МАШИНОСТРОЕНИЕ
ЭНЦИКЛОПЕДИЧЕСКИЙ СПРАВОЧНИК
РЕДАКЦИОННЫЙ СОВЕТ
Председатель Совета и главный редактор
акад. Е. А. ЧУДАКОВ
С. А. АКОПОВ, И. И. АРТОБОЛЕВСКИЙ, Н. С. АЧЕРКАН, И. М. БЕСПРОЗВАННЫЙ,
Н. Т. ГУДЦОВ, В. И. ДИКУШИН, А. И. ЕФРЕМОВ, В. К. ЗАПбРОЖЕЦ, А. И. ЗИМИН.
Н. С. КАЗАКОВ, М. В. КИРПИЧЕВ, В. М. КОВАН, Ю. П. КОНЮШАЯ, А. А. ЛИПГАРТ,
В. А. МАЛЫШЕВ, Л. К. МАРТЕНС, Л. М. МАРИЕНБАХ, Г. А. НИКОЛАЕВ, И. А. ОДИНГ
(зам. председателя Редсовета), Е. О. ПАТОН, Л. К. РАМЗИН, Н. Н. РУБЦОВ, М. А. САВЕРИН
(зам. председателя Редсовета), И. И. СЕМЕНЧЕНКО, С. В. СЕРЕНСЕН, К. К. ХРЕНОВ,
М. М. ХРУЩОВ, Н. А. ШАМИН, А. Н. ШЕЛЕСТ, Л. Я- ШУХГАЛЬТЕР (зам. главного редактора ,
А. С. ЯКОВЛЕВ
РАЗДЕЛ ЧЕТВЕРТЫЙ
КОНСТРУИРОВАНИЕ
МАШИН
ТОМ 10
Ответственный редактор
проф., д-р техн. наук Л. К. МАРТЕНС
ГОСУДАРСТВЕННОЕ НАУЧНО-ТЕХНИЧЕСКОЕ ИЗДАТЕЛЬСТВО
МАШИНОСТРОИТЕЛЬНОЙ ЛИТЕРАТУРЫ
Москва — 1 9 4 8

ПРОИЗВОДСТВЕННАЯ ЧАСТЬ
Зам. начальника издательства Д. М. Польский. Начальник производствен-
ного отдела Машгиза С. А. Соловьев. Зав. производством .Справочника"
Б. С. Раецкий. Техн. редактор Б. И. Модель. Зав. корректорской
С. А. Третьяков. Корректоры Ю. Н. Николаева, В. Г. Матасен,
О. И. Семенова, В. П. Матрич, Н. С. Ширяева. Художник А. Л. Вельский.
Руководители графического бюро А. И. Эйфель и А. А. Салаез. Графики
А- М. Тетерин, Л. Ф- Иваницкая, Н. И. Корытцев, Е. Г. Курочкин,
Н- М. Владимирова, 3. И. Погудкина.
Полиграфические работы выполнены в 1-й типографии Машгиза. Директор
типографии Н. И. Панин. Гл. инженер О. Д. Васин. Зав. производством
Л.О.Машгиза Я-И.Лебедев. Заз. производством типографии Н.С. Кондрат.
Набор и вёрстка произведены под руководством С. А. Павлова и техно-
лога Э. Я- Потапенко. Печатью руководили М. П. Седов и техноло.г
С. М. Сундаков. Брошировэчно-переплётные работы выполнялись под
руководством И. И. Смирнова. Тиснением руководила Д. Г. Белова.
Матрицы и стереотипы изготовлены под руководством И. М. Беспалова.
Типографская корректура проведена под руководством Е. А. Беляйкана.
Бумага фабрики им. Володарского. Ледерин Щёлковской фабрики.
Картон Калининской фабрики. Шрифт изготовлен на 1-м и 2-м шрифто-
литейных заводах.
10-й том сдан в производство 15/VH — 28/Х 1947 г. Подписан к пе-
чати 23/IV 1948 г. А01800. Заказ № 2006. Бумага 70xl08Vie' Уч.-изд. ластов 56-
Печатных листов 2Ь*/4+8 вклеек. Тираж 50 000. A-й завод 1—15 000 экз.)
#
Адрес типографии: Ленинград, ул. Моисеенко, д. 10.

АВТОРЫ ТОМА
А.М.АВЕНАРИУС, инж., В. П. БЛЮДОЕ, доц., канд. техн. наук, Н. Р. БРИЛИНГ,
проф., д-р техн. наук, Е. В. БУХАРИНА, канд. техн. наук, В. А. ВАНШЕЙДТ,
проф., д-р техн. наук, М. М. ВИХЕРТ. доц., канд. техн. наук, Д. Н. ВЫРУБОВ,
проф., д-р техн. наук, Ю. М. ГАЛКИН, доц., канд. техн. наук, К. И. ГЕНКИН,
канд. техн. наук, В. Ю. ГИТТИС, проф., Н. Р. ГОНЧАРОВ, инж., И. И. ГУТЕРМАН,
доц., канд. техн. наук, Н. X. ДЬЯЧЕНКО, инж., Л. И. КРЕПС, инж., И. М. ЛЕНИН,
проф., д-р техн. наук, Б.Г. ЛИБРОВИЧ, проф.,д-р техн. наук, А. М. МАЛЯВИНСКИЙ,
доц., канд. техн. наук., В. А. ПЕТРОВ, д-р техн. наук, А. А. ПОПОВ, канд.
техн. наук, В. И. ПРОКОФЬЕВ, инж., СВ. ПУГАВКО, инж., М. М. ХРУЩОВ,
проф., С. В. ФОРСТЕН, доц., канд. техн. наук.
НАУЧНЫЕ РЕДАКТОРЫ
БЛИЗНЯНСКИЙ А. С, инж. (терминология и обозначения), БРИЛИНГ Н. Р., проф., д-р техн. наук
гл. I—VIII), МАРКУС М. Е., инж. (научный редактор тома); ШПРИНК Б.- Э., проф. (зам. отв.
редактора тома).
*
Научные редакторы графических работ: инж. В. Г. КАРГАНОВ и инж. П. М. ИОНОВ
Редактор-организатор тома Р. А. БИБАНОВА
Зав. редакцией В. Н. МАЛЕЦКАЯ
Адрес редакции: Москва, Третьяковский пр., д. 7, Машгиз,
Главная редакция энциклопедического справочника „Машиностроение".

СОДЕРЖАНИЕ
От редактора VII
СТАЦИОНАРНЫЕ И ТРАНС-
ПОРТНЫЕ ДВИГАТЕЛИ
ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ
Глава I. ТЕОРИЯ И ХАРАКТЕРИСТИКИ
ДВИГАТЕЛЕЙ ВНУТРЕННЕГО СГО-
РАНИЯ {проф., д-р техн. наук Б. Г. Ли-
брович, д-р техн. наук В. А. Петров) . . 1
Теория двигателей внутрен-
него сгорания 1
Действительный цикл четырёхтактных
двигателей , 1
Параметры, характеризующие работу дви-
гателя в целом 15
Примеры тепловых расчётов 18
Характеристики двигателей
внутреннего сгорания 21*
Глава II. КОНСТРУКТИВНОЕ ОФОРМЛЕ-
НИЕ СТАЦИОНАРНЫХ И СУДОВЫХ
ДВИГАТЕЛЕЙ (проф. В. Ю. Гиттис) . . 34
Основные параметры стацио-
нарных и судовых дизелей
и газовых двигателей 34
Дизели 34
Газовые двигатели 36
Основные типы стационарных
и судовых дизелей игазовых
двигателей (проф. В. Ю. Гиттис) . 40
Четырёхтактные дизели . . . ; 40
Двухтактные дизели 40
Двигатели с запальным шаром 49
Газовые двигатели 49
Основные узлы стационарных
и судовых двигателей вну-
треннего сгорания (проф., д-р
техн. наук В. А. Ваншейдт) 50
Коленчатые валы 50
Шатунный и крейцкопфный механизмы . .. 55
Рабочий шатун и его детали 55
Шток поршня. Поперечина ползуна и
ползун 56
Расчёт прочности шатуна 58
Расчёт прочности штока, поперечины и
ползуна 59
Поршень, поршневые пальцы и поршневые
кольца 60
Рабочий цилиндр и втулка 64
Крышка рабочего цилиндра 67
Фундаментная рама, картер и станины . . 69
Система газораспределения в
судовых и стационарных дви-
гателях внутреннего сгора-
ния (проф.. д-р техн. наук В. А. Ван-
шейдт) 73
Впускные и выпускные клапаны 73
Распределительный механизм 76
Системы продувок двигате-
лей внутреннего сгорания
(проф., д-р техн. наук В. А. Ваншейдт) 81
Основные системы продувок 81
Конструктивное оформление систем про-
дувок 81
Конструкция и материалы распределитель-
ных органов 83
Наддув (проф., д-р техн. наук В. А. Ван-
шейдт) 85
Глава III. КОНСТРУКТИВНОЕ ОФОРМЛЕ-
НИЕ АВТО-ТРАКТОРНЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ
ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ (пнж.
А. М. Авенариус, канд. техн. наук
Е. В. Бухарина, проф. В. Ю. Гаттис,
инж. Н. Р. Гончаров, инж. Н. X. Дья-
ченко, инж. Л. И. Крепе) 89
Авто-тракторные двигатели. . 89
Основные параметры авто-тракторных
двигателей 89
Конструкция авто-тракторных двигателей . 92
Детали авто-тракторных двигателей . ... 111
Поршневые кольца быстроход-
ных двигателей! проф. М. М Хру-
щов) 126
Автомобильные газовые дви-
гатели (канд. техн. наук К. И. Генкин) 132
Четырёхтактные автомобильные газовые
двигатели, работающие по циклу Отто . 132
Четырёхтактные автомобильные газовые
двигатели, работающие по циклам Ди-
зеля — Отто и Эррена 135
Двухтактные газовые двигатели 138
Сопоставление рабочих циклов быстро-
ходных газовых двигателей 138
Малолитражные транспортные
двигатели (инж. В. И. Прокофьев). . 139
Системы охлаждения авт о-т рак-
торных и танковых двигате-
лей (доц., канд. техн. наук А. М. Ма-
лявинский) 167
Назначение, классификация и элементы . 167
Водяное охлаждение 167
Воздушное охлаждение 175
Охлаждение высококипящими жидко-
стями 178
Испарительное охлаждение 178
Система смазки авт о-т рактор-
ных и танковых двигателей
(дои- канд. техн. наук А. М. Милявин-
ский) . 179

