгоне гоночных мотоциклов достигаются ускорения 5—10 м/с2,
а при торможениях — замедления такой же численной величины.
Больших значений достигают центростремительные ускорения
на поворотах и при неконтролируемых заносах мотоциклов с ко-
лясками. При карбюраторном питании в таких условиях возни-
кают нарушения нормального смесеобразования, ведущие к пе-
ребоям, «провалам», а иногда и к полной остановке двигателя.
Этих недостатков можно избежать, применяя впрыск топлива.
198
www.vokb-la.spb.ru
двигателя
впрыском
(двигатель
Рис. 103. Схема гоночного
«Гуцци» класса 250 см3 с
топлива во впускной канал
работал с наддувом)
Существуют различные системы впрыска топлива. В 1939 г.
фирма «Гуцци» довольно успешно применяла впрыск топлива
отдельными дозами для каждого цикла во впускной патрубок
через форсунки с электромаг-
нитным управлением (рис. 103).
Позднее (в 1952 г.) на гоночных
мотоциклах с четырехцилинд-
ровыми двигателями этой же
фирмы была использована си-
стема с непрерывным впрыском
топлива во впускные патрубки.
Большую известность имели
гоночные мотоциклы BMW с
дву хцилиндровыми двигателя-
ми, на которых впрыск произ-
водился отдельными дозами при
помощи двухсекционного плун-
жерного насоса; были испы-
таны варианты с впрыском во
впускные патрубки и (в послед-
них образцах) непосредственно в камеры сгорания (рис. 104).
Работа системы питания непосредственным впрыском протекает
так: топливо подводится из бака самотеком к
фильтру с бумаж-
Рис. 104. Двухцилиндровый гоночный двигатель BMW
класса 500 см3 с непосредственным впрыском топлива в ка-
меры сгорания (в круге показано расположение форсунки)
пым фильтрующим элементом и далее к впрыскивающему насосу,
близкому по конструкции к топливным насосам автомобильных
дизелей. В насосе предусмотрена смазка плунжеров моторным
199
маслом из отдельного бака вместимостью 0,5 л. Гонщик регу-
лирует работу двигателя дроссельными заслонками в воздушных
патрубках, связанными с вращающейся рукояткой на руле.
Подача необходимого количества топлива регулируется авто-
матически в зависимости от разрежения во впускном тракте.
Для этого имеется коробка с диафрагмой, к одной стороне которой
по трубке подводится разрежение из впускных патрубков. Дви-
жения диафрагмы, вызванные изменениями нагрузки двигателя,
передаются с помощью рейки зубчатым секторам, поворачивающим
Рис. 105. Впрыск бензина на двигателе URS класса 500 см8
плунжеры, что, в свою очередь, вызывает изменение активного
хода плунжеров и, следовательно, количества впрыскиваемого
в цилиндры топлива. Для изменения момента отсечки на каждом
плунжере имеется винтовая кромка, взаимодействующая с соот-
ветствующим отверстием на втулке плунжера. Минимальное дав-
ление впрыска 40 000 кПа. Впрыск топлива производится перед
концом впуска воздуха, чем обеспечивается достаточная продол-
жительность смесеобразования в цилиндре.
Системой механического впрыска бензина был оборудован
четырехцилиндровый двигатель URS класса 500 см3^ (рис. 105).
Он имеет по два впускных канала, сходящихся к клапану под
углом 60 . Верхние каналы подводят только воздух, а в боковые
каналы вмонтированы форсунки для впрыска бензина в поток
всасываемого воздуха.
Следует признать перспективными системы впрыска с электро-
магнитными форсунками и электронным дозированием цикловой
подачи. Благодаря отсутствию возвратно-движущихся деталей,
кроме очень легкого клапана форсунки, они приспособлены к ра-
боте на высокой частоте вращения. Такие системы обладают ши-
роким диапазоном регулирования.
Пока системы впрыска применяются редко из-за сложности,
дороговизны и трудности дозирования малых количеств топлива.
К тому же выигрыш в мощности по сравнению с мощностями,
реализуемыми при питании каждого цилиндра самостоятельным
карбюратором, невелик.
Регулировка карбюраторов. На состав горючей смеси влияют
следующие конструктивные и регулировочные элементы карбю-
ратора: проходное сечение смесительной камеры, пропускная
способность главного жиклера, конусность дозирующей иглы
и высота ее закрепления в дросселе, проходное сечение распыли-
теля, высота среза дросселя со стороны подвода основного потока
воздуха, положение винта малых оборотов холостого хода и по-
ложение золотника воздушного корректора.
Дроссельные золотники изготовляются с различной высотой
среза передней части. Чем меньше высота среза, тем больше тор-
мозится струя воздуха, проходящего над эмульсионной трубкой,
и, следовательно, разрежение над распылителем увеличивается,
а горючая смесь получается богаче.
Карбюратор обеспечивает правильный состав горючей смеси на
всех режимах работы двигателя. Каждый из перечисленных выше
конструктивных элементов действует на состав горючей смеси
в определенном диапазоне открытия дроссельного золотника.
1.	При минимальных открытиях дросселя на величину при-
мерно до 1/8 полного подъема, что соответствует работе двигателя
на холостом ходу, состав смеси всецело определяется положением
винта малых оборотов.
2.	При открытии дросселя на величину в пределах приблизи-
тельно от 1 8 до 14 полного подъема качество горючей смеси
зависит от высоты среза на передней части дросселя.
3.	При открытии дросселя в пределах от 1/4 до 3 4
(у «Амал GP» от 1 3 до 7/8) полного подъема качество горючей
смеси -регулируется кольцевой щелью между распылителем и
конусной иглой, т. е. оно зависит от внутреннего диаметра распы-
лителя и высоты закрепления конусной иглы. Для регулировки
проходного сечения распылителя конусная игла 5 (см. рис. 94)
имеет на верхнем конце семь кольцевых канавок, которые служат
для закрепления иглы в дросселе при помощи пружинной за-
щелки 14. Таким образом, игла может быть соединена с дросселем
в семи различных положениях (по высоте), что обеспечивает до-
статочно широкие возможности регулировки.
4.	При открытии дросселя в пределах от 3/4 до полного подъ-
ема состав горючей смеси зависит только от пропускной способ-
ности главного жиклера.
Кроме того, качество смеси можно регулировать воздушным
корректором в зависимости от атмосферных условий или при
пуске двигателя, когда требуется богатая смесь. В последнем
201
случае пользуются также кнопкой утолителя поплавка. Открытие
воздушного корректора вызывает обеднение смеси, закрытие
обогащает ее. Действие воздушного корректора приблизительно
равносильно изменению главного жиклера на три номера; так,
например, главный жиклер 170 при закрытом корректоре дает
такую же горючую смесь, как жиклер 200, но при открытом
корректоре.
Большое разнообразие типов гоночных двигателей, а также
различия в качестве применяемого топлива не дают возможности
рекомендовать какие либо стандартные регулировки. Поэтому
для получения оптимальных результатов каждый двигатель тре-
бует индивидуальной регулировки.
Регулировка трековых карбюраторов, выпускаемых до настоя-
щего времени только фирмой «Амал», отличается тем, что при
открытии дросселя в пределах oi 1 8 до 3/4 необходимый состав
смеси получают за счет подбора выреза дросселя; холостой ход
регулируется винтом, изменяющим количество воздуха, впускае-
мого в систему холостого хода, как у карбюраторов дорожных
мотоциклов.
Глава VII
ПОВЫШЕНИЕ МОЩНОСТИ ДВИГАТЕЛЯ
НАДДУВОМ
25. НАДДУВ ЧЕТЫРЕХТАКТНЫХ ДВИГА ТЕДЕН
Значительного увеличения мощности можно добиться путем
наддува, т. е. принудительного питания двигателя нагнетателем.
Нагнетатель приводится в действие от двигателя; он всасывает
горючую смесь из карбюратора и подает под давлением по нагне-
тательному трубопроводу к впускным клапанам цилиндров. Ко-
личество смеси, подаваемой нагнетателем, достаточно не только
для полного, но и для избыточного наполнения цилиндра, т. е.
коэффициент наполнения может быть больше единицы При над-
дуве избыточное давление в конце хода впуска у некоторых дви-
гателей превышает 100 кПа.
Влияние установки нагнетателя на работу двигателя сводится
к следующему.
1. Увеличивается частота вращения, соответствующая макси-
мальной мощности, иначе говоря, точка перегиба характеристики
отодвигается в область более высокой частоты вращения.