VI
СОДЕРЖАНИЕ
Назначение, классификация и типы систем 179
Методы охлаждения масла 181
Масляные радиаторы 181
Масляные насосы 183
Клапаны 185
Измерители давления, температуры и ем-
кости 186
Масляные фильтры 186
Глава IV. КОНСТРУКТИВНАЯ КОМПО-
НОВКА ТАНКОВЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ {доц.,
канд. техн. наук И. И. Гутерман и доц.,
канд. техн. наук С. В. Форстен) .... 188
Основные положения 188
Скоростные режимы и требования, предъ-
являемые к конструкции танковых двига- ¦
телей 193
Глава V- СМЕСЕОБРАЗОВАНИЕ В ДВИГА-
ТЕЛЯХ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ ... 219
Смесеобразование карбюра-
торных двигателей и карбю-
раторы {проф., д-р техн. наук
И. М. Ленин) 219
Основные требования к карбюраторам . . 219
Характеристика одножиклерного карбю-
ратора 220
Вспомогательные устройства карбюрато-
ров 226
Современные карбюраторы 228
Проливочные приборы 23о
Подача топлива в карбюратор 235
Смесеобразование в быстро-
ходных дизелях {проф., д-р техн.
наук Н. Р. Бралинг, доц., канд. техн.
наук М. М. Вихерт и доц., канд. техн.
наук И. И. Гутерман) 238
Распиливание топлива 238
Смесеобразование в камерах сгорания
различного типа 245
Дизели с неразделенными камерами .... 245
Дизели с вихревыми камерами 249
Предкамерные дизели 251
Воздушно-вспомогательные камеры .... 256
Топливные насосы быстроход-
ныхдизелей (доц., канд. техн. наук
И. И. Гутерман) 258
Схема топливоподачи в быстроходных ди-
зелях . . . 259
Работа и конструкция топливных насо-
сов 260
Характеристики топливных насосов .... 270
Корректирование характеристик топлив-
ных насосов ..... 272
Форсунки двигателей внутрен-
него сгорания (канд. техн. наук
А. А. Попов) 274
Назначение форсунок 274
Форсунки с пневматическим распылива-
нием 274
Форсунки с насосным распиливанием . . . 276
Глава VI. ЭЛЕКТРООБОРУДОВАНИЕ, ПУ-
СКОВЫЕ И РЕВЕРСИВНЫЕ УСТРОЙ-
СТВА ДВИГАТЕЛЕЙ 'ВНУТРЕННЕГО
СГОРАНИЯ " 288
Электрооборудование двига-
телей внутреннего сгора-
ния (доц.* канд. техн. наук Ю. М.
Галкин) 288
Основные аппараты и принципиальная
схема 288
Выбор напряжения 289
Аккумуляторные батареи 290
Генераторы, реле и регуляторы напря-
жения . • 294
Зажигание 303
Свечи 305
Батарейное зажигание 308
Магнето 315
Стартер 320
Полная схема электрооборудования ма-
шины 327
Пуск быстроходных двига-
телей (доц., канд. техн. наук
' М'. М. Вихерт) .330
Пуск быстроходных дизелей • . 330
Пуск карбюраторных двигателей 337
Процессы пуска и реверсиро-
вания двигателей (канд. техн. наук
А. А. Попов) 338
Пусковые клапаны двигателей и их рас-
чёт 341
Реверсивные устройства и
посты управления (проф., д-р
техн. наук .Д. Н. Вырубов)........ 343
Пост управления четырёхтактных дви-
гателей (с ручным приводом) 343
Пост управления четырёхтактного дви-
гателя Коломенского завода 345
Пост управления двухтактного двига-
теля МАН 345
Пост управления двухтактного двигателя
Зульцер 347
¦Рев ерсивные муфты (инж С.В.IIу-
гавко) 349
Общая часть . . 349
Конструкции реверсивных муфт 350
Конструкции реверсивно-редукторных пе-
редач 360
Глава VII. ИСПЫТАНИЕ ДВИГАТЕЛЕЙ
ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ (д-р. техн.
наук В. А. Петров) 367
Виды испытаний 367
Величины, подлежащие измерению при
испытаниях 367
Измерение эффективной мощности дви-
гателя 367
Определение индикаторной мощности . . . 377
Измерение расхода топлива 385
Измерение расхода воздуха 387
Измерение температур 388
Глава VIII. ГАЗОВЫЕ ТУРБИНЫ (доц.,
канд. техн. наук В- П. Блюдов) 391
Основные схемы и термодинамические
циклы 391
Тепловой расчёт газовых турбин 396
Основное оборудование газотурбинных
установок 397
Газотурбинные установки 400
Материалы для газовых турбин 401
Опытные схемы и типы газовых турбин . 402

ОТ РЕДАКТОРА
Настоящий —десятый —том энциклопедического справочника „Машиностроение"
посвящен двигателям внутреннего сгорания. В нём собраны сведения и данные по
расчёту и конструированию различных двигателей; освещены конструкции, осу-
ществлённые в СССР в годы сталинских пятилеток, а также некоторые иностранные.
Глава первая отражает новейшие взгляды на те процессы, которые имеют место
при работе двигателей внутреннего сгорания. Здесь приведены сведения из теории
двигателей, даны примеры тепловых расчётов, указаны параметры, характеризую-
щие работу двигателей.
Материалы этой главы основаны на работах ведущих заводов, научно-исследо-
вательских институтов и лабораторий.
Последующие главы — вторая, третья и четвёртая — посвящены конструктив-
ному оформлению стационарных, судовых, авто-тракторных и танковых двигателей.
Здесь дан анализ современных конструкций, приведены их конструктивные и
эксплоатационно-экономические параметры; освещены пути и тенденции конструк-
тивного развития. Параллельно рассмотрены отдельные детали и узлы двигателей.
Вместе с указаниями по их конструктивному оформлению даны расчётные формулы
и числовые значения исходных величин.
Глава- пятая посвящена смесеобразованию двигателей внутреннего сгорания.
Конструктор найдёт здесь необходимые сведения для проектирования топливной
аппаратуры — карбюраторов, топливных насосов, форсунок.
Шестая глава содержит сведения по теории, общему устройству, элементам и
характеристикам применяемого на современных двигателях электрооборудования.
Приведены указания по выбору электрооборудования для отдельных типов машин.
Изложены также справочные данные по всем типам автомобильного электрообо-
рудования (генераторам, стартерам, распределителям, свечам, магнето), выпускае-
мого отечественными заводами.
В этой же главе рассмотрены процессы пуска и реверсирования двигателей;
приведены данные по реверсивным устройствам и управлению ими, по конструи-
рованию и расчёту реверсивных муфт.
Седьмая глава содержит необходимые указания по методам испытания двига-
телей внутреннего сгорания.
Восьмая глава посвящена газовым турбинам. Она включает основные схемы и
термодинамические циклы газовых турбин; даёт обобщённый тепловой расчёт
последних и освещает некоторые осуществлённые типы турбин.
При подготовке материалов тома значительная помощь была оказана авто-
рам и редакции со стороны рецензентов, давших свои развёрнутые отзывы и

VIII ОТ РЕДАКТОРА
указания по содержанию отдельных статей или глав. За оказанную помощь выра-
жаем глубокую признательность следующим-лицам,- инж. A.M. Авенариусу (гл. III
и V), д-ру техн. наук В. Н. Болтинскому (гл. VII), инж. Г. И. Гольдбергу (гл. VI),
проф. В. Ю. Гиттису (гл. V), доц. В. А. Колосову (гл. I, V и VI), инж. Б. Ф. Ко-
неву (гл. V), инж. 3. С. Полякову (гл. V и VI), инж. С. В. Пугавко (гл. II и III),
инж. Г. И. Самолю (гл. III), проф. Ю. А. Степанову (гл. IV), проф., д-ру техн.
наук М. А. Хайлову (гл. I), инж. С. Б. Чистозвонову (гл. III), проф. Я-И.Шнеэ
(гл. VIII).
С признательностью отмечаем также большой и кропотливый труд, который
затратили на комплектование и редактирование тома научные редакторы: проф.
Н. Р. Брилинг, проф. Б. Э. Шпринк и инж. М. Е. Маркус.
Главная редакция энциклопедического справочника „Машиностроение" с бла-
годарностью примет все критические замечания и предложения читателей по со-
держанию настоящего тома — они будут учтены во всей последующей работе над
материалами энциклопедического справочника „Машиностроение".
Л. Мартене

СТАЦИОНАРНЫЕ И ТРАНСПОРТНЫЕ
ДВИГАТЕЛИ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ
Глава!
ТЕОРИЯ И ХАРАКТЕРИСТИКИ ДВИГАТЕЛЕЙ
ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ
ТЕОРИЯ ДВИГАТЕЛЕЙ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ
ДЕЙСТВИТЕЛЬНЫЙ ЦИКЛ ЧЕТЫРЁХ-
ТАКТНЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ
Рабочие процессы и индикаторная
диаграмма
Цикл работы четырёхтактного двигателя,
совершаемый за два оборота коленчатого вала,
состоит из следующих пяти основных, чере-
дующихся и частично перекрывающих друг
для: 1) быстроходного дизеля (фиг. 1, а) с на-
сосным распиливанием; 2) карбюраторного
двигателя и двигателя с непосредственным
впрыском лёгкого топлива (фиг. 1. б) и 3) ти-
хоходного стационарного дизеля с пневма-
тическим распиливанием (фиг. 1, в).
Сплошными линиями на диаграммах пока-
зано изменение давления газов в цилиндре
для действительных, а пунктиром — для соот-
ветствующих теоретических циклов смешан-
а б в
Фиг. 1. Индикаторные диаграммы двигателей, работающих по циклам: смешанному, Отто и Дизеля
друга процессов: впуск, сжатие, сгорание, рас-
ширение и выпуск.
Изменение давления газов в цилиндре за
время одного рабочего цикла графически изо-
бражается на индикаторной диаграмме, кото-
рая может быть снята непосредственно с ра-
ботающего на установившемся режиме дви-
гателя ити построена на основании результатов
теплового расчёта.
Индикаторные диаграммы показывают изме-
нение давления газов в цилиндре в зависимости
от перемещения поршня (диаграммы в коор-
динатах р — V) и угла поворота коленчатого
вала в градусах („развёрнутые" диаграммы в
координатах р — <р°).
Диаграммы в координатах р — V удобны
для определения величины полезной работы
газов в' цилиндре за цикл (непосредственно по
площади), а в координатах р — <р° облегчают ис-
следование протекания процессов по времени.
В качестве примера индикаторные диа-
граммы (в координатах р — V) представлены
1 Том 10
ного, Отто и Дизеля. Во всех трёх случаях
диаграммы даны для работы без наддува с нор-
мальным всасыванием воздуха из атмосферы.
Площадь, соответствующая полезной работе
газов в цилиндре за цикл, в данном случае
равна алгебраической сумме двух площадей
9 земли
Фиг. 2. Процессы выпуска и впуска у авиадвигателей
; с наддувом.
диаграммы: положительной, получаемой за так-
ты расширения и сжатия, и отрицательной, ха-
рактеризующей работу, затрачиваемую н-а пре-
одоление сопротивлений при выпуске и всасы-
вании.

ТЕОРИЯ И ХАРАКТЕРИСТИКИ ДВИГАТЕЛЕЙ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ
[РАЗД. IV
У авиадвигателей с нагнетателями работа
газов за периоды выпуска и впуска обычно
-бывает положительной и имеет величину,
зависящую от давления наддува р% и давления
окружающего воздуха рн (фиг. 2).
При анализе рабочего процесса авиадвига-
телей эту работу учитывают отдельно, считая
индикаторную работу за цикл соответству-
ющей площадям ac'z'b'a (фиг. 1. а и б).
Фазы газораспределения
Моменты открытия и закрытия клапанов
не должны совпадать с мёртвыми точками для
обеспечения лучшей очистки цилиндра от от-
работавших газов, увеличения наполнения
цилиндра свежей смесью и повышения мощ-
ности (табл. 1—4). Моменты впуска и выпуска
зависят от числа оборотов и особенностей
конструкции клапанных систем и для каждого
типа двигателя обычно подбираются экспери-
ментально.
На фиг. 3 даны кривые подъёма клапанов
и указаны моменты открытия и закрытия кла-
панов по отношению к мёртвым точкам.
Значительное опережение открытия выпу-
скного клапана &'?вх обеспечивает своевремен-
Фиг. 3. Кривые изменения подъёма клапанов по углу
поворота коленчатого вала.
ный выпуск газов из цилиндра в начале вы-
пуска, что увеличивает полезную площадь
диаграммы за цикл.
Запаздывание закрытия выпускного кла-
пана к-2дх необходимо для улучшения очистки
цилиндра от продуктов сгорания в конце вы-
пуска; при этом используется кинетическая
энергия этих газов в выпускном трубопроводе.
Всасывающий клапан открывается вблизи
в. м. т. в подавляющем большинстве случаев
с некоторым опережением &<?'вс. Медленное
движение клапана в начале- его подъёма по-
зволяет раньше начаться процессу всасывания,
а именно с того момента, когда в цилиндре
будет создано разрежение, достаточное для
преодоления сопротивлений всасывающей си-
стемы.
Получающееся перекрытие клапанов ^пер
не приводит к каким-либо ненормальностям
в работе двигателя. При малой длительности
одновременного открытия клапанов и неболь-
ших проходных сечениях в них величина пе-
репада давлений недостаточна, чтобы отрабо-
тавшие газы смогли изменить направление
своего движения в цилиндре и попасть во
всасывающий трубопровод.
Правильно выбранное перекрытие клапа-
нов позволяет осуществлять продувку ци-
линдра двигателей: быстроходных — свежим
зарядом; без наддува — кинетической энергией
отработавших газов; с нагнетателями — из-
быточным давлением заряда перед цилин
драми.
Закрытие всасывающего клапана со значи-
тельным запаздыванием Д^ улучшает напол-
нение цилиндра свежим зарядом, в особенно-
сти при повышенных оборотах. В данном слу-
Таблица 1
Данные по газораспределению для мотоциклетных
двигателей
Двигатель
АМ-600
FN* 500см3
BMW R-16
FN; 500 см*
BMW R-ll
Л-8; ЗШсле3
BSA; 500cjk3
Клапа-
ны
Боковые
Боковые
Верхние
Верхние
Боковые
Верхние
Верхние
от
i
S
о.
с
X
П Об/М!
38оо
4ооо
4IOO
42OO
4600
4800
52OO
Продолжительность открытия
клапанов в градусах по углу
поворота коленчатого вала
всасываю-
щего
V
25
8
19
20
8
ЗО
40
65
5°
бо
5°
5°
7о
7°
<j
270
238
259
250
238
280
290
выпускного
V
65
5о
бо
7О
45
70
55
Н
<в
<
25
25
19
3°
14
ЗО
19
9-
<3
27O
255
259
аЗо
239
23О
254
с
9-
5°
33
38
5°
22
6о
59
Таблица 2
Данные по газораспределению танко-тракторнык
двигателей
Двигатель
В-2 В-2В (дизель)
ГАЗ-70 (танк Т-70)
М-17Т (танк ВТ-7)
1МА (СТЗ-НАТИ)
М-17 (дизель ЧТЗ)
СТЗ-ХТЗ . . . . ¦
,Сталинец0(ЧТЗ)
об/мин
1ьное п
Норма;
iSoo
3400
1700
1250
850
1050
650
Продолжительность открытия
клапанов в градусах по углу
поворота коленчатого вала
всасываю-
щего
¦ ч
V
<
2О
-6
5
— 8
2О
— Ю
—IO
<в
9-
<а
48
4б
бо
38
2О
4О
42
248
23O
245
2IO
22O
21O
212
выпускного
V
<
48
42
46
51
5°
5°
35
*9-
<
2О
8
IO
9
1б
ю
IO
г
<
248
23O
236
24O
24б
240
225
&
S
9-
<
4°
2
15
i'
36
о
о
1
чае используется кинетическая энергия свеже-
го заряда, движущегося с большими скоростя-
ми по всасывающему трубопроводу. По этой
причине, а также вследствие того, что в начале
такта сжатия давление газов в цилиндре
остаётся меньше наружного, процесс наполне-
ния не заканчивается в н. м. т. и продол-
жается в начале такта сжатия.

ГЛ. I]
ДЕЙСТВИТЕЛЬНЫЙ ЦИКЛ ЧЕТЫРЁХТАКТНЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ
Таблица 3
Данные по газораспределению автомобильных
двигателей
Двигатель
ЗИС-5
ГАЗ-А и ГАЗ-АА
М-1
ЗИС-101 ....
Студебекер . . .
к
в
S
о.
с
X
К
г
%
к
2400
220О
28оо
32OO
25OO
Продолжительность открытия
клапанов в градусах по углу
поворота коленчатого вала
всасываю-
щего
V
<
— 2
7.5
21
1б,5
V
<
48
48,5
7°
53.5
47
<
226
236
271
25s
225
выпускного
45
5L5
бо
66.S
43
V
<
2
4.5
13
3L5
2
3
<
227
23б
253
278
225
<
о
12
34
48
о
Таблица 4
Данные по газораспределению авиационных
двигателей с наддувом
Двигатель
АМ-35 и АМ-38 .
ВК-105 и ВК-106
АШ-82
М-11 (без нагне-
тателя)
Номинальное п об/мин
2°5°
2700
2400
i6bo
Продолжительность открытия
клапанов в градусах по углу
поворота коленчатого вала
всасываю-
щего
>
2О
IO
2О
5
9-
<
62
бо
44
48
«о
е-
<i
2б2
25O
244
233
выпускного
V
<
62
бо
74
57
<
2О
2О
3°
9
5
9-
О
2б2
2бО
284
24б
<
4О
3°
5°
14
Процесс всасывания
Процесс всасывания характеризуется по-
ступлением в цилиндр свежего заряда (воз-
духа— в дизелях и в двигателях с непосред-
ственным впрыском лёгкого топлива или
топливовоздушной смеси в двигателях карбю-
раторных, газовых и газогенераторных).
При выводах уравнений, определяющих
состояние газов в цилиндре в конце всасыва-
Фиг. 4. Упрощённая индикаторная
диаграмма.
ния, обычно рассматривается упрощённая ин-
дикаторная диаграмма (фиг. 4), в которой
за конец выпуска и начало всасывания при-
нимается точка г, а за конец всасывания и
начало сжатия —точка а.
Ввиду гидравлических сопротивлений линия
выпуска располагается выше атмосферной,
а линия впуска ниже горизонтали, соответ-
ствующей давлению перед впускным трубо-
проводом. Последнее равно атмосферному
у двигателей без нагнетателей и всегда бывает
больше атмосферного у двигателей с нагне-,
тателями.
Состояние газов в цилиндре перед впуском
характеризуется давлением/», и темпе-
ратурой Тг.
На основании анализа индикаторных диа-
грамм, снятых с работающих двигателей,
можно принять для малых и средних чисел
оборотов рг— A,05—1,1)/>о. а для п, соответ-
ствующего максимальной мощности, рг—
= A,15—1,20) р0; для двигателей с глушите-
лями рг должно быть взято несколько больше.
Температура остаточных газов в цилин-
дре Тг по своей величине близка к температуре
отработавших газов за клапаном; она повы-
шается с увеличением числа оборотов и на-
грузки двигателя и несколько снижается при
переходе к большим степеням сжатия и к чрез-
мерно богатым или бедным смесям.
В тепловых расчётах для режима макси-
мальной мощности принимают Тг = 900—1100сК
(карбюраторные двигатели) и 7> = 600—800°К
(дизели).
Количественную зарядку цилиндра при вса-
сывании характеризует коэфициент наполне-
ния f\H, который равен:
s
или
0)
B)
где Gg — вес свежего заряда, действительно
засасываемого в цилиндр за 1 цикл; Gt—вес
заряда, который может поместиться в объёме Vs
при температуре и давлении окружающей
среды (для двигателей с наддувом — при усло-
виях после нагнетателя), V — объём све-
жего заряда, действительно засасываемого
в цилиндр за 1 цикл и взятого при темпера-
туре и давлении окружающей среды (или после
нагнетателя), a Vs — рабочий объём цилиндра.
В зависимости от того, рассматривается ли
топливовоздушная смесь или только воздух,
различают коэфициенты наполнения: по смеси
rfHM и по воздуху т„.
Разница в величинах указанных коэфициен-
тов может быть очень большой у газовых
двигателей и незначительной (не более 2%)
у карбюраторных двигателей. При проведении
тепловых расчётов последних это позволяет
принимать т)я=т^л.
Для вывода уравнения i\H принимают сле-
дующие упрощающие допущения [14]:
1) процесс всасывания начинается в точке г,
а заканчивается в точке а индикаторной диа-
граммы;
2) кинетическая энергия газов в цилиндре
после всасывания равна нулю;
3) при температурах всасывания тепло-
ёмкости свежего заряда и остаточных газов
одинаковы и •

ТЕОРИЯ И ХАРАКТЕРИСТИКИ ДВИГАТЕЛЕЙ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ
[РАЗД. IV
4^ абсолютная работа, совершаемая газами
в цилиндре за ход всасывания (фиг. 4), L2 =
При этих допущениях баланс энергии за
период всасывания будет иметь вид:
ккал'цикл, C)
где Ur—внутренняя энергия остаточных га-
зов в цилиндре перед всасыванием; ?/0 — вну-
тренняя энергия свежего заряда до поступления
его в цилиндр двигателя; AQ—тепло подо-
грева, равное теплу, полученному свежим за-
рядом от трубопровода и внутренних поверх-
ностей цилиндра за вычетом (у карбюратор-
ных двигателей) тепла, затрачиваемого на ис-
парение топлива; L\ — абсолютная работа по-
дачи свежего заряда во всасывающий трубо-
провод в кгм/цикл', Ua — внутренняя энергия
всех газов в цилиндре в конце хода всасыва-
ния и L2=Pa-Vs — абсолютная работа газов
в цилиндре за ход всасывания.
Обозначая через: Мп Мо и Ма — количе-
ства молей соответственно остаточных газов,
свежего заряда и газов в цилиндре после вса-
сывания, Тг, Го и Та — абсолютные темпера-
туры этих газов, Д Г— повышение температуры
свежего заряда при его подогреве до момента
поступления в цилиндр. 7~0' — абсолютную тем-
пературу свежего заряда в момент поступле-
ния его в цилиндр, тогда на основании харак-
теристического уравнения будем иметь:
Uo = mcv Мо То =
^
Далее ALX — AP0 Vs riH и AL2 = APa Vs.
В результате подстановки полученных вы-
ражений в исходное уравнение C), замены
отношения mCplmCy через k и соответствующих
преобразований имеем в окончательном виде:
Влияние отношения температур т-»
Температура Го зависит от степени подогрева
заряда во всасывающем трубопроводе, а также
* В соответствии с формулировкой определения ч)
объём действительного заряда при условии входа его во
всасывающий, трубопровод равен ч]. • V
(в случае карбюраторных двигателей) от по-
нижения температуры воздуха за счёт испа-
рения топлива. Для улучшения смесеобразо-
вания и уменьшения количества жидкой то-
пливной плёнки, образующейся на внутренних
стенках всасывающего трубопровода, у кар-
бюраторных двигателей применяется специ-
альный подогрев этих стенок. Подогрев осу-
ществляется или- отработавшими газами (боль-
шинство автомобильных двигателей), или го-
рячей водой из цилиндрового блока (обычно
у авиадвигателей без нагнетателей).
Топливная плёнка, попадая в цилиндры
в различных количествах, приводит к изме-
нению состава смеси по цилиндрам и влечёт
за собой снижение мощности и экономичности
двигателя.
Для карбюраторных двигателей с подогре-
вом трубопровода выхлопными газами можно
принимать для расчётов Го — 7 +A0-f-30°).
Для карбюраторных двигателей с водяным
подогревом понижение температуры воздуха
при испарении топлива примерно компенси-
руется дальнейшим подогревом смеси, ввиду
чего Г0'«Г0.
У быстроходных дизелей подогрев всасы-
вающего трубопровода применяется лишь для
облегчения пуска двигателя. Однако вслед-
ствие подогрева поступающего воздуха от
горячих поверхностей поршня, гильзы, голов-
ки и клапанов у быстроходных дизелей 70'
всегда бывает несколько больше Го. В зави-
симости от особенностей конструкции и ре-
жима работы можно принимать для дизелей
*о' = ^о + B0--400).
У газогенераторных двигателей 7V бывает
всегда выше То вследствие недостаточного
охлаждения газа после генератора. О ка-
ком-либо специальном подогреве для этих
двигателей не может быть и речи.
Для повышения мощности двигателя необ-
ходимо уменьшать температуру Го'. Подо-
грев смеси у карбюраторных двигателей ра-
ционален до тех пор, пока выигрыш в мощ-
ности и экономичности вследствие лучшего
смесеобразования имеет перевес над влиянием
уменьшающегося коэфициента %. Излишний
подогрев вреден, так как приводит к значитель-
ному уменьшению мощности в результате
уменьшения % или же к более быстрому воз-
никновению детонации.
Влияние отношений давлений ^ и —.
Ра Ро
При постоянном давлении pQ для повышения
rlH необходимо, с одной стороны, увеличизать
ра, а с другой — уменьшать рг. Должны быть
приняты все меры для уменьшения гидравли-
ческих потерь впускной и выпускной систем.
К таким мероприятиям относятся: 1) изгото-
вление клапанов с большими проходными
сечениями и более обтекаемой формы, 2) под-
бор соответствующих фаз газораспределения
и 3) изготовление трубопроводов более глад-
кими, более простой формы и также с боль-
шими проходными сечениями. В последнем
случае необходимо действовать осторожно,
чтобы не ухудшить распределение смеси по
цилиндрам и не получить размеры трубопро-
водов, при которых на эксплоатационных ре-