2. Среднее эффективное давление увеличивается по всему
диапазону изменения частоты вращения вследствие увеличения
количества тепла, выделяющегося при каждой вспышке, и возра-
стания максимального давления вспышки.
Тайим образом, переход на питание с наддувом дает возмож-
ность увеличить мощность путем увеличения частоты вращения
и форсированием рабочего процесса двигателя. Уже в начале
применения нагнетателей удалось добиться увеличения мощности
на 25—50 % по сравнению с лучшими показателями двигателей
без наддува.
Первый мотоцикл с двигателем, имеющим наддув, был по-
строен в 1925 г. («Виктория» класса 500 см3). В гонке на 1 км с хода
этот мотоцикл показал хорошую по тем временам максимальную
скорость 148,76 км/ч.
Для увеличения мощности нужно стремиться к возможно боль-
шему давлению наддува, чтобы вводить в цилиндр большее ко-
личество горючей смеси. Именно таким путем шло постепенное
увеличение литровой мощности двигателей с наддувом. Однако
для устранения детонации при этом приходится прибегать к умень-
шению степени сжатия, что сопряжено с ухудшением теплоис-
пользования и возрастанием расхода горючего. Плохое тепло-
использование увеличивает часть тепла, подлежащего удалению
203
из цилиндра с охлаждающей средой и отработавшими газами, вслед-
ствие чего тепловое состояние двигателя становится более напря-
женным. Так, например, если двигатель работал без наддува
при степени сжатия в = 11, то после перехода на давление по-
дачи 100 кПа степень сжатия должна быть снижена до 7,8, а при
давлении 200 кПа — до 6,3.
Необходимое понижение степени сжатия может быть опре-
делено по эмпирической формуле
61/82 = Ург/Р1,
где — первоначальная степень сжатия при работе без над-
дува; 82 — степень сжатия после перехода на наддув; р1 — атмо*
сферное давление; — давление подачи нагнетателя.
Установка нагнетателя приводит к уменьшению механиче-
ского КПД, так как часть выигрыша мощности, полученного от
наддува, затрачивается на привод нагнетателя. Эта потеря с уве-
личением давления наддува быстро возрастает и достигает боль-
шего значения.
Уменьшение теплоиспользования и механического КПД при-
водит к тому, что мощность увеличивается медленнее, чем давле-
ние наддува; в частности, при переходе от атмосферного питания
к давлению наддува 100 кПа мощность увеличивается не вдвое,
а приблизительно на 70—90 %.
В последние годы широкого применения наддува (до 1946 г.)
среднее значение давления наддува для дорожно-гоночных двига-
телей составляло около 50 кПа, для рекордных — 100 кПа
Большие давления наддува приводят к очень высоким давле-
ниям вспышки и увеличивают среднюю температуру поршней и
выпускных клапанов несмотря на интенсивное охлаждение дви-
гателя. Более высокие давления наддува лучше выдерживают
двигатели с небольшим объемом отдельного цилиндра 125—
. 175 см3 из-за их меньшей склонности к перегреву. В спринте
давление наддува теперь доводят до 200 кПа.
При современном состоянии развития техники повышение
давления наддува ограничено прочностью основных деталей и их
способностью выдерживать высокую температуру Высокие ма-
ксимальные давления вспышки при наддуве требуют применения
более прочных деталей кривошипно-шатунного механизма.
Не менее важное значение имеет увеличение теплового потока,
проходящего через двигатель. Под тепловым потоком подразу-
мевается часть тепла, не превращенная двигателем в механиче-
скую работу. Быстрый рост теплового потока обусловлен как
увеличением теплосодержания заряда, так и ухудшением тепло-
использования (уменьшением в). Усилением теплового потока
объясняется необходимость особого устройства таких деталей,
как поршни, выпускные клапаны и свечи. Поршни должны иметь
достаточно толстое дно и массивный пояс за поршневыми коль-
цами по соображениям отвода интенсивного потока тепла. Особой
204
тщательности требует подбор свечей: выбрасывание нагнетателем
некоторого количества масла иногда служило поводом для оши-
бочной установки свечей слишком горячего типа.
При больших давлениях наддува рекомендуется предусма-
тривать промежуточное охлаждение горючей смеси между нагне
тателем и двигателем для подавления детонации, а также умень-
шения противодавления и потери мощности на привод нагнета-
теля.
Дальнейшее форсирование гоночных двигателей увеличением
давления наддува несомненно привело бы к более широкому
распространению жидкостного охлаждения.
Рис. 106. Основные типы нагнетателей для наддува
Нагнетатели, применяемые на мотоциклетных двигателях,
делятся' Тю конструкции на три основных вида: 1) поршневые,
2) ротативные типа «Руте» с двумя вращающимися роторами
и 3) ротативные с одним эксцентрично-расположенным ротором
(типы «Поуэрплюс» и «Цоллер»).
Нагцетатели первого типа ставились только на двухтактных
гоночных двигателях. Для высокой частоты вращения поршневые
нагнетатели не приспособлены, так как подвержен^ большим
инерционным нагрузкам, но зато они обеспечивают очень боль-
шую подачу горючей смеси на малых и средних оборотах. Это
качество обеспечивает двигателям с поршневыми нагнетателями
отличную приемистость.	*
Нагнетатели типа «Руте» тоже имели довольно ограниченное
распространение на гоночных мотоциклах. Устройство нагнета-
теля представлено на рис. 106, а. В корпусе овальной формы вра-
щаются два ротора специального профиля; корпус и роторы изго-
товляют обычно из алюминиевых сплавов. Роторы насажены на
оси, связанные между собой шестернями, не показанными на
схеме, и отделены один от другого и от корпуса постоянным
небольшим зазором 0,1—0,15 мм. При вращении роторов смесь
из всасывающего патрубка попадает в промежутки между рото-
рами и корпусом, а затем выжимается в нагнетательный трубопро-
вод, следуя по пути, отмеченному на схеме стрелками. Смесь
подается не непрерывной струей, а отдельными толчками —
205
на каждый оборот роторов в нагнетательный трубопровод по-
ступают четыре порции смеси, по две от каждого ротора.
Включение нагнетателя между карбюратором и двигателем
способствует энергичному перемешиванию топлива с воздухом
и лучшему испарению бензина. Недостатком установки является
разжижение смазки нагнетателя топливом и, как следствие, до-
вольно быстрый износ трущихся деталей
В нагнетательном трубопроводе обычно предусматривается
предохранительный клапан, который открывается наружу и вы-
пускает газы при внезапном и резком повышении давления, пре-
дотвращая таким путем разрушительные последствия взрыва в на-
гнетателе, вызванного обратной вспышкой.
Коэффициент наполнения нагнетателя зависит от частоты вра-
щения его роторов и противодавления в нагнетательном трубо-
проводе. До 3000—3500 мин 1 коэффициент наполнения быстро
увеличивается, так как сокращается время утечки смеси через
зазоры у роторов, а при дальнейшем возрастании частоты вра-
щения роторов до 7000 и даже 10 000 мин-1 сохраняет почти по-
стоянное значение. Давление подачи находится в прямой зависи-
мости от наполнения нагнетателя. Поэтому давление подачи
изменяется так же, как и коэффициент наполнения.
Идеальным случаем для работы двигателя является постоян-
ство давления в нагнетательном трубопроводе независимо от ча-
стоты вращения коленчатого вала. Для достижения этого между
нагнетателем и коленчатым валом двигателя обычно вводится
ускорительная передача с отношением от 1 : 1,2 до 1-3. Тогда
частота вращения нагнетателя составляет 7000—10 000 мин \
не выходя за пределы интервала, в котором коэффициент напол-
нения нагнетателя и давление подачи мало изменяются даже при
относительно невысокой частоте вращения коленчатого вала. Со-
хранение достаточного давления в нагнетательном трубопроводе
на малых и средних оборотах должно обеспечивать мотоциклам,
снабженным нагнетателями типа «Руте», хороший разгон. В связи
с этим целесообразно применять нагнетатели малых размеров,
но с ускорительной передачей, а не более тихоходные нагнетатели
больших габаритных размеров.
Быстроходные нагнетатели типа «Руте», несмотря на большую
производительность, отличаются малыми габаритными разме-
рами и массой.
Наибольшее распространение на мотоциклетных двигателях
имели ротативные нагнетатели с вращающимися лопатками
(рис. 106, б). В цилиндрическом корпусе вращается эксцентрично
расположенный барабан, который увлекает при вращении ло-
патки, насаженные при помощи шарикоподшипников на вал, кон-
центричный с наружным корпусом (тип «Поуэрплюс»). Лопатки
пропущены через фибровые валики, вставленные в продольные
прорези на периферии барабана. Между внутренней поверхностью
корпуса и наружной поверхностью барабана получается полость,
206
разделенная лопатками на отсеки переменного объема. При
вращении барабана смесь попадает из карбюратора в полости между
лопатками с одной стороны корпуса, как показано стрелкой,
затем переносится на другую сторону, подвергаясь в то же
время сжатию, и выталкивается в нагнетательный трубопровод
В нагнетателях типа «Цоллер» противолежащие лопатки
соединены в одно целое (рис 106, в), вращение барабана сопро-
вождается скольжением лопаток в радиальных прорезях; лопатки
Рис. 107. Одноцилиндровый четырехтактный двигатель «Гуц-
ци» класса 250 см8 с наддувом (нагнетатель лопаточного типа
расположен над коробкой передач; виден цилиндрический
ресивер)
снабжены башмаками, скользящими по поверхности эксцентри-
ков, жестко связанных с неподвижными крышками корпуса.
По отношению к барабану лопатки движутся в прорезях только
поступательно и необходимость в шарнирах отпадает.
Изменение давления подачи и наполнения при перемене ча-
стоты вращения в лопаточных нагнетателях протекает примерно
так же, как у нагнетателей типа «Руте». Однако они не могут ра-
ботать на больших частотах вращения, выгодных для правильного
питания двигателя, так как при этом в лопатках возникают опас-
ные напряжения; кроме того, значительно увеличиваются механи-
ческие потери от трения лопаток в прорезях. По этим причинам
нередко уменьшали частоту вращения нагнетателя посредством
соответствующей понижающей передачи. Меньшей частотой вра-
щения лопаточного нагнетателя обусловлены его большие раз-
меры и увеличенная масса.
207
В отличие от других конструкций лопаточные нагнетатели
обеспечивают постоянный почти непрерывный поток горючей
смеси. При больших давлениях подачи нагнетатели этого типа более
экономичны в смысле затраты мощности на сжатие горючей смеси.
Не все двигатели могут быть одинаково легко приспособлены
к работе с принудительным питанием. Большие трудности встре-
тились при установке нагнетателей на одноцилиндровые четырех-
тактные двигатели вследствие прерывистого отбора горючей
смеси и возникновения резких колебаний давления в нагнета-
тельном трубопроводе.
Рис. 10b ЧетыреАЦилиндровый двигатель «Джил ер а» клас-
са 500 см8 с нагнетателем типа «Руте» (см. табл. 18)
Все же существуют примеры удачных четырехтактных одно-
цилиндровых двигателей с наддувом («Гуцци», «Бенелли», BSA).
Для ослабления пульсации горючей смеси в нагнетательном трубо-
проводе между двигателем и нагнетателем устанавливают реси-
веры большого объема (рис. 107).
Двухцилиндровые V-образные двигатели часто снабжались
нагнетателями, но неравномерность чередования вспышек и не-
благоприятные условия охлаждения не дали возможности увели-
чения мощности более чем на 40—50 °о. Гоночные двигатели та-
кого типа (1000 см3) давали с наддувом 70—90 кВт.
Удовлетворительные результаты были получены от двухци-
линдровых двигателей с противолежащими цилиндрами, для кото-
рых прирост мощности после установки нагнетателя достигал
100 %; форсированию двигателей способствовали хорошие усло-
вия охлаждения цилиндров.
Удовлетворительные показатели дали также и четырехцилин-
дровые двигатели водяного охлаждения (рис. 108). Равномерный
208
отбор горючей смеси такими двигателями благоприятен для работы
с нагнетателем. Основные данные двигателей с наддувом были
приведены в табл. 18.
Некоторое отставание показателей двигателей рассматривае-
мого типа объясняется ограничениями в использовании наддува
согласно правилам ФИМ, утвержденным в 1946 г.; наибольшая
мощность довоенного двухцилиндрового двигателя BMW класса
500 см5 с наддувом составляет 80 кВт, тогда как в конце 60-х
годов четырехцилиндровый двигатель «Хонда» класса 500 см3
без наддува развивал до 84 кВт. Тем не менее наддув сохраняет
большие потенциал ные возможности; при соответствующем изме-
нении регламента, например определении рабочего объема с по-
мощью уравнительного коэффициента, наддув может снова по-
лучить более широкое распространение, как это имело место
в смежной области — автомобильном спорте.
Сжатие горючей смеси всегда сопряжено с повышением ее
температуры, что имеет следствием увеличение противодавления
в нагнетательном трубопроводе и уменьшение коэффициента на-
полнения нагнетателя, а также увеличивает затраты мощности
на привод нагнетателя. Кроме того, при повышении температуры
смеси, входящей в цилиндр, возникает опасность появления де-
тонации. Для уменьшения нагрева горючей смеси при сжатии
корпуса нагнетателей всех типов, ресиверы и нагнетательные
трубопроводы отливают с развитой ребристой поверхностью,
рассеивающей тепло в воздухе.
Существуют два основных способа размещения нагнетателя на
мотоцикле: 1) перед картером двигателя; этот вариант выгоден
с точки зрения охлаждения нагнетателя встречным потоком воз-
духа; 2) за двигателем над коробкой передач (см. рис. 107).
Оси роторов, обычно расположенные параллельно коленча-
тому валу, получают от него вращение через цепную или ремен-
ную передачу, а на двигателях оппозитного типа—через
муфту. В приводе нагнетателя нередко предусматривается амор-
тизатор.
Смазка нагнетателя обеспечивается специальной помпой ма-
лой производительности, установленной на крышке корпуса,
акое устройство применяется при наличии большого количества
трущихся частей (лопаточные нагнетатели). Чрезмерной смазки
следует опасаться во избежание замасливания свечей. Удовлетво-
рительная смазка нагнетателей типа «Руте» может быть получена
примешиванием к топливу 1—2 % моторного масла. ЛАасло осе-
дает на внутренней поверхности нагнетателя, когда горючая
смесь ударяется о роторы и стенки корпуса, и стекает к подшип-
никам. Часть масла попадает в двигатель и служит так называемой
верхней смазкой для впускных клапанов и верхней части цилин-
дров. Этот способ смазки употребляется и для лопаточных нагне-
тателей, но чаще в виде дополнения к основной системе. Если
нагнетатель присоединен к фланцу картера, то для смазки может
8 Бекман В. В.	209
быть использовано специальное ответвление масляной системы
двигателя.
На мотоцикле «Хонда» для рекордных заездов применяется так
называемый турбонаддув (рис. 109), позволяющий использовать
часть тепловой энергии отработавших газов и осуществить наддув
без отбора мощности от коленчатого вала двигателя. Отработав-
шие газы вращают колесо турбины, смонтированное на общем
Рис. 109. Схема двигателя с турбонаддувом:
у — центробежный компрессор; 2 — газовая турбина
валу с колесом центробежного компрессора, который нагнетает
горючую смесь в цилиндр. Поскольку между коленчатым валом
и валом турбокомпрессора механической связи нет, двигатель
может реагировать на открытие дросселя с запаздыванием, а при-
крытие дросселя не сразу сопровождается соответствующим умень-
шением подачи турбокомпрессора. Для устранения этого недо-
статка турбонаддува требуются специальные системы регулиро-
вания.
Двигатели с наддувом отличаются сложностью, высокой стои-
мостью и большими удельными расходами топлива. Эксплуата-
ция двигателей этого типа дала меньше полезных данных для се-
рийного производства по сравнению с двигателями без наддува.
Однако в последние годы наддув снова получает распространение
в связи с развитием спринтерских гонок.
210

www.vokb-la.spb.ru
26.	НАДДУВ ДВУХТАКТНЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ
В простейшей конструктивной форме двухтактного двигателя
с тремя каналами функции распределительного органа выпол-
няет поршень, открывающий и закрывающий впускные, пере-
пускные и выпускные окна цилиндра. Такое устройство по суще-
ству нерационально для работы двигателя с наддувом, так как
выпускные окна закрываются позднее перепускных; диаграмма
распределения получается симметричной (рис. 110). Если приме-
нить наддув, то в лучшем случае (с большой потерей свежей смеси
В.м.т.
Рис. ПО. Фазы газораспределения двухтактного двигателя (сле-
ва — симметричные, справа — несимметричные)
в выпускные окна) можно было бы приблизить коэффициент на-
полнения к единице. Между тем потеря смеси в выпуск означает
большой расход горючего, непроизводительную затрату мощности
на привод нагнетателя и уменьшение литровой мощности.
Наддув в сочетании с симметричными фазами газораспределе-
ния сначала применяла на своих гоночных мотоциклах фирма
DKW.