ГЛ. I]
ДЕЙСТВИТЕЛЬНЫЙ ЦИКЛ ЧЕТЫРЁХТАКТНЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ
жимах колебательные движения в них газов
будут уменьшать наполнение.
Ввиду того что отношение — входит в
Ро
уравнение D) с множителем, значительно
большим единицы (в особенности у' дизелей),
то его влияние на % много больше влия-
ния—-. Поэтому при создании форсирован-
но
ных двигателей конструктор в первую очередь
стремится уменьшить сопротивление всасы-
вающей системы и при недостатке места ча-
сто ограничивается увеличением диаметра
или числа лишь всасывающих клапанов.
Влияние степени сжатия, оборотности
и типа двигателя. Из уравнения D), которое
может быть представлено в несколько ином
виде, а именно:
- h \Ра _
Т'ЛРо'
E)
Фиг. 5. Изменение коэфи-
циента наполнения в зависи-
мости от числа оборотов.
видно, что при увеличении е коэфициент тг]к
должен несколько возрастать.
Влияние е на ч\н невелико, и на практике
при выборе степени сжатия руководствуются
другими соображениями, например появлением
детонации или
преждевременных
вспышек у карбю-
раторных двигате-
лей и условиями
запуска у дизелей.
На фиг. 5 пред-
ставлен пример-
ный вид кривых
изменения % по
оборотам для дви-
гателей различной быстроходности. Уменьше-
ние f\H при увеличении п происходит вслед-
ствие увеличения напора, необходимого для.
преодоления сопротивлений при всасывании
и выпуске, приводящего к уменьшению ра и
к увеличению рг. Более быстрое снижение
кривой i\H в области высоких чисел оборотов
объясняется тем, что указанный напор про-
порционален (см. уравнение Бернулли) ква-
драту скорости движения газов, а, следова-
тельно, примерно и квадрату числа обо-
ротов.
Причиной уменьшения т)и при переходе к
малым п является не учитываемая уравне-
нием D) слишком малая скорость движения
заряда во всасывающем трубопроводе, недо-
статочная для создания динамического напора,
необходимого для введения в цилиндр заряда
в начале хода сжатия. Вследствие этого при
очень малом п в начале хода сжатия будет
происходить даже выталкивание из цилиндра
газов обратно во всасывающий трубопровод
через клапан, который остаётся открытым.не-
которое время после н. м. т. (угол ^"вс\ •
При работе без нагнетателей максималь-
ные значения ч\н колеблются в следующих
пределах: быстроходные дизели —от 0,8 до
0,9; карбюраторные двигатели — от 0,75 до
0,85.
Меньшие значения ч\н для карбюраторных
двигателей объясняются наличием у них диф-
фузора, подогрева и более сложной формы
трубопровода. Газогенераторные двигатели
имеют ещё меньшие значения г\н главным
образом вследствие более высокой темпера-
туры газо-воздушной смеси.
При проведении тепловых расчётов для
оборотов, соответствующих Л^.пах, можно при-
нимать:
Y]w=0,75-r- 0,85 -для быстроходных дизелей;
т]и=0,75ч-0,83-для карбюраторных дви-
гателей с верхним расположением клапанов
и газовых двигателей;
¦%=0,68ч-0,75- для карбюраторных двига-
телей с нижними боковыми клапанами и t\H —
— 0,65 -f- 0,70 — для газогенераторных двига-
телей.
Коэфициент остаточных газов у,
характеризующий степень загрязнённости
свежего заряда остаточными газами в конце
всасывания, представляет собой отношение
числа молей остаточных газов к числу молей
свежего заряда.
После замены числа молей их выраже-
ниями из характеристического уравнения и
после соответствующих преобразований
Рг
Ро
е — 1 Тг
F)
Величины у, получаемые в тепловых рас-
чётах, обычно колеблются в пределах:
7=0,03-т-0,Сб - для быстроходных дизелей и
7=0,05-^0,15 — для карбюраторных двигателей
при работе с полным открытием дросселя.
Меньшие значения у для дизелей обусло-
влены значительно большими у них степенями
сжатия.
Уравнение, определяющее в тепловых рас-
чётах давление газов в цилиндре
в конце всасывания /<а, может быть
получено из уравнения D), полагая в нём
/2 = 1,4:
1
Ра'
1,4е—0,4
:-\)rt :\кг/см\G)
Величины ра при полной нагрузке без над-
дува колеблются в зависимости от я в пре-
делах от 0,75 до 0,90 кг/см2. Более низкие
значения ра для карбюраторных и газогене-
раторных двигателей объясняются меньшими
у них значениями гш.
Уравнение, определяющее темпе-
ратуру газов в цилиндре в конце
всасывания Та. выводится из равенства
Ма = М1 + Мп
где Мг, М^ и Ма — количества молей соответ-
ственно остаточных газов, свежего заряда и
газов в цилиндре после всасывания.
Так как Мг = -\ М\, то, воспользовавшись
характеристическим уравнением, после соот-
ветствующих преобразований получим:
0+7)
— А Ро
Z*'K
(8)
Температуры Та, определяемые по уравне-
нию (8), имеют обычно значения: ГО=ЗЮ —
350° К — для быстроходных дизелей и ia=340 -
400° К — для карбюраторных двигателей.

ТЕОРИЯ И ХАРАКТЕРИСТИКИ ДВИГАТЕЛЕЙ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ
[РАЗД. IV
Процесс сжатия
В реальном двигателе процесс сжатия про-
текает по сложному закону. Основные при-
чины сложности этого процесса: 1) продол-
жающееся поступление в цилиндр свежего
заряда в начале хода сжатия; 2) неодинаковый
теплообмен между газами и стенками по вели-
чине и по знаку на различных участках хода
сжатия; 3) непрерывное уменьшение поверх-
ности зеркала цилиндров, омываемого газа-
ми; 4) выход газов из цилиндра через не-
плотности поршневых колец и клапанов и
5) начало сгорания топлива в конце хода
сжатия.
Для определения параметров конца сжатия
обычно принимают, что процесс сжатия про-
исходит по политропическому закону с неко-
торым постоянным для всей линии сжатия
показателем «j.
Определение величины щ производится по
индикаторным диаграммам, снятым с работа-
ющих двигателей. При этом показатель щ
должен выбираться таким, чтобы на участке
сжатия от точки а диаграммы до момента
начала сгорания работа сжатия с показателем
п\ была бы равна работе сжатия в реальном
двигателе.
При оценке показателя щ для проектируе-
мого двигателя, по своей конструкции и ре-
жиму работы сильно отличающегося от дви-
гателей, для которых имеются эксперимен-
тально определённые величины щ, руковод-
ствуются влиянием на него различных фак-
торов.
С увеличением п сокращается продолжи-
тельность рабочего цикла, в результате чего
за период сжатия уменьшаются теплообмен
между газами и стенками и потери газов
через неплотности. По этой причине процесс
сжатия должен приближаться к адиабатному
и показатель щ — увеличиваться.
При проведении тепловых расчётов прини-
мают для оборотов, соответствующих макси-
мальной мощности, пг= 1,34-5-1,39 в зависи-
мости от быстроходности, типа и особенностей
конструкции двигателя.
При более интенсивном охлаждении, на-
пример при переходе от воздушного охла-
ждения к водяному, будет понижаться тем-
пература днища поршня, стенок цилиндра и
камеры сгорания. Это приведёт к большему
охлаждению сжимаемых газов, а следовательно,
и к уменьшению показателя щ.
При повышенных температурах охлаждаю-
щей жидкости и при воздушном охлажде-
нии следует брать несколько ббльшие вели-
чины П\.
Более высокие температуры и давления
газов в цилиндре при повышенных s приводят,
с одной стороны, к более интенсивному от-
воду тепла от сжимаемых газов, а с другой, —
к большему выходу их из цилиндра через
неплотности за период сжатия.
В карбюраторных двигателях, несмотря на
более низкие степени сжатия, показатель щ
имеет меньшие значения вследствие затраты
тепла на испарение топлива.
Давление и температура газов
в цилиндре рс и Тс при отсутствии сго-
рания топлива до в. м. т. определяют в те-
пловых расчётах по давлению и температуре
ра и Та и по показателю щ, пользуясь видо-
изменёнными уравнениями политропы:
рс—ра • s ' кг/см2.
//.= / я • Е К.
A0)
Значения величин рс и Тс, подсчитанных
для различных двигателей по уравнениям (9)
и A0), приведены в табл. 5.
Таблица 5
Значения величин рс и Тс
Двигатели
Карбюраторные
без наддува
с наддувом
Быстроходные дизели
рс в кг/см1
7-12
12—2о
30—40
12—18
Тс в °К
6оо-75о
65O-75O
75O—9оо
700—800
При выборе степени сжатия для проекти-
руемого двигателя необходимо руководство-
ваться следующими основными соображе-
ниями.
У карбюраторных, газовых и других двига-
телей с воспламенением смеси от искры тем-
пература газов в цилиндре должна быть не-
сколько меньше или в крайнем случае равна
температуре самовоспламенения рабочей смеси.
В противном случае возможно преждевремен-
ное и нерегулируемое начало сгорания, при-
водящее к нарушению нормальной работы
двигателя.
Помимо этого при выборе е для карбюра-
торных двигателей необходимо исходить из
заданного топлива и устанавливать е такой,
чтобы при всех эксплоатационных режимах
на этом топливе не было детонации.
В дизелях для надлежащего воспламенения
распыленного топлива температура конца
сжатия должна превышать температуру само-
воспламенения топлива. Однако чрезмерно
высоких s следует избегать, так как это при-
ведёт к слишком большим давлениям в конце
сгорания и затруднит прокручивание двигателя
при его запуске.
Величины е у карбюраторных двигателей
встречаются в следующих пределах: трактор-
ные керосиновые е=3,5-^4,5; автомобильные
? = 4,2^-6,7; мотоциклетные е = 5,4-5-10,0; авиа-
ционные е=5,5-н7 5.
Для газогенераторных и газовых двигате-
лей г обычно берётся выше, чем для автомо-
бильных карбюраторных (е=6,5-5-9,0), по-
скольку эти двигатели работают на газообраз-
ном топливе с высоким октановым числом.
Для быстроходных дизелей в зависимости
от способа распыливания топлива и конструк-
ции камеры сгорания е встречаются от 12 до 20.
Процесс сгорания
Сгорание топлива и состав продуктов
сгорания. Процесс сгорания моторных то-
плив характеризуется распадом входящих в

гл. i]
ДЕЙСТВИТЕЛЬНЫЙ ЦИКЛ ЧЕТЫРЁХТАКТНЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ
них соединений и затем окислением углерода
и водорода. В зависимости от количества
кислорода, участвующего в сгорании, сгора-
ние считается полным и неполным.
Соотношение между топливом и воздухом
'(кислородом) характеризуется коэфициентом
избытка воздуха а, который представляет со-
бой отношение действительно располагаемого
количества воздуха (или кислорода) к теоре-
тически необходимому для совершенного сго-
рания топлива.
Теоретически необходимым количеством
воздуха (или кислорода) называется такое
его количество, которое необходимо и доста-
точно для полного окисления топлива (в СО2
и Н2О). Это количество зависит от состава
топлива и может быть определено по реак-
циям сгорания С, СО и Н2.
Выражения для теоретически необходимых
количеств воздуха в молях на 1 кг топлива:
1) для тощшв, состав которых даётся в
весовых долях и определяется уравнением,
= ! кг>
12
So,
32
0,21
(H)
2) для топлив, состав которых определяется
химической формулой СОТН„ОГ,
A2)
0,21
3) для топлив, состав которых даётся в
объёмных долях, например: гсо -f- rH -\-rc H +
'со,
гн2о
на
Т/ - 'О,
0,21
.A3)
Теоретически необходимое количество воз-
духа в кг на 1 кг топлива:
LT= 28,95 • L'T,
A4)
где 28,95 — молекулярный вес воздуха.
В общем виде при произвольном значе-
нии а продукты сгорания топлив состоят из
СО2; СО; Н2О; Н2; О2; N2 и СОТНЛ.
Однако при проведении тепловых расчётов
без учёта диссоциации принимают эти про-
дукты состоящими: 1) при а>1 из СО2. Н2О,
О2 и N2 ввиду очень небольшого содержа-
ния СО, Н2 и СтНп; 2) при <х=1 из СО2,
НоО и N2 ввиду небольшого содержания СО,
На, О2 и СОТН„ и 3) при а<1 из СО2, СО,
Н2О и N2 ввиду небольшого содержания О2
и СОТН„ и в предположении, что неполностью
сгорает лишь один углерод топлива.
При расчётах с учётом диссоциации при
сгорании части молекул СО2 и Н2О можно
принимать для всех а продукты сгорания со-
стоящими из СО2, СО, Н2О, Н2, О2 и N2, пре-
небрегая содержанием углеводородов, которые
обнаруживаются обычно в виде метана (СН4)
в очень малых количествах @,2—0,4%).
В соответствии с реакциями сгорания опре-
деляют состав и количество продуктов сгора-
ния в тепловых расчётах без учёта диссоциа-
ции по следующим формулам для о > 1 и то-
плива состава ^с -+ ^н -f- gQ — 1 кг:
М{
со9 = -J2 моль\кг
A5)
Мо'а = 0,21(в— \)LT
Общее количество продуктов сгорания
М2 — aL'T-\- -~ + -^ моль!кг.
Для топлива состава СОТНЛОГ:
Мсо —т молъ\молъ\
vWN =0,79 a LT моль/моль;
МНзо = ~п моль/моль; A6)
Мо — 0,21 (а — 1) LT моль/моль;
M2=oiLT-\--^ -\-~n моль/моль.
Для газообразных топлив с составом: гсо +
+ гна+гСотня+ го,+гсо,+''н.о+rNa= 1 м<>лъ\
мсо2 = гсо + т ' гстнп + гсо3 моль/моль;
н,о - гн2 -г y
гн,о
МОз = 0,21 (a — 1) LT моль/моль nj\
= a L"T + rCQf + ГН^О + TNi + rQt +
у r
co
T гСтн„ »<>ль\кг.
Для 0,7 ^ a ^ 1 и топлива состава gc -f-
= 1 кг-
A8)
/WCOj = -у*— 0,42 A — a) L'T моль/кг;
;WCO= 0,42A— а)/,г
Nf = 0,79oZ,'r
+ 0,21 A—a) L'r
Изменение числа молей газов в цилиндре
при сгорании характеризуется коэфициен-
том молекулярного изменения р.,
представляющим собой отношение числа мо-

ТЕОРИЯ И; ХАРАКТЕРИСТИКИ ДВИГАТЕЛЕЙ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ
[РАЗД. IV
лей газов в цилиндре после сгорания (
-f- Мг) к числу их до сгорания (Mi -f Mr)
Здесь Mi — количество молей свежего за-
ряда перед сгоранием.
Для дизелей: M1 = ab'T моль]кг. A9)
Для карбюраторных- двигателей и двига-
телей с непосредственным впрыском лёгкого
топлива:
M1 = aLT-\ мо л ь/н г, B0)
/га
где пгт — молекулярный вес топлива.
Для газовых и газогенераторных двигате-
лей
М1 = a L Т -\- 1 моль\моль.
B1)
Обозначая отношение ~ через р.о (хи-
мический коэфициент молекулярного измене-
ния), получим:
^ТТТ' B2)
Подсчёт коэфициента (л0:
1) для сгорания в карбюраторных двига-
телях при а^> 1
1
"Г
So,
32 т.
aLT +
B3)
при 0,7 < а
32
2; B4)
2) для сгорания в дизелях при а.
?"н„ , ёой
' . 4 +~32 .
B5)
3) для газовых двигателей при топливе со
става гС0+гНз
4-/"N =1 моль; при a
+
+г
5-Л-. B6)
Из анализа выражений р.о следует, что:
1) для жидких топлив и углеводородов па-
рафинового ряда (л^>4) при всех значениях a
коэфициент ^о ~> 1;
2) для метана приа>1 коэфициент \х0— 1;
3) для газообразных топлив, например
светильного и генераторного газа, при a^l
коэфициент ^о<С1-
Теплоёмкости рабочих газов. Средние
молекулярные теплоёмкости газов, участвую-
щих в рабочем процессе двигателей, имеют
следующие выражения в ккал/моль-грао".
Для конца сжатия, когда температура /с
может иметь величины от 600 до. 1000" К.
Углекислота
Окись
углерода
Водяной пар
-=* 6,6 + 2,8-10" 3ТС
-з,
= 4,6 -\- 0,8-10 Т
= 5,5
U3-10-V
Водород (mcvJ$0 = 4,8 + 0,3-10
-з
[B7)
-3-i
Азот (mcvJ$Q = 4,7 + 0,6-10~ ATt
Кислород (mcv)l^ =4,6 + 1,1-Ю^
)
Для конца сгорания при темпеоатуре Тг,
лежащей для различных двигателей в преде-
лах от 180J до*3000°' К.
Углекислота
Окись
углерода
~ г
= 9,2 + 0,8 • 10~ гТ
= 5,0 -f 0,5-10~ ZTZ
т
Водяной пар (mcvJ§Q = 5,7 4- 1,2» 10~3Tz
Водород (шсг,)[9г0 =» 4,5 + 0,5-10~ 3TZ
" 3
Азот (mcv) 1^ = 5,1 + 0,4-10" 3Т
Кислород
= 5,5 +'б,4-10~3Г
~3
B8)
Средняя молекулярная теплоёмкость при
р = const
(mcpJm= \^%Ъ-\-{тпсу)^ккал1молЬ'гра^. B9)
Теплотворная способностьто-
плива и рабочей смеси. Высшей тепло-
творной способностью топлиза называется ко-
личество теплоты в калориях (больших), отда-
ваемой в калориметр при полном сжигании
единицы топлива при условии охлаждения
в калориметре продуктов сгорания до началь-
ной (комнатной) температуры в 15° С или
17° С B9Г К).
Низшая, или рабочая, теплотворная способ-
ность равна.высшей за вычетом теплоты па-
рообразования воды, образующейся в про-
дуктах сгорания в результате окисления во-
дорода топлива, а также воды, содержащейся
в топливе и вследствие влажности воздуха.
Низшая теплотворная способность Q" то-
плив может быть приближённо оценена по их
элементарному составу по формуле Менде-
леева:
Q?=8100 ^с + 30000?На - 26О0 (g^ - gs) -
- 600 (gw + 9gu) икал/кг, C0)
где gc, ^н2- ^оа> #s и ?w — содержание
в топливе в весовых частях углерода, водо-
рода, кислорода, серы и воды, или по эмпири-
ческому уравнению:
Q" яа 20400?'г ккал/кг.
C1)
Количество теплоты, теоретически недо-
выделяемое 1 кг топлива при а<1 вследствие
неполного сгорания:
AQwc=28560 (I - a) LT ккал/кг. C2)

ГЛ. I]
ДЕЙСТВИТЕЛЬНЫЙ ЦИКЛ ЧЕТЫРЁХТАКТНЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ
Низшую теплотворную способность QCM
свежего заряда, определяющую количество
теплоты, вносимое в цилиндр с единицей (на-
пример с 1 М9лем) заряда, определяют по фор-
мулам:
для карбюраторных двигателей
при а>1 (?,„==¦
ккал\моль C3)
при а < 1 QCM~
aLT-\~-
QH0—bQ
HC
1
тт
ккал\моль\{Ъ\)
для дизелей
QHn
(при а> 1) QCM = —Ц- ккал\м-улъ\
L
C5)
для газовых и газогенераторных двигате-
лей (при a> 1)
" п'
ккал/моль, C6)
aLT+\
рания при тепловых расчётах производят для
точки z*упрощённых индикаторных диаграмм
(фиг. 6), пользуясь уравнением сгорания, пред-
ставляющим собой баланс энергии за период,
сгорания от точки с до точки z диаграммы.
Смешанный цикл. На фиг. 6, а предста-
влен участок сгорания для смешанного цикла*
по которому работают быстроходные дизели.
Перед сгоранием (точка с) в цилиндре содер-
Фиг. 6. К выводу уравнений сгорания для циклов-
смешанного, Отто и Дизеля.
Q2—низшая теплотворная способность
1 моля газообразного топлива.
В табл. 6 приведены величины низших
теплотворных способностей некоторых топлив.
Таблица 6
Низшая теплотворная способность Qp некоторых
топлив
Топливо
Углерод С .
Окись угле-
рода СО . . ,
Водород Н2.
Пропан С3Н8
Бутан С4Н10
Пентан C5Hi2
о
са
- S--C
о,39б
0,085
1,19
°,54*
9,533
о.53
§
и
* о.
о-
8 юо
а 44°
24 боо
II IOO
ю 94O
ю 68з
Топливо
Гексан С„НН
Гептан С,Н,,;
Бензол СвН6
Бензин (сред-
него состава)
Этиловый
спирт С2Н5ОН
Газойль и ке-
росин
(С
». (~.
0,527
°,524
°-457
0,516
o,3i
}
н
О
ю 638
ю 561
9 57<5
то 5оо
6 4бб
IO 2OO -
—ю 5°°
Низшая теплотворная способность QfM то-
пливо-воздушных смесей при а= 1 ъккал/'моль:
Пропан C3HS 19 700
Бутан С,Н10 19 900
Пентан CSH12 19 960
Гексан С„Ни 19 780
Гептан C7Hi6 19 780
Бензин (среднего состава) 20 000
Бензол С„Н6 20 350
Этиловый спирт СаН5 -ОН 19500
Уравнения сгорания для различ-
ных циклов без учёта диссоциа-
ции. Определение параметров в конце сго-
жится смесь, состоящая из М1 молей воздуха
и Мг молей остаточных газов. После сгорания
(точка z) в объёме Vz цилиндра будут нахо-
диться вновь образовавшиеся продукты сгора-
ния (М2 молей) и Мг молей тех же остаточ-
ных газов.
При работе дизелей с избыточным возду-
хом теплота, выделяемая при сгорании то-
плива (тепловой эффект реакции Wc при тем-
пературе Тс), идёт:
1) на увеличение внутренней энергии
(U2)/ продуктов сгорания (М2) и остаточных
газов (Мг) при нагревании их от темпера-
туры Тс до температуры Tz;
2) на совершение работы расширения
Ly-z и
3) на покрытие потерь теплоты Дф за пе-
риод сгорания.
Таким образом,
у-г
ккал\кг. C7)
Если обозначить через (Uj)/ внутреннюю
энергию всех газов в цилиндре перед сгора-
нием, то по закону Кирхгофа
= QHp + (UX)TTC - (U2)TC ккал/кг. C8)
Так
р,
то в Ре-
зультате совмещения уравнений C7) и C8)
уравнение сгорания для смешанного цикла
имеет еид:
QHP -