Схема на рис. 111, а соответствует первым двигателям DKW,
выпускавшимся в период с 1926 до 1931 г. Они работали по прин-
ципу обычной трехканальной системы с дефлекторной продувкой,
но имели поршневой нагнетатель, непосредственно соединенный
с полостью картера. Поршень нагнетателя приводится в движение
специальным шатуном и эксцентриком, закрепленным на колен-
чатом валу. При движении поршня двигателя вверх поршень на-
гнетателя идет вниз, всасывая в картер дополнительное количество
горючей смеси. Во время следующего хода поршни сходятся,
сжимая смесь, и заставляют ее переходить в цилиндр двигателя
8*	21L

в момент открытия перепускных окон. Эксцентрик устанавливается
с таким расчетом, чтобы поршень нагнетателя немного отставал
от поршня двигателя и подходил к своему верхнему положению
в момент закрытия перепускных окон.
Впускные окна, соединенные с карбюратором, управляются
нижней кромкой поршня и на схеме не показаны.
К 1932 г. удалось довести мощность такого двигателя (250 см3)
до 13 кВт. Однако к этому времени лучшие образцы четырех-
Рис. 111. Схемы двухтактных гоночных двигателей DKW
с нагнетателями
тактных двигателей класса 250 см3 развивали до 16 кВт и мото-
циклы DKW терпели одно поражение за другим от английских
мотоциклов с четырехтактными двигателями.
Своего рода сенсацией явился первый приз, полученный гон-
щиком Э. Торричелли на австрийском мотоцикле «Пух» с двух-
тактным двухпоршневым двигателем класса 250 см3 за гонку на
Большой приз Германии в 1931 г., в период, когда английские
мотоциклы с четырехтактными двигателями выигрывали подряд
почти все крупные соревнования.
Может быть это событие в известной степени повлияло на ре-
шение фирмы DKW перейти в 1932 г. на двухпоршневой тип кон-
струкции двухтактных гоночных двигателей.
На практике осуществление эффективного двухтактного про-
цесса было связано с серьезными трудностями. Главная задача
состояла в получении высокого коэффициента наполнения и
в уменьшении до минимума коэффициента остаточных газов. Для
улучшения этих показателей в основу всех следующих кон-
212
струкций DKW, приведенных схематически в хронологическом
порядке на рис. 111, положена схема двигателя с так называемым
П-образным цилиндром. Одному из первых двигателей такого
типа в сочетании с поршневым нагнетателем соответствует
схема 111, б. Здесь два параллельных цилиндра имеют общую
камеру сгорания. Правый поршень управляет выпускными окнами,
а левый — перепускными.
Выпускной поршень соединен при помощи шатуна с коленча-
тым валом обычным способом; шатун перепускного поршня при-
соединяется к боковой проушине на нижней головке выпускного
шатуна.
Преимущество такой схемы заключается в сдвиге фаз распре-
деления выпускных и перепускных окон. В момент прохода
поршнями н. м. т. перепускной поршень несколько отстает от
выпускного и перепускные окна закрываются позднее выпускных,
благодаря чему можно с успехом применить подачу горючей
смеси под давлением от нагнетателя с минимальными потерями
на выпуск. Диаграмма распределения приобретает несимметрич-
ный вид (см. рис. 110).
Конструкции с П-образными цилиндрами могут был? условно
причислены к разряду двигателей с прямоточной продувкой, дав-
шей хорошие результаты по качеству наполнения и очистки ци-
линдра. При прямоточной продувке нет потоков горючей смеси
и продуктов сгорания, движущихся навстречу один другому.
Отличные свойства прямоточной продувки хорошо известны по
опыту эксплуатации двухпоршневых дизелей. По сути дела П-
образный цилиндр представляет собой согнутый цилиндр двига-
теля с поршнями, двужущимися в противоположных направлениях.
Так же, как и в предыдущей схеме, поршень нагнетателя при-
водится в действие от коленчатого вала шатуном и эксцентриком,
но цилиндр расположен горизонтально. Горючая смесь проходит
от цилиндра нагнетателя непосредственно в цилиндр двигателя,
минуя картер. Нагнетатель всасывает горючую смесь через не-
сколько мембранных клапанов, помещенных на крышке его ци-
линдра. Мембранный клапан представляет собой тонкую метал-
лическую пластинку, прикрепленную одним концом к крышке.
Каждая мембрана прикрывает соответствующую щель на крышке.
Когда над поршнем возникает разрежение, мембрана отгибается
атмосферным давлением и пропускает горючую смесь внутрь
цилиндра нагнетателя. Таким образом, мембраны играют роль
автоматических клапанов. Ничтожная инерция мембран позволяет
двигателю развивать свыше 5000 мин"1.
Двигатели класса 250 см3 с П-образным цилиндром и мембран-
ными клапанами развивали до 16 кВг (65 кВт/л) и выиграли
в ряде гонок у лучших четырехтактных машин, но мембраны были
подвержены поломкам и причиняли много неприятностей. Наибо-
лее надежными оказались мембраны, выполненные из шведской
пружинной стали, а на позднейших типах двигателей—из бериллия.
213
На схеме рис. 111, в показана дальнейшая модификация мем-
бранного двигателя с П-образным цилиндром. Нагнетатель имеет
вертикальный цилиндр с укороченным перепускным каналом и
самостоятельный коленчатый вал, соединенный с валом двигателя
цепной передачей.
Рабочий объем поршневых нагнетателей постепенно увеличи-
вали от 130 см3 (диаметр цилиндра 90 мм, ход поршня 20 мм)
до 440 см3 (D = 100 мм, S = 56 мм).
Следующим этапом развития явился двигатель с вертикальным
поршневым нагнетателем и вращающимся впускным клапаном
(золотником), выполненный по схеме 111, г. Вращающийся кла-
пан позволил отказаться от нежных мембран, увеличил наполнение
нагнетателя и сделал двигатель весьма падежным в работе. Пере-
дача от коленчатого вала к валу нагнетателя* осуществлялась
цилиндрическими шестернями. По мощности 20 кВт двигатель
(250 см3) превосходил четырехтактные двигатели 1938 г. и отли-
чался хорошей приемистостью.
Таким образом, к концу 30-х годов гоночные мотоциклы с двух-
тактными двигателями, имеющими нагнетатель, были практи-
чески равноценны по быстроходности гоночным мотоциклам
с четырехтактными двигателями без нагнетателей. Однако мото-
циклы с двухтактными двигателями расходовали значительно
больше топлива и при определенной длине дистанции гонки
должны были делать остановку для пополнения запаса топлива,
тогда как мотоциклы с четырехтактными двигателями нередко
могли пройти всю дистанцию безостановочно и за счет этого
показать лучший результат.
Главными соперниками в этот период борьбы между
сторонниками применения двухтактного и четырехтактного
двигателей были мотоциклы DKW (Германия) и «Гуцци»
(Италия).
Когда в 1939 г. появились гоночные мотоциклы «Гуцци» и
«Бепелли» с четырехтактными двигателями с нагнетателями, пре-
имущество в быстроходности оказалось снова у сторонников при-
менения четырехтактных двигателей. В это время фирма DKW
разработала свой последний вариант гоночного двухтактного
двигателя, показанный на схеме 111, д. Он имеет два П-образных
цилиндра и двухколенчатый вал; нагнетатель ротативного типа
нагнетает горючую смесь в картер, откуда она поступает в ци-
линдры через перепускные каналы. Нагнетатель получает вра-
щение от коленчатого вала с помощью цепной передачи. Перед
второй мировой войной двигатель находился в экспериментальной
стадии и развивал мощность более 29 кВт.
Для выпуска небольшими сериями фирма DKW в те же годы
разработала менее форсированный тип двигателя (15 кВт) с П-
образным цилиндром и картерным поршневым нагнетателем, как
у первых образцов с дефлекторной продувкой, но с горизонталь-
ным расположением цилиндра нагнетателя (схема 111, е). Впуск-
214
ные окна этого двигателя управляются нижней кромкой выпуск-
ного поршня.
Все двухтактные двигатели DI\W строились с водяным термо-
сифонным охлаждением и зажиганием от магнето маховичного
типа. В конструкциях с картерными нагнетателями пользовались
смазкой из смеси моторного масла с горючим в отношении 1 : 20.
В остальных случаях (схемы Ill, б, в и а), когда горючая смесь не
проходит через картер, предусматривалась отдельная смазка
Рис. 112. Гоночный двухтактный двигатель ГК-1 класса 350 см3 с прямоточной
продувкой и наддувом
масляным насосом с постоянной подачей свежего масла по не-
циркуляционной системе («на полный прогар»).
Известны конструкции гоночных двухтактных двигателей
с противоположно движущимися поршнями, в которых осуществ-
ляется прямоточная, теоретически наиболее рациональная про-
дувка. К этому типу относятся двигатели «Империя» (350 см3,
1935 г.), ГК-1 (350 см3, 1946 г., рис. 112) и ИФА (125 см3, 1956 г.).
При такой схеме двигатель имеет два коленчатых вала, связанных
какой-либо, например шестеренной, передачей. Двигатели этого
типа были довольно громоздкими и на практике не отличались
высокими эксплуатационными качествами.
Все типы двухтактных- двигателей с наддувом отличаются
очень напряженным тепловым режимом работы; в первую очередь
это относится к выпускным поршням и их поршневым кольцам,
которые нередко получают повреждения вследствие интенсивного
неравномерного нагрева. Кроме того, компрессорные двухтактные
двигатели отличаются большим расходом горючего.
215
После запрещения в 1946 г. ФИМ использования наддува
в двигателях мотоциклов для дорожных гонок разработка двух-
тактных двигателей с таким принципом питания практически
прекратилась. Можно не сомневаться в том, что дальнейшее
развитие двухтактных двигателей с наддувом могло бы дать су-
щественное повышение мощностных показателей, но поскольку
при стремлении к высоким литровым мощностям (обусловленном
классификацией мотоциклов по рабочему объему двигателя)
сочетание двухтактного принципа работы с наддувом неизбежно
сопровождалось резким повышением удельных расходов топлива,
рассматриваемое направление развития имело в основном спортив-
ное, а не техническое значение. Перспективным путем формиро-
вания двухтактных двигателей без повышения удельных расходов
топлива является непосредственный впрыск топлива в цилиндр,
так как при этом в процессе продувки могут иметь место только
потери воздуха.
Глава VIII
ТОПЛИВО ДЛЯ ГОНОЧНЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ
27.	ВЫБОР ТОПЛИВА
Наиболее важными качествами топлива для гоночных двига-
телей являются испаряемость, теплота сгорания и способность вы-
держивать высокую степень сжатия без детонации.
Различные дополнительные требования, обычно предъявляе-
мые к топливу, например малая кислотность, имеют второстепен-
ное значение в условиях гоночной эксплуатации, когда двигатель
подвергается частой разборке для очистки и осмотра внутренних
деталей и находится под постоянным наблюдением квалифициро-
ванного персонала. Хорошая испаряемость обеспечивает легкий
пуск холодного двигателя, а, кроме того, способствует полному
и быстрому сгоранию топлива. Прежде, когда в качестве топлива
применяли только бензин, о его испаряемости судили по плот-
ности, так как легкие бензины испаряются при более низкой тем-
пературе, чем тяжелые. Однако такой способ, справедливый для
бензинов одинакового происхождения, оказывается неправиль-
ным, если сравнивать бензины разного происхождения, а тем .
более такие виды топлива, как бензол и спирт.
Правильнее оценивать испаряемость по среднему значению тем-
пературы того интервала, в котором топливо выкипает полностью.
Этот меуод в основном также приемлем для топлив родственного
происхождения вследствие того, что на испаряемость помимо тем-
пературы кипения влияют многие другие факторы, в том числе
скрытая теплота испарения, затрачиваемая на перевод топлива из
жидкого состояния в парообразное. Спирт, например, имеет не-
сколько более низкую температуру кипения, чем бензол, но его
испаряемость не лучше из-за высокой скрытой теплоты испаре-
ния, превышающей приблизительно втрое таковую для бензола.
В табл. 33 приведены основные свойства некоторых видов топ-
лива, применяемых при нормальной эксплуатации мотоциклов
и в гоночной практике. Теплота сгорания топлива различных ви-
дов, т. е. количество теплоты, выделяющейся при сгорании 1 кг
топлива, отличается большим разнообразием. Но топливо с малой
теплотой сгорания требует относительно небольшого количества
воздуха для полного окисления. Следствием этого обстоятельства
является крайне незначительная разница в теплоте топливовоз-
душных смесей, полученных из самых различных видов топлива
(820—850 кал/м3). Это действительно не только для видов топлива,
указанных в табл. 33, но и для всех остальных видов углеводород-
217
Таблица 33. Основные свойства топлива
Наименование топлива	Теплота сгорания топлива, кал/кг	Теоретически необ- ходимое количество воздуха, кг, для сгорания 1 кг топ- лива	Температура само- воспламенения, °C	* Скрытая теплота испарения, кал/кг	Теплойроизводи-	тельность 1 м' го- рючей смеси при 15 °C и нормальном	давлении, кал/м3	Падение температу- ры смеси (а — 1) при испарении, °C 		   —'	ч
Бензин авиационный	11 000	14,9	516	85		824		18
Бензин автомобиль-	10 710	14,9	519	68		826		18
ный Крекинг-бензин	10 770	14,9	508			828		20
Керосин тракторный	10 600	14,9	435	52		832		15
Авиабензол	10 220	13,4	720	94		820		25
Пи робензол	10 200	14,0	—	*—		822		25
Этиловый спирт абсо-	7 100	9,0	640	210		821		85
лютный Этиловый спирт рек-		8,4				825		98
тификационный Метиловый спирт	5 322	6,5	535	263		823		140
кого топлива. В то же время, как известно, мощность двигателя
ограничивается не расходом жидкого топлива, а количеством воз-
духа (или, вернее, топливовоздушной смеси), вводимым в цилиндры
в единицу времени. Сопоставляя вышеуказанные закономерности,
можно сделать вывод, что мощность двигателя, работающего на
применяемых в настоящее время видах топлива углеводородного
типа, почти не зависит от теплоты сгорания. Очевидно также,
что расход топлива обратно пропорционален его теплоте сгорания.
Последнее играет важную роль при определении числа остановок
во время гонок для пополнения запасов топлива и при расчете
объема бака. С точки зрения экономии времени на заправку при-
менение топлива с низкой теплотой сгорания вроде спирта пред-
ставляется нецелесообразным, если учитывать, что, кроме числа
остановок, увеличивается и время заправки, обусловленное боль-
шим объемом бака.
Во избежание лишних остановок на дистанции гоночные мо-
тоциклы должны иметь топливные баки достаточно большого
объема. Баки увеличенного объема приходится устанавливать для
двухтактных двигателей, двигателей с наддувом и во всех слу-
чаях, когда двигатель работает на смесях с большим содержанием
спирта. На мотоциклах, имеющих двигатель с наддувом, объем
топливного бака в некоторых случаях достигает 40—45 л. На
мотоциклах с двигателями классов 250—500 см3 без наддува,
работающих на бензине или бензино-бензоловой смеси, обычно
устанавливают баки с заправочной вместимостью 16—20 л.
Все гоночные двигатели имеют высокую степень сжатия или
высокое давление наддува при низкой степени сжатия. И в том
и в другом случае в конце хода сжатия горючая смесь приобретает
повышенную температуру и давление, другими словами, соз-
даются условия, которые могут вызывать детонацию. Появление
детонации нарушает нормальное функционирование двигателя и
понижает его мощность. Давление в цилиндрах претерпевает
резкие колебания и повышение, опасное для прочности основных
деталей, появляются металлический стук и звон от ударов взрыв-
ной волны в стенки камеры сгорания; окисление топлива ста-
новится неполным —двигатель начинает дымить. Детонация
приводит также к перегреву двигателя, в результате которого
коробятся и обгорают выпускные клапаны, прогорают и разру-
шаются поршни, портятся свечи и т. д.
Для повышения допустимой степени сжатия и устранения
детонации принимают конструктивные меры, придавая камерам
сжатия выгодную форму и сокращая пути горения рациональным
расположением свечи. С другой стороны, используют топливо
с повышенными антидетонационными качествами или примеши-
вают к топливу нормальных видов антидетонаторы, уменьшающие
возможность детонации.
Критерием для оценки антидетонационных качеств топлива
служит октановое число. Напомним, что октановым числом лю-
бого топлива называется процентное содержание изооктана С8Н18
в смеси изооктана с гептаном (С7Н1б), равноценной по своим
антидетонационным качествам данному горючему. Изооктан пред-
ставляет собой стойкое в отношении детонации топливо, а гептан,
наоборот, нестойкое.
Для чистого изооктана октановое число принято за 100. Если
детонационная стойкость топлива выше, чем у изооктана, то ее
оценивают «сортностью» топлива.