10
ТЕОРИЯ И ХАРАКТЕРИСТИКИ ДВИГАТЕЛЕЙ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ
(РАЗД. IV
Окончательный вид уравнения сгорания
после соответствующих замен и преобразо-
ваний для смешанного цикла:
1,985 (Х7С-290 fx) =
Т' (Тг — 290) ккал/моль, D0)
где ? — коэфициент использования теплоты при
сгорании, учитывающий все её потери на уча-
стке сгорания от точки с до точки г и обычно
оцениваемый в тепловом расчёте на основа-
нии анализа рабочего процесса существующих
двигателей; Q^-низшая теплотворная спо-
собность 1 кг топлива [берётся по справоч-
никам или подсчитывается по формулам C0)
и C1)]; Afj — количество молей свежего за»
ряда, равное для дизелей aLj-моль/кг;7 — коэ-
фициент остаточных газов, подсчитываемый
по уравнению F); [mc^h ~ сРеДняя молеку-
лярная теплоёмкость при v = const для воз-
духа (можно брать азот) в интервале темпе-
ратур от 290° К до Тс, определяемая по урав-
нениям B7); 1С — температура конца сжа-
тия, подсчитываемая по уравнению A0);
>- = - — степень повышения давления, для
быстроходных дизелей обычно оцениваемая на
основании анализа действительных диаграмм;
ja — коэфициент молекулярного изменения,
подсчитываемый по уравнениям B2—26);
(tncpJQQ — средняя молекулярная теплоём-
кость при р = const вида а-\- ЬТ2 для продук-
тов сгорания в интервале температур "от
290° К до Тг\ коэфициенты а и b этой те-
плоёмкости подсчитывают по составу про-
дуктов сгорания, пользуясь уравнениями B8)
и B9).
После подстановки в уравнение D0) всех
вычисленных и оценённых величин уравне-
ние сгорания для смешанного цикла (как и
для всех других циклов) примет вид:
Решение этого уравнения относительно
температуры Тг может производиться различ-
ными методами (аналитически, графически
или методом подбора). При известном навыке,
однако, последний метод является наиболее
удобным.
Максимальное давление рг для смешанного
цикла обычно определяют, пользуясь оценён-
ной величиной X, по уравнению
рг = \рс кг/см2.
D2)
Величина степени предварительного рас-
ширения р, представляющая собой отношение
—-, подсчитывается по уравнению:
D3)
уравнений, составленных для точек г и с
индикаторной диаграммы.
Цикл Отто. Уравнение сгорания для цикла
Отто, по которому работают двигатели кар-
бюраторные, газовые, газогенераторные, с не-
посредственным впрыском лёгкого топлива
Гессельмана и др. получается из уравнения
D0) после замены в нём А выражением из
уравнения D3), полагая р = 1.
Учитывая возможность работы при а < 1 и
наличие топлива в смеси перед сгоранием
для двигателей, работающих по циклу Отто
на жидких топливах, уравнение сгорания:
- 290) =
= ,а (mcvJyQ (T — 290) ккал/моль. D4)
В отличие от уравнения D0)здесь:
&QHC—потеря теплотворной способности то-
плива вследствие теоретической неполноты сго-
рания при а<1, определяемая по уравнению
C2); при а!>1 величина &QHC =0;
Мг = aLT -\ моль/кг;
m
D5)
(mcv) 2&=а -\~ЬТг — средняя молекулярная те-
плоёмкость при v = const для продуктов сго-
рания, определяемая по их составу, пользуясь
уравнением B8).
Для газовых и газогенераторных двигате-
лей, тепловой расчёт которых обычно прово-
дится для <х.>1, уравнение сгорания:
= \>-
(Тг — 290) ккал/моль, D4)
Это уравнение получено в результате по-
членного деления двух характеристических
где QCM—низшая теплотворная способность
1 моль газо-воздушной смеси в ккал/моль,
подсчитываемая по уравнению C6); [мс®)^ —
средняя молекулярная теплоёмкость при v =
= const для смеси всех газов, находящихся
в цилиндре перед сгоранием, определяется по
составу газо-воздушной смеси и уравнениям
B7).
Давление газов в цилиндре в конце сгора-
ния для цикла Отто определяется по уравне-
нию
р2 = р,рс * кг/см*, ИЧ/
* с
которое получается из уравнения D3) после
замены в нём X отношением —.
. Оценка параметров, входящих
вуравнения сгорания дляциклов
Отто и смешанного без учёта диссоциа-
ции. Коэфициент §, учитывающий для реаль-
ных двигателей все потери за период сгора-
ния, кроме теоретической неполноты сгора-
ния &QX, равен: 1) для цикла Отто от 0,8 до
0,92 в зависимости от типа двигателя и ре-

ГЛ. I]
ДЕЙСТВИТЕЛЬНЫЙ ЦИКЛ ЧЕТЫРЁХТАКТНЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ
11
жима его работы и 2) для быстроходных ди-
зелей от 0,7 до 0,8.
Меньшие значения ? для дизелей объяс-
няются, с одной стороны, худшим смесеобра-
зованием, а с другой, — большими за период
сгорания потерями газов через неплотности и
тепла с охлаждением вследствие более высо-
кого давления газов и более длительного про-
текания процесса сгорания.
Степень повышения давления А
в зависимости от конструкции камеры сгора-
ния дизеля и способа смесеобразования обычно
оценивается в пределах от 1,4 до 2,5. Боль-
шие значения А имеют дизели с неразделён-
ной камерой с непосредственным распылива-
нием, а меньшие — дизели предкамерные, воз-
душнокамерные и вихрекамерные.
Величины параметров конца
сгорания в д в и г ате л я х б.е з н а д д у в а.
Величины максимальных давлений рг и темпе-
ратур Тг, получающихся в результате решения
приведённых выше уравнений сгорания, имеют
значения:
1) для карбюраторных двигателей при усло-
вии работы их с полным дросселем без над-
дува
р2 = 30—45 кг/см* и Тг = 2500—2800° К;
2) для газогенераторных двигателей при
работе на полном дросселе
р2 = 30-45 кг/см* и Тг = 2300—2500° К;
3) для быстроходных дизелей при работе
их с полной нагрузкой
рг = 45-80 кг/см* иГг= 1800—2100° К.
Более высокие давления р2 здесь объ-
ясняются соответственно более высокими да-
влениями рс.
Меньшие, чем у карбюраторных двигате-
лей, значения Тг у газогенераторных двигате-
лей являются следствием значительно мень-
шей теплотворной способности горючей
смеси.
Ещё более низкие температуры Тг для
дизелей в основном объясняются необходи-
мостью нагревания избыточного воздуха
(о!>1,2) при сгорании топлива; меньшей
величиной коэфициента 5, затратой тепловой
энергии на совершение работы расширения
за период сгорания и в некоторой степени
несколько меньшей теплотворной способ-
ностью дизельного топлива.
Определение параметров конца сгора-
ния цикла Отто с учётом диссоциации.
В тех случаях, когда двигатель работает
с наддувом или при добавлении к воздуху кис-
лорода, при определении параметров конца
сгорания необходимо учитывать диссоциа-
цию.
В зависимости от условий сгорания раз-
ница в температурах Тг, полученных расчётом
с учётом и без учёта диссоциации, может ока-
заться очень большой, например до 200°.
Явление диссоциации состоит в расщепле-
нии части некоторых соединений, сопрово-
ждающемся поглощением теплоты и понижаю-
щим вследствие этого конечную температуру
сгорания.
Количество диссоциирующих молекул за-
висит от температуры давления, состава го-
рючей смеси и других факторов, и потому
решение уравнения сгорания с учётом дис-
социации представляет более сложную за-
дачу.
В целях упрощения принимают продукты
сгорания с диссоциацией состоящими из ше-
сти компонентов СО2, СО, Н2О, Н2, О2 и N2,
отбрасывая, таким образом, метан и такие
второстепенного значения продукты диссоциа-
ции, как NO, ОН и одноатомные водород и
кислород.
Обозначения количеств молей отдельных
газов, находящихся в цилиндре:
до сгорания при а ^ 1
м>1=
до сгорания при а<1
(топливо);
после сгорания при всех значениях а:
Количественный состав газов в цилиндре
перед сгоранием определяется по количеству
воздуха, топлива и остаточных газов, состав
которых ввиду небольшого их количества мо-
жет быть взят при заданном а без учёта дис-
социации.
Число молей азота в продуктах сгорания
не зависит от температуры; оно равно тако-
вому до сгорания:
М'к =
моль/кг.
48)
Для определения при заданной темпера-
туре Т2 других составляющих продуктов сго-
рания необходимо решить пять уравнений
с пятью неизвестными:
Mr
м
и3
Первое уравнение представляет со-
бой баланс по углероду:
D9'
Второе уравнение — баланс по водо-
роду:
= Я, где В=
^-f-ЛГ'*. E0)
Третье уравнение — баланс по кис-
лороду:
2Л*со,+ Л*со+ AiHsO-H 2M'o = D, \
где D = 2М'+ Мсо+ AfHa0-h Ш'Ош J
* SC и ^Н представляют собой весовые количества
в кг углерода и водорода в 1 кг топлива.