Под сортностью топлива подразумевают число, показыва-
ющее в процентах, какую мощность может развить двига-
тель на данном топливе по сравнению с мощностью, развиваемой
при работе на изооктане. Возможное увеличение мощности при
работе на данном топливе определяют путем постепенного увели-
чения давления наддува.
Необходимое октановое число топлива для какого-либо опре-
деленного двигателя не является постоянной величиной, оно за-
висит от режима работы — дросселирования, состава смеси, изме-
нения давления наддува и изменения частоты вращения. Напри-
мер, при снижении коэффициента наполнения с увеличением ча-
стоты вращения уменьшается давление сжатия, а потому сни-
жается и необходимое октановое число.
Все антидетонаторы можно разделить на три основные катего-
рии: 1) слабые антидетонаторы, прибавляемые к основному топ-
ливу (бензину) в количестве нескольких десятков процентов;
2) средние антидетонаторы, прибавляемые в количестве до 10 %;
3) сильные антидетонаторы, прибавляемые к основному топ-
ливу в десятых долях процента.
219
Таблица 34. Гоночные смеси (по Г. Петеру)
Состав смеси, объемная доля, %						Теоретически необходимое количество воздуха, м3,' для сгорания 1 л топлива	Теплота сгорания смеси, ккал/м3	Возможная сте- пень сжатия	Октано- вое число (по мотор- и ому методу)
Бензин (октановое число 70)	ч о м я СО	Метанол	Этанол	Ацетон	Нитробензол				
70 50 80 50 20 10	30 50 10 25 40 30	10 25 40 60	—		—	8,96 9,14 8,30 7,76 7,25 6,26	893 898 883 877 873 856	7—8 8—9 9—10 10—11 11—12 12—13	85 90 95 97 100 100
—	50 80	50 20	——		*—	6,90 8,55	867 892	12—13 13—14	>100
10	10	70 90	——	10		5,33 4,70	845 832	13—14 14—15	>100
		—-	90	90	10	——	4,34 5,90	830 860	>15	>100
5 4	10 5 10 10	80 80 80 75	80	10 10 6 15 10	5 5	4,80 6,20 4,90 4,50 5,00	840 890 840 845 850	>15	>100
К первой категории относятся такие антидетонаторы, как
бензол (С6Н6), толуол (С7Н8), ксилол (С8Н10), метиловый спирт
(СН3ОН) и этиловый спирт (С2Н5ОН). Очень часто топливо
состоит только из антидетонаторов (например, смесь из спирта
и бензола). Поэтому понятие об основном топливе имеет чисто
условное значение и применимо только к двум последним кате-
гориям антидетонаторов, входящих в состав топлива в меньшем
процентном количестве; иногда к числу антидетонаторов причис-
ляют только вещества, упомянутые в п. 3, которые сами служить
топливом не могут. Роль небольшой примеси бензина к спирто-
бензоловым смесям сводится к облегчению пуска двигателя и
ускорению процесса сгорания.
Из перечисленных слабых антидетонаторов наименее актив-
ным является бензол, несколько лучше действуют толуол и кси-
лол, наиболее активен спирт.
В табл. 34 и 35 приведены ориентировочные составы смесей
топлива для различных степеней сжатия.
Весьма существенное значение для антидетон анионных качеств
топлива имеет его скрытая теплота испарения. Процесс испарения
начинается в карбюраторе, продолжается во впускной трубе и за-
220
t
Таблица 35. Ориентире ночные составы смесей топлива
для различных степеней сжатия (по Эвансу)
Степень сжатия	Необхо- димое октано- вое число или сорт- ность	Бензин (октано- вое число 70)	Бензол	Метанол	Этан ол	Ацетон	Нитро- бен зол
7—8	85	70	30	«МИИ			
8—9	90	50	50				
9—10	95	80	10	10	—-	—	
10-11	97	50	25	25			
11—12	100	20	40	40			
12—13	НО	10	50 30	50 60	——	—	А
13—14	115	10	20 10	80 70		10	
			10	90	—		
			 !	100		’  	
		—		90	——	10	
14—15	120—125	м — ч	10	80	 1Й1	10	«•И»
		5	5		80	10	
		4	10	80		6	—
		мм»	—	80	«*»	15	5
		—	10	75	'	10	5
канчивается в цилиндре при ходе сжатия. Теплота испарения
заимствуется от частиц воздуха, остаточных газов и всех деталей,
соприкасающихся с капельками топлива. Таким путем дости-
гаются снижение температуры горючей смеси в конце хода сжатия
перед вспышкой и охлаждение наиболее нагретых частей двига-
теля — поршней и клапанов. Эти явления неоценимы, когда
тепловой режим работы очень напряжен, как это всегда бывает
у гоночных двигателей. Спирт обладает наиболее высокой скрытой
теплотой испарения /см. табл. 33) и потому принят за основу
топлива, предназначенного для самых форсированных гоночных
машин, несмотря на большой недостаток, отмененный выше, —-
малую теплоту сгорания С другой стороны, надо иметь в виду,
что топливо с малой теплотой сгорания требует меньшего коли-
чества воздуха на полное окисление, а значит, количество такого
топлива в заданном объеме горючей смеси будет больше. Таким
образом, охлаждающее действие спирта обусловливается не
только высокой теплотой испарения, но и большим массовым со-
держанием его в горючей смеси. В одном литре воздуха при
теоретически правильном составе смеси содержится 0,085 см3
бензина, или 0,097 см3 бензола, или 0,143 см3 спирта.
Другим преимуществом спирта следует считать также его спо-
собность надежно воспламеняться от электрической искры при
221
значительных изменениях состава горючей смеси 1. Благодаря
этому карбюраторы могут регулироваться на весьма обогащенную
смесь в расчете на то, что избыток топлива хотя и не сгорит в ци-
линдре, но зато даст охлаждающий эффект в процессе предвари-
тельного сжатия. Подобная регулировка карбюратора отчасти
объясняет повышенный расход топлива гоночных мотоциклов.
В данном случае повышение расхода топлива оправдывается об-
легчением температурного режима работы наиболее нагретых
деталей.
Охлаждающее действие спирта может быть поддержано некото-
рыми конструктивными мероприятиями; в частности, желательно,
чтобы впускная труба была по возможности короткой или совсем
отсутствовала, как эго иногда принято у двигателей с креплением
карбюратора непосредственно к головке цилиндра. Тогда процесс
испарения топлива протекает целиком в цилиндре двигателя и
скрытая теплота испарения заимствуется в основном от внутрен-
них горячих деталей, а не от впускной трубы, поэтому короткие
впускные трубы содействуют снижению температуры выпускных
клапанов и поршней.
Отсутствие предварительного испарения во впускной трубе
позволяет ввести в цилиндр дополнительное количество воздуха,
соответствующее неиспаренной части топлива.
Более низкая температура смеси в конце хода впуска при
использовании спирта в качестве топлива приводит к увеличению
плотности заряда и улучшению коэффициента наполнения двига-
теля. В этом заключается так называемый компрессорный эффект
от применения спиртовых смесей. Следствием компрессорного
эффекта является увеличение мощности двигателя. Если допу-
стить, что вся скрытая теплота испарения спирта берется от воз-
духа, то температура смеси по теоретическим подсчетам должна
быть приблизительно на 140° С ниже температуры внешнего воз-
духа. Температура внешнего воздуха обычно принимается равной
около 288 К (или 15 °C), т. е. примерно вдвое выше упомянутой
температуры смеси из паров спирта и воздуха.
Плотность заряда горючей смеси обратно пропорциональна его
абсолютной температуре, и, следовательно, после испарения
спирта теоретически должна увеличиться вдвое. В той же пропор-
ции, казалось бы, должно увеличиться наполнение, а следова-
тельно, и мощность двигателя. В действительности охлаждение
смеси получается незначительным, так как скрытая теплота испа-
рения сообщается топливу в основном от горячих деталей дви-
гателя и остаточных газов. Тем не менее наличие компрессорного
эффекта и увеличение мощности от применения спирта доказа-
ны лабораторными испытаниями! прирост мощности составляет
около 5 %.
1 Пределы воспламеняемости по коэффициенту избытка воздуха ориенти-
ровочно для бензина 0,5—1,4, для спирта 0,4—1,7*
222
Соображения относительно компрессорного эффекта в извест-
ной мере относятся к непосредственному впрыску топлива в ци-
линдр или впрыску во впускную трубу, так как в этом случае
испарение топлива частично происходит за счет тепла воздуха.
Возрастание коэффициента наполнения в результате исполь-
зования спирта и обогащенной смеси ведет к увеличению среднего
эффективного давления. Обогащение смеси позволяет также фор-
сировать двигатель по давлению наддува без изменения октано-
вого числа топлива.
Температура самовоспламенения топлива хотя и влияет на
детонационные качества, но не может служить мерилом для их
оценки. Так, температура самовоспламенения бензола значительно
выше, чем спирта (см. табл. 33), и все-таки спирт выдерживает
более высокие степени сжатия благодаря сильному охлаждению
во время перехода в парообразное состояние.
Усиление внутреннего охлаждения двигателя можно получить
добавляя к топливу небольшое количество воды (до 5 %). К не-
достаткам спиртовых смесей относится затруднительность пуска
двигателя, обусловленная высокой теплотой испарения топлива
и образованием конденсата на электродах свечи. Пуск облегчается
небольшой примесью эфира или авиационного бензина.
К антидетонаторам второй группы относятся анилин (С6Н5\Н.2),
ксилидин (CgH9NH2) и толуидин. Эти антидетонаторы не полу-
чили распространения в качестве примеси к гоночным топливам.
Среди сильных антидетонаторов наиболее известен тетраэти-
ловый свинец РЬ (С2Н5)4. Сильные антидетонаторы не имеют
охлаждающих свойств спиртовых смесей и потому сфера их при-
менения ограничена менее форсированными двигателями без над-
дува или же их употребляют в сочетании с антидетонаторами пер-
вой категории (спирт, бензол). Тетраэтиловый свинец, смешанный
с топливом в чистом виде, вызывает освинцовывание клапанов,
клапанных седел, свечей и камеры сгорания. Этот дефект можно
частично устранить, ^смешивая тетраэтиловый свинец с дву-
бромэтиленом и с монохлорнафталином. Подобная смесь носит
название этиловой жидкости. Дополнительные компоненты дей-
ствуют химически на тетраэтиловый свинец в момент вспышки
и способствуют его удалению из цилиндра вместе с продуктами
сгорания.
В этиловую жидкость добавляют краску для того, чтобы отли-
чить чистое топливо от этилированного, имеющего в своем составе
ядовитый тетраэтиловый свинец.
Этиловую жидкость добавляют к топливу в количестве от 2
до 6 см3 на 1 л. Увеличение содержания сильных антидетонаторов
свыше нескольких десятых процента бесцельно, потому что не
увеличивает октанового числа топлива.
Зарубежные нефтяные компании выпускают в продажу смеси
топлив, предназначенные для гоночных двигателей; состав таких
смесей приведен в табл. 36.
223
Таблица 36. Состав некоторых топлив
для высокофорсированных двигателей гоночного типа
Марка топлива	Состав топлива	Допустимая степень сжатия	Ориентиро- вочное уве- личение про- изводитель- ности жик- лера, %
Шелл Т. Т. Шелл X Шелл У Шелл М Шелл 811 Шелл А Шелл АМ1 В. Р.—W В. Р.—м в. Р,—J, А. В. Р.—J. в. В. Р.—F В. Р.—А V.	А. С. 1 V.	А. С. 2 V.	А. С. 3 V.	А. С. 4 V.	А. С. 5	Неэтилированный бензин 50%, бензол 50% Этиловый спирт 30%, бензин 40%, бензол 30% Этиловый спирт 75%, бензол 14%, ацетон 5%, вода 6% Метанол 60%, бензин 20%, бен- зол 20% Метанол 80%, бензин 10%, бен- зол 10% Метанол 96%, ацетон 4% Метанол 94%, ацетон 6% Бензин 50%, бензол 50% Этанол 20%, бензин 40%, бензол 40% Метанол 50%, авиабензин, бен- зол Метанол 60%, авиабензин, бен- зол Метанол 80%, авиабензин 10%, бензол 10% Метанол 95%, ацетон 4%, ка- сторовое масло 1% Бензин, авиационный алкилат Авиабензин + алкилат, ТЭС Этиловый спирт, алкилат, ацетон Метанол, этиловый спирт, бензин Метанол, этиловый спирт, алки- лат, ацетон	До 9,5 » 10,4 10,5—12,5 10,5—12,5 10,5—13,5 10,5—15 15 До 9,5 » 10 10—12 10,5—12,5 12,5—14 12,5—15 8,5 9,2 До 12 14 15	5 35 80 100—150 200—250 200—250 5 25 75 80 100-150 200—250 5 5 60 80—100 150—200
В послевоенные годы в гоночные смеси стали вводить азоти-
стые топлива: нитробензол (C6HoN02), нитрометан (CH3NO2) и
нитропропан (C3H7NO2), обладающие сильным форсирующим
эффектом за счет окисления топлива кислородом молекулы NO2
во время процесса сгорания с соответствующим повышением
температуры и давления. Азотистые топлива, в особенности ни-
трометан, взрывчаты и поэтому требуют осторожного обращения.
Добавлением азотистых топлив к метанолу удавалось повы-
сить мощность двигателей на 20 %; однако при содержании азоти-
стых топлив свыше 20 % часто наблюдаются поломки поршней,
коленчатых валов и обгорание клапанов.
28.	РАСХОД ТОПЛИВА
Разнообразие типов гоночных двигателей и их размеров,
а также отсутствие достаточного экспериментального материала
не позволяют сделать какие-либо точные выводы по поводу норм
224
расхода топлива. На расход топлива помимо технических свойств
двигателя влияют, как известно, средняя скорость мотоцикла,
профиль пути и искусство управления мотоциклом.
Некоторое представление о расходе топлива дают сведения,
приведенные в табл. 37 и 38. В табл. 38 включены некоторые дан-
ные исторического характера для сравнения с современным состоя-
нием экономики гоночных мотоциклов. Данными таблиц подтвер-
ждается большой расход спиртовых
лей рекордного типа с наддувом,
а также большой расход топлива
у двухтактных двигателей по
сравнению с четырехтактными.
Рис. 113 дает представление
о характеристике удельных рас-
ходов современного гоночного дви-
гателя двухтактного типа.
Наиболее существенное влия-
смесей у гоночных двигате-
Рис. 113. Характеристика удель-
ние на расход топлива оказывает них расходов трехцилиндрового
его состав. Если принять расход двигателя «Кавасаки», H1R класса
топлива при работе на бензине	см
за 100 %, то ориентировочное
значение расхода бензола составит 108 %, этанола—166 %
и метанола — 222 %.
Часто сорт горючего предписывается техническим регламен-
том гонки, и тогда проблема приготовления смесей отпадает.
Таблица 37. Удельные расходы топлива гоночных
мотоциклетных двигателей
К Марка двигателя	Рабо- чий объем, см8	Такт- ность	Доп л и во	Минималь- ный удель- ный расход топлива, г/(кВт* ч)
С-154 (СССР)	125	4	Бензин с бензолом	340—410
С-155 (СССР)	125	4	» » »	350—450
С-1 Б* (СССР)	125	2	/Метанол	1600—2600
ИФА (ГДР)	125	2	Бензин	610—680
MZ (ГДР)	125	2	»	470—480
«Гуцци» * (И)	250	4	Спирт	1100
С-254 (СССР)	250	4	Бензин с бензолом	410
С-354 (СССР)	350	4	» » »	350
DKW * (ФРГ)	350	2	» » »	510
«Гуцци» V-2 (И)	500	4	» » »	362
«Гуцци» V-2 (И)	500	4	Спирт	585
«Нортон» (А)	500	4	Бензин с бензолом	340
BMW ** (ФРГ)	500	4	Бензин	270
«Кавасаки» (Я)	500	2	»	460
* С наддувом.				