12
ТЕОРИЯ И ХАРАКТЕРИСТИКИ ДВИГАТЕЛЕЙ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ
[РАЗД. IV
Четвёртоеуравнение — условие рав-
новесия реакции образования водяного газа
E2)
Величина константы Kw определяется из
выражения:
lg*V= 1,2065-
E3)
Пятое уравнение — условие равнове-
сия реакции образования углекислоты.
Согласно закону действующих масс для
реакции 2СО + О2;и2СО3
Рсо-Рош
/'со,
ксо2,
или после подстановки сюда выражений пар-
циальных давлений
М
СО
5) Mq численно равно половине величины,
заключённой в квадратные скобки выраже-
ния E6).
Общий вид уравнения сгорания цикла Отто
с учётом диссоциации
Qm +
= (t/2JQ§ ккал\кг. E7)
Здесь ? — коэфициент использования тепла
при сгорании имеет тот же смысл и значения,
что и без диссоциации; От ~ теплота, выде-
ляемая химическими реакциями при сгорании.
E8)
57 82°
290)
-4- Мо^
ккал\кг,
E9)
-2 М2
м м\ • тс
и, используя соотношение — = -—
Рг Pel г
получится
где
___ у-ч
E4)
где ввиду малого количества паров топлива,
а также учитывая, что (?ЛJ9о много меньше
т
((/2J90' для удобства принимают теплоёмкость
паров топлиеэ равной таковой для азота [21].
= (Тг- 290)
Величина константы Kqq^ определяется
из выражения;
E5)
В результате совместного решения пяти
уравнений D9), E0), E1>, E2) и E4) для за-
данной температуры Тг можно определить
состав продуктов сгорания 1 кг топлива. При
этом:
1) Мсо должно быть найдено подбором
из выражения
D
м
со3
2) MqO получится из равенства Мсо =
= А — Mqq моль/кг',
3) Мно численно равно дроби в квадрат-
ных скобках выражения E6);
4) My, — В—УИ н о миль/кг и
ккал\кг,
F0)
Определение параметров конца сгорания
с учётом диссоциации СО2 и Н2О произво-
дится методом подбора, придерживаясь сле-
дующих операций:
1) Оценивают приближённо температуру Тг,
руководствуясь результатами теплового рас-
чёта без диссоциации, или исправляя неудачно
выбранную величину Тг в предыдущем рас-
чёте с диссоциацией.
В
1 +
I [А -М
со3
Kw
м
со.
= 2С;
E6)
2) Находят константы Kw и /Ссо по урав-
нениям E3) и E5) и определяют состав про-
дуктов сгорания с учётом диссоциации для
оценённой температуры Тг.
3) Подсчитывают Qm, (UiJ9q и решают от-
носительно Тг уравнение сгорания E7). В ре-

ГЛ. II
ДЕЙСТВИТЕЛЬНЫЙ ЦИКЛ ЧЕТЫРЁХТАКТНЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ
13
зультате подстановки в выражение FП) ве-
личин отдельных составляющих ^продуктов
сгорания и величин теплоёмкостей (уравне-
ния 28), уравнение сгорания получает вид:
(Г,-290) (а + ЬТг) = С.
В указанной последовательности следует
повторить все операции подсчётов, если по-
лученное значение Tz по уравнению сгорания
будет сильно отличаться от принятого в ос-
нову подсчётов.
Определение величины р2 может быть сде-
лано по уравнению D6), которое будет иметь
вид:
г М,
для цикла Otto
Рг
Рг=Рс-
к г/см2.
Процессы расширения и выпуска
В процессе расширения, в особенности
в его первой части, происходит догорание
топлива и частичное восстановление продук-
тов диссоциации в результате снижения тем-
пературы газов.
Кроме того, вследствие большой разности
температур между газами и стенками в те-
чение всего хода поршня происходит охла-
ждение продуктов сгорания.
По указанным причинам, а также вслед-
ствие выхода газов из цилиндра через не-
плотности, действительная линия расширения
получается весьма сложной. При расчётах эта
линия заменяется политропой с некоторым
средним показателем п2, одинаковым для всех
участков хода расширения. Как и для линии
сжатия, показатель л2 определяется экспери-
ментально по индикаторным диаграммам.
Величина л2 зависит от многих факторов
и в первую очередь от числа оборотов.
При п, соответствующем Nemay, обычно при-
нимают для п2 значения от 1,23 до 1,30 как
для карбюраторных двигателей, так и для
дизелей.
С увеличением п происходит уменьшение п%
вследствие: а) меньшей степени охлаждения
газов, б) догорания большей части топлива и
в) уменьшения потерь газов через неплот-
ности.
Величина л2 зависит также от размеров
цилиндра двигателя. Так как увеличение раз-
меров цилиндра связано с уменьшением удель-
ной охлаждающей поверхности, то показа-
тель л2 должен быть меньше для двигателей
с цилиндрами большего рабочего объёма.
Давление и температура газов в цилиндре
в конце хода расширения в предположении, что
выпускной Клапан не будет открываться до
н. м. т., в соответствии с уравнениями поли-
тропы определяют по формулам:
для циклов смешанного и Дизе л я
F1)
F2)
п% —1
F3)
F1)
Давления Рь и температуры Т^, подсчитан-
ные по указанным формулам, имеют значения:
для дизелей рь = 2^-4 кг]смг и Ть = 800 ч-
4-1300° К, а для карбюраторных, газовых и га-
зогенераторных двигателей:
рь = 3 4- 5 кг/см* и Ть = 1400 -г 1800° К-
Несколько меньшие значения pi, дли дизе-
лей получаются вследствие большего расши-
рения продуктов сгорания. Значительно же
меньшие значения Т^ для дизелей объясняются,
с одной стороны, большим расширением про-
дуктов сгорания, а с другой, — значительно
меньшими температурами конца сгорания Tz.
В момент начала открытия выпускного
клапана до н. м. т. давление и температура
в цилиндре несколько выше, чём рь и Ть.
Весь период выпуска можно разбить на
три части в зависимости от основной причины,
вызывающей выход из цилиндра отработав-
ших газов.
В первой части, начинающейся с момента
открытия выпускного клапана и кончающейся
несколько позднее н. м. т., газы выходят из
цилиндра под действием значительного пере-
пада давлений. Так как в момент открытия
клапана давление газов в цилиндре составляет
3—6 нг/см}, то в самом начале первой части
выпуска истечение газов происходит с кри->
тической скоростью порядка 400—600 м/сек.
К концу первой части выпуска давление в ци-
линдре уменьшается и истечение происходит
со скоростями ниже критических.
Вторая часть периода выпуска предста-
вляет собой период выталкивания поршнем
газов из цилиндра на протяжении всего хода
выпуска.
Последней, третьей частью периода выпу-
ска является выход газов из цилиндра под
влиянием отсасывающего действия отработав-
ших газов, движущихся с большими, скоро-
стями по выпускному трубопроводу. По этой
причине выход газов из цилиндра может про-
исходить и после в. м. т. в начале хода вса-
сывания, что оправдывает целесообразность
указанного выше закрытия выпускного кла-
пана с некоторым запаздыванием.
Среднее индикаторное давление
и индикаторная мощность
Средним индикаторным давлением р} в
kzjcm? или в kzjm2, как для четырёхтактных,
так и для двухтактных двигателей, называется
такое условное, постоянное по величине да-
вление, которое, действуя на поршень как не-
которое избыточное давление, совершает в те-
чение одного хода работу, равную работе газов
в цилиндре за 1 цикл.
Согласно другой формулировке среднее
индикаторное давление ^р,-, выраженное в kzmjm3.

14
ТЕОРИЯ И ХАРАКТЕРИСТИКИ ДВИГАТЕЛЕЙ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ
[РАЗД IV
представляет собой работу в кгм, совершае-
мую за 1 цикл газами в цилиндре, рабочий
объем которого Vs = 1 мК
На практике pi определяется путём обра-
ботки индикаторных диаграмм по средней вы-
соте полезной площади диаграммы. Эта сред-
няя высота является высотой прямоугольника,
имеющего длину, равную ходу поршня в мас-
штабе диаграммы, и площадь, равную полез-
ной площади диаграммы за цикл.
При проведении тепловых расчётов рг оп-
ределяют аналитически обычно в два приема:
1) вначале подсчитывают среднее давле-
ние р. для нескруглённой диаграммы, полу-
чаемой за два основных хода поршня —- сжа-
тие и расширение, а затем
2) уменьшают полученную величину р{ на
скругления у точек с, у, z и b (фиг. 7) и на
Фиг. 7. К определению величины сред-
него индикаторного давления при про-
ведении теплового расчёта.
потерю давления, возникающую за счёт от-
рицательной работы при перезарядке цилиндра
за два других вспомогательных хода поршня —
выпуск и всасывание.
Для смешанного цикла полезная работа
газов в цилиндре за ходы сжатия и рас-
ширения, соответствующая площади acyzba
(фиг. 7), будет:
L ^сж кгм\цпкл. F5)
Имея в виду общее выражение работы поли-
тропного процесса
и выражение работы расширения при р =
= const
Ч?» = Рг {Уг - Vc) = p*Vc {р~{) кгм1чикл'
после соответствующих замен и преобразова-
ний уравнение F5) примет вид:
[1
Пх—\\ е"'-
F6)
Деля далее обе части уравнения F6) на V$
и принимая р = 1 для цикла Отто и А. = 1 для
цикла Дизеля, после соответствующих преобра-
зований:
дл я с м е ш а нно го цикла
<67>
дляциклаОтто
' _Р?_Г
i~ «-1 [
Ре «2-
F8)
для цикла Дизеля
f р
Рс f р [„ /РУ'-Ч
F9)
При переходе от р{ к среднему давле-
нию pi действительной диаграммы применяется
формула
р{ г= <р//. — bpi кг/см2, G0)
где коэфициент <р, называемый коэфициентом
полноты диаграммы, или коэфициентом скруг-
ления диаграммы, и численно равный (для
полной нагрузки) от'0,92 до 0,97, учитывает
потери площади у точек с, у, z и Ь, а вели-
чина hpi является поправкой на отрицатель-
ную работу при выпуске и всасывании *.
Последняя равна средней высоте отрица-
тельной площади гатпг (фиг. Ту и прибли-
жённо выражается как разность
Максимальные значения р{ для двигателей
без наддува обычно колеблются в пределах:
для карбюраторных и газовых двигателей
при полном открытии дросселя р, = 7 -f-
для быстроходных дизелей при работе их
с полной нагрузкой pt = 6 -г- 10 кг/см*.
Несколько меньшие значения pi для дизе-
лей, несмотря на большие у них е, получаются
в основном вследствие работы их с избыточ-
ным количеством воздуха (а > 1,3), меньшей
величины коэфициента | и несколько меньшей
теплотворной способности дизельного топлива.
Газогенераторные двигатели имеют значи-
тельно меньшие г,- по сравнению с карбюра-
торными, главным образом из-за меньшей
теплотворной способности газо-воздушной
смеси.
Авиационные двигатели, работающие на
бензиновом топливе с наддувом, имеют зна-
чительно большие величины p-v В зависимости
* При исследованиях работы авиадвигателей с над-
дувом принято считать Р^'= <?Pi •