** С впрыском топлива.				
225
Т а б л и ц а 38, Расход топлива гоночных мотоциклов
Год	Марка мотоцикла	Наличие обтека- теля	Рабочий объем двигате- ля, см8	Та-кт- ность двига* теля	Название или тип гонки	Средняя скорость, км/ч	Топливо	Расход топлива, л/100 км
1962	«Судзуки» (Я)	Есть	50	2	Шоссейные гонки		Бензин	6,5—7
1968	«Хонда» (Я)		50	4	Турист Трофи	—	»	3,75
1968	«Дерби» (Ис)	»	50	2	» »				»	7
1963	«Судзуки» (Я)	»	125	9	» »	—	»	9,4
1938	DKW (Г)	Нет	250	2	» »	126	Бензин с бензолом	14
1954	NSU (ФРГ)	Есть	250	4	Большой приз Голлан- дии	153,62	Бензин	6,35
1963	«Хонда» (Я)	»	250	4	Турист Трофи	——	»	9,4
1963	«Судзуки» (Я)	»	250	2	» »	мм*		16,6
1965	«Ямаха» (Я)	»	250	2	» »	——	»	14
1965	«Судзуки» (Я)	»	250	2	» »	—	»	14
1972	«Ямаха» (Я)	»	250	2	Шоссейные гонки	—	»	17,2
1972	«Аэрмакки» (И)	»	250	2	» »		»	12
1954	AJS (А)	Нет	350	4	Турист Трофи	146,5	»	7,4
1956	«Гуцци» (И)	Есть	350	4	» »	143	»	4,8 5
1956	«Гуцци» (И)	»	350	4	Большой приз наций	170	»	
1969	MV (И)	»	350	4	Шоссейные гонки	  *	»	10
1969	«Кавасаки» (Я)	»	350	2	Турист Трофи	144,2	»	16,6
1969	«Аэрмакки» (Й)	»	350	4	» »	151	»	6,1
1971	«Ямаха» (Я)	»	350	2	» »	—	»	14,8
1971	«Ямаха» (Я)	»	350	2	Рекордные заезды	' 	»	12
1972	«Аэрмакки» (И)	»	350	2	Шоссейные гонки	—	»	12
1972	CZ (ЧССР)	»	350	4	» »		»	10
1907	«Матчлесс» (А)	Нет	451	4	Турист Трофи	61,49	»	’3
1914	«Рудж» (А)	»	500	4	» »	—-	»	2,2
193/	«Нортон» (А)	»	500	4	Рекордный заезд	178	Спирт	16,6
1938	«Нортон» (А)	»	500	4	Турист Трофи	143	Бензин с бензолом	8,8
Продолжение табл. 38
Год	Марка мотоцикла	Наличие обте- кателя	Рабочий объем двига- теля, . см3	Такт- ность двига- теля	Название или тип гонки	Средняя скорость, км/ч	Топливо	Расход топлива, л/10и км
1956	MV (И)	Есть	500	4	Турист Трофи	155	Бензин	11,7
1964	MV (И)	»	500	4	Рекордный заезд	233	»	12
1965	«Нортон» (А)	»	500	4	Турист Трофи	у	»	8,3
1967	«Хонда» (Я)	»	50(Г	4	Шоссейные гонки	—	»	11
1970	«Кавасаки» (Я)	»	500	9 м	Турист Трофи			»	23—26
1971	«Судзуки» (Я)	»	500	9 **	Шоссейные гонки	—	»	12,8
1971	«Кавасаки» (Я)	»	500	2	Большой приз ФРГ	—	»	30
1907	«Нортон» (А)	Нет	671	4	Турист Трофи	58,24	»	3,25
1969	«Гуцци» (И)	Есть	750	4	Рекордные заезды	180—205		9,6
1970	«Нортон» (А)	»	750	4	Рекордный заезд на 10 км	211	——*	11,3
1972	«Нортон» (А)	»	750	• 4	Шоссейные гонки	—	Бензин	9,4
1972	«Кавасаки» (Я)	»	750	2	» »	——	»	19—28
1973	«Судзуки» (Я)	»	750	2	» »	— —	»	20'
1973	«Хонда» (Я)	»	750	4	» »	1	»	11,7
1954	«Винсент» (А, с коля- ской)	»	1000	4	Рекордный заезд	250	Спирт	70
1958	«Винсент» (А)	Нет	1000	4	Рекордный заезд на 1 км	163	»	142
					с места			
1966	«Винсент» (А, с коля- ской)	Есть	1300	4	То же	166	Нитрометан	376
Для большинства интернациональных гонок перед войной была
обязательна стандартная бензино-бензоловая смесь (50 %	50%),
а в последнее время — бензин с повышенным октановым числом.
Экономичность гоночного мотоцикла в некоторых случаях
может существенно повлиять на результаты состязания. В истории
мотоциклетного спорта известен период, когда мотоцикл DKW
с двухтактным двигателем, будучи самым быстроходным в своем
классе, довольно часто проигрывал своему главному конкуренту —
мотоциклу «Гуцци» с четырехтактным двигателем только из-за
лишней остановки для пополнения запаса горючего.
Компенсировать увеличенный расход установкой большого
бензинового бака удается только в известных пределах, так как
большой запас топлива повышает центр тяжести мотоцикла и
ухудшает его управляемость.
Глава IX
ТРАНСМИССИЯ И ЭКИПАЖНАЯ ЧАСТЬ
ГОНОЧНЫХ МОТОЦИКЛОВ
Ходовая часть, механизмы трансмиссии и общая компоновка
агрегатов должны быть приспособлены к работе в сочетании с очень
мощным двигателем и обеспечивать хорошую управляемость и
устойчивость мотоцикла при высокой скорости движения. Огра-
ничительным фактором скорости всегда должна быть мощность
Таблица 39. Показатели массы гоночных мотоциклов
Маркт мотоцикла	Класс, смл	Собственная масса, кг	Удельная масса, кг/кВт
«Маланка» (И) «Крайдлер» (ФРГ) «Ямати» (Гол)	50	56 55 55	4,8 3,7 4,2
«Морбиделли» (И) «Ямаха» (Я)	* «Минарелли» (И)	125	80 85 75	2,4 2,7 2,2
«Аэрмакки» (И) «Ямаха» (Я) «Кавасаки» (Я)	250	108 98 103	3,0 2,2 2,0
«Кавасаки» (Я) «Ямаха» (Я) «Аэрмакки» (И)	350	104 105 ПО	1,9 2,4 2,4
«Кёниг» (ФРГ) «Ямаха» (Я) «Судзуки» (Я)	500	130 127 128	2,0 1,4 1,4
«Кёниг» (ФРГ) BMW (ФРГ) ВЕО 77А (Шв.)	500 с коляской	200 170 230	3,3 3,3 2,6
«Судзуки» (Я) «Кавасаки» (Я) «Ямаха» (Я)	750	161 143 155	2,9 1,9 1,8
«Судзуки» (Я) «Кавасаки» (Я) «Хонда» (Я)	1000	174 215 203	1,8 2,2 2,0
229
ОГЛАВЛЕНИЕ
Предисловие .......................................................   3
Глава /, Техническое значение мотоциклетного спорта.................. 5
1.	Зарождение мотоциклетного спорта........................ —
2.	Влияние мотоциклетного спорта на качество серийных мотоциклов 7
Глава II. Принципы классификации гоночных мотоциклов................ 11
3.	Цель классификации........................................   —
4.	Классификация по массе мотоцикла .......................... 12
5.	Классификация по рабочему объему двигателя................. 14
Глава 111. Основные этапы развития мотоциклетных гонок.............. 20
6.	Гонки между городами........................................ —
7.	Гонки Турист Трофи и Большой приз.......................... 24
8.	Трековые гонки............................................. 47
9,	Заезды на установление рекордов ........................... 50
Глава IV, Условия эксплуатации и типы гоночных мотоциклов .....	62
10.	Шоссейно-кольцевые гонки .................................. —
11.	Трековые гонки ........................................... 65
12.	Горные гонки .............................................. —
13.	Рекордные заезды ......................................... 66
14.	Типы гоночных мотоциклов................................   69
Глава V,	Принципы форсирования мотоциклетных двигателей............ 73
15.	Уменьшение потерь в работе двигателя................  .	—
16.	Скоростные характеристики гоночных двигателей............. 83
17.	Основные параметры гоночных двигателей.................... 86
Глава VI. Конструкция двигателей гоночных мотоциклов............... 105
18.	Газораспределение двухтактных двигателей .................. —
19.	Газораспределение четырехтактных двигателей.............. 120
20.	Кривошипно-шатунный механизм ............................ 150
21.	Смазка и охлаждение...................................... 161
22.	Системы выпуска отработавших газов ...................... 169
23.	Системы зажигания........................................ 173
24.	Системы питания ......................................•	178
270
Глава VII. Повыш ение мощности двигателя наддувом ................. 203
25,	Наддув четырехтактных двигателей....................... ......
26.	Наддув двухтактных двигателей.......................  .	211
Глава VI11. Топливо для гоночных двигателей........................ 217
27.	Выбор топлива . ....................................... ......
28.	Расход топлива........................................... 224
Глава IX. Трансмиссия и экипажная часть гоночных мотоциклов ....	229
29.	Устройство трансмиссии................................... 230
30.	Экипажная часть	  237
31.	Обтекатели............................................... 252
32.	Мотоциклы с коляской..................................о	257
ГлаваХ. Динамические качества гоночных мотоциклов................. [260
33.	Максимальная скорость................................ ,	___
34.	Приемистость мотоцикла и эффективность его торможения 262
Список литературы.................................................. 269