ГЛ. I]
ПАРАМЕТРЫ, ХАРАКТЕРИЗУЮЩИЕ РАБОТУ ДВИГАТЕЛЯ В ЦЕЛОМ
15
от давления за нагнетателем p-t у этих двига-
телей может быть 12 —18 кг/см2, а в некото-
рых случаях и больше.
Индикаторная мощность Ni соответствует
полезной работе газов во всех цилиндрах дви-
гателя.
Эту мощность определяют по известной
величине среднего давления /?,-, пользуясь сле-
дующими формулами:
для всех видов четырёхтактных двигателей
G2)
и для всех видов двухтактных двигателей
G3)
Общее выражение индикаторной мощности
Ni= 225Т^"-Л-С" G4)
где VA — рабочий объём всех цилиндров дви-
гателя, выраженный в литрах (литраж), а х —
число ходов поршня (тактов) за 1 цикл.
Приведённые формулы указывают, что А/,-
прямо пропорционально pi, n и Ул и обратно
пропорционально числу тактов за цикл.
Параметры, характеризующие экономику
цикла
Одним из параметров, характеризующих
действительный цикл двигателя с точки зре-
ния экономики, является удельный расход
топлива, обычно выражаемый в г/и. л. с. ч.
Исходя из формулировок определения коэ-
фициентов а или г\н, может быть получено
следующее уравнение связи gt с р$
^*L «,«.*«.,» G5)
в котором 7«— удельный вес воздуха перед
всасывающим трубопроводом (после нагнета-
теля у авиадвигателей) в кг\м> и L т — теоре-
тически необходимое количество воздуха для
сгорания, выраженное в кг/кг.
Уравнение G5) справедливо для всех видов
двигателей и всех режимов их работы.
Второй величиной, характеризующей эко-
номику действительного цикла, является инди-
каторный к. п. д. 7):. Этот коэфициент пред-
ставляет собой отношение теплоты, превра-
щенной в индикаторную работу, к расчётной
теплоте сгорания топлива, затраченного на
получение этой работы,
или
4 =
632 Ni
632-1000
G6)
G7)
Здесь Gm — часовой расход топлива в кг;
Si — удельный расход топлива в г и 632 —
число калорий тепла, эквивалентное 1 л. с. ч.
с Pi j
получено из уравнения G5), если в последнем
заменить g-t через % в соответствии с уравне-
нием G7). Таким образом,
Он
Pi = 0,0427 - У- • 3* • т)к • Тв кг\см\ G8)
Полученное выражение, показывающее, от
каких факторов и в какой степени зависит рь
может быть использовано при анализе мето-
дов повышения мощности двигателя.
ПАРАМЕТРЫ, ХАРАКТЕРИЗУЮЩИЕ
РАБОТУ ДВИГАТЕЛЯ В ЦЕЛОМ
Эффективная мощность и механические
потери
Определённая часть индикаторной мощно-
сти двигателя тратится на преодоление сил
трения в двигателе и на приведение в дей-
ствие ряда его вспомогательных механизмов
(водяная и масляная помпы, динамо или ма-
гнето, вентилятор, топливный насос в дизеле,
топливоподкачивающая помпа, компрессор —
в стационарных дизелях, нагнетатель и пр.).
Если обозначить указанную потерю мощ-
ности через Nmp (мощность трения), то мощ-
ность, могущая быть снята с вала двигателя,
или просто эффективная мощность,
Ne = Ni-Nmp9. л. с. G9)
Величиной, характеризующей относитель-
ное уменьшение индикаторной мощности при
передаче её через механизм двигателя,
является механический к. п. д. ч\м, предста-
вляющий отношение эффективной мощности
к индикаторной
1* - ТУ = 1 —
<80>
Наибольшее значение т\м имеет при малых
числах оборотов, поскольку при этих оборо-
тах Nmp составляет меньший процент от мощ-
ности Ni. Для малых п коэфициент пм равен
0,85—0,92 в зависимости от типа двигателя.
У быстроходных дизелей t\M несколько
меньше и быстрее уменьшается с повыше-
нием п, чем у карбюраторных двигателей.
Величина среднего давления, отнесённого
к мощности Nmp, называется средним давле-
нием трения ртр. Из уравнения G4) полу-
чается.
225-х Nmp . 9
Ртр = n.V^- кг1смК (81)
Это давление ртр зависит от многих фак-
торов, в частности от числа оборотов и типа
двигателя.
При расчётах можно принимать следующие
приближённые линейные зависимости ртр от
средней скорости поршня с или п:
для карбюраторных двигателей без нагне-
тателей
Ртр -0,3 + 0,1с кг\см\ (82)
S-n
где с = -щ средняя скорость поршня в
м/сек;

16
ТЕОРИЯ И ХАРАКТЕРИСТИКИ ДВИГАТЕЛЕЙ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ
[РАЗД. IV
для дизелей
ртр «0,9 Ц- 0,15с кг\см3; (83)
для рядных авиадвигателей с нагнетате-
лями
ртр « 0,3.рк + 0,1с кг\см\ (84)
для звездообразных авиадвигателей с на-
гнетателями
Ргпр и 0',27-рк + 0,09с жг/сл*. (85)
где рк — абсолютное давление воздуха за на-
гнетателем в кг/см2.
Среднее эффективное давление
Разность Pi—ртр. а также произведение
Pi'\\i равны так называемому среднему эффек-
тивному давлению ре, часто используемому
при анализе и сопоставлении работы различ-
ных двигателей.
По аналогии с уравнением G4)
Ре=
(86)
, Максимальные значения ре, получаемые
яри некоторых средних числах оборотов, ко-
леблются для карбюраторных двигателей без
-наддува от 6 до 10 /сг/см2, для быстроходных
дизелей от 5 до 8 кг/см2 и для авиадвигате-
лей с нагнетателями от 10 до 16 кг/см2.
, . С увеличением числа оборотов ре умень-
шается вследствие уменьшения ч\н и увели-
чения ртр.
: Значения ре для различных двигателей при
Ne. соответствующем максимуму, указаны в
гл. II, III и IV.
, Литровая мощность Ыл предста-
вляет частное от деления эффективной мощ-
ности Ne на литраж Ул. Таким образом, NA
показывает -число л. с, снимаемое с 1 л
рабочего объёма цилиндра. С изменением п
меняется как Ne, так и Nл.
При сопоставлении различных двигателей
обычно рассматриваются или их максималь-
ные литровые мощности, если речь идёт об
авто-танко-тракторных двигателях, или NA,
соответствующие номинальному режиму, если
имеются в виду двигатели авиационные. Эти
мощности указываются в паспортах двигате-
лей и называются просто „литровые*.
В соответствии с уравнением G8)
Q". т- 1
NA = 0,00019. --.-к--Чя-Тв'^и-л- — л.с/а- (87)
Это выражение позволяет проследить, от
каких факторов зависит Ыл, и наметить ряд
лрактических мероприятий для её повышения.
Величины литровых мощностей для различ-
ных двигателей см. гл. il, III и IV.
Параметры, оценивающие экономику
двигателя в целом
К величинам, позволяющим оценить эко-
номичность работы двигателя в целом, отно-
сятся: 1) удельный расход топлива ge в грам-
мах на 1 э. л. с. ч и 2) эффективный к. п. д.
двигателя г1е.
Удельный расход топлива ge представляет
собой частное от деления часового расхода
топлива От на эффективную мощность Ne и
при проведении тепловых расчётов подсчиты-
вается по формуле
= -^i- г, э. л. с. ч.
(87)
632
<п
632 •
•Gm
1000
Эффективный к. п. д. г\е есть отношение
теплоты, превращенной в эффективную работу,
к расчётной теплоте сгорания топлива, затра-
ченного на получение этой работы.
По аналогии с гц
(88)
' (89)
Vp • ее
Для правильно отрегулированных и нор-
мально работающих двигателей транспортных
и боевых машин минимальные, удельные рас-
ходы топлива орлентировочно равны:
Для двигателей в г/э.л.с, ч.
Карбюраторных автомобильных . . . 210—280
Карбюраторных авиационных:
без наддува 210 — 250
со впрыском лёгкого топлива или с наддувом:
на взлётном режиме 290—325
на эксплоатационном и номинальном режимах 250—390
Дизелей авто-танко-тракторных с непосредствен-
ным распыливанием 170—200
Дизелей авто-тракторных предкам'ерных, вихре-
камерных и воздушнокамерных .. . . . . . . .210—230
Дизелей стационарных ,..;.. ч 170—210
В результате почленного деления уравне-
ния (88) на уравнение G6) получается связь
между тремя к. п. д.:
5' = *и. или ч\е= гц ч\м. (90)
Отсюда видно, что для повышения г\е не-
обходимо увеличивать одновременно как щ,
так и г\м. Увеличение уц может быть дости-
, гнуто совершенствованием рабочего цикла, а
увеличение t\M — улучшением конструкции
двигателя в направлении снижения механиче-
ских потерь.
Параметром, характеризующим. действи-
тельный цикл с точки зрения приближения
его к идеальному, является относительный
к. п. д. f\g, равный отношению -гц к термиче-
скому к. п. д. того же цикла щ:
Подстановка выражения гц из уравнения
(91) в уравнение (90) даёт:
Tig •
(92)
Из полученного уравнения следует, что
повышение rie можно достигнуть, с одной сто-
роны, снижением тепловых потерь за цикл,
а с другой, — увеличением rlt. Последнее
может быть достигнуто повышенигм е и сред-
него показателя адиабаты к (например, при
переходе к бедным смесям).

ГЛ. I]
ПАРАМЕТРЫ, ХАРАКТЕРИЗУЮЩИЕ РАБОТЫ ДВИГАТЕЛЯ В ЦЕЛОМ
17
Тепловой баланс двигателя со-
ставляется для строго установившегося тепло-
вого режима, причём межет быть отнесён к
любому количеству расходуемого топлива.
В общем виде уравнение теплового баланса,
отнесённое к 1 часу работы двигателя, имеет
вид
Qo= Qe+Qox+Qz+Qnc+Qne ккал/час. (93)
Qo-располагаемая теплота опре-
деляется для двигателей, работающих на
жидких топливах, по низшей теплотворной
способности топлива Q" и по его часовому
расходу в кг Gm:
Qo=Qp Gm ккал/час (94)
и для двигателей, работающих на газообраз-
ных топливах, по низшей теплотворной спо-
собности 1 моль газообразного топлива На
и по часовому расходу топлива в молях Мт:
QQ = На • Мт ккал/час. (95)
Qe — теплота, эквивалентная эф-
фективной работе
Qe = 632 Ne ккал/час. (96)
Qox — теплота, теряемая с охла-
ждением, обычно определяется экспери-
ментально. При водяном охлаждении:
Qax=Ged(t'ed — l'ed) ккал/час, (97)
где (ср) — средняя теплоёмкость 1 кг воздуха
const в пределах температур от te3
расход охлаждающего
при
до
t"e3\ G83 — часовой
воздуха в кг, а (дз и te3 — температуры этого
воздуха в °С после цилиндров и перед ними.
Q2 — теплота, уносимая с отра-
ботавшими газами и определяемая как
разность теплосодержания отработавших газов
и поступающего в двигатель свежего заряда.
В соответствии с этим
= (тср) ¦ М2- Gm Тдх —
aLT G
T Gm
ккал/час.
Так как второй член мал по сравнению с
первым, то можно принять теплоёмкость от-
работавших газов (тер) равной теплоёмкости
свежего воздуха {тс'Л, а количество обра-
зующихся продуктов сгорания М2 равным
количеству воздуха перед сгоранием aL'T.
Таким образом, принимая за начало от-
счёта теплосодержания температуру 290° К:
Qe^(mcp)T^ M2 Gm (Гвх— 290) ккал/час. (99)
Qo-тепло располагаемое
-Тепло, идущее на подогрев
,, всасывающей системы
I мы атработавши-
"*" ми газами
мое газами стен -
Нам цилиндра^,
Тепло для нагревания
шаЖд среды вы-
пускным патруШм
\ Qnit -тепло, уносимое
охлаждающей средой
ра&аяразности тепл
ний бв З
механическим потерям
- Qe -тепло, превращенное
Фиг. 8. Схема теплового баланса двигателя.
где GeQ—часовой расход охлаждающей воды
в кг, a [tgd — t'sd^j — степень нагревания этой
воды в системе двигателя.
При воздушном охлаждении:
Qox = {ср) ¦ D - 4) °вз ккал/час, (98)
2 Том 10
Второй способ экспериментального опреде-
ления Qe состоит в калориметрировании от-
работавших газов. В этом случае
К-'*)<**-«ю Сет*
+ 9gHl) Gm ккал/час,
A00)

18
ТЕОРИЯ И ХАРАКТЕРИСТИКИ ДВИГАТЕЛЕЙ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ
[РАЗД. IV
где t'K и 1К в °С — температуры воды при вы-
ходе и входе в калориметр; GK — часовой рас-
ход воды через калориметр в кг; 600 — при-
близительная величина скрытой теплоты
испарения 1 кг воды и gw-]~9gn^--количе-
ство воды в кг, содержащееся в продуктах
сгорания 1 кг топлива.
Qhc — потеря теплоты вследствие
теоретической неполноты сгора-
ния при а < 1.
В соответствии с формулой C2)
QHcx 28 560 A —a)L'T Gm ккал/час. A01)
Очевидно, для определения QHC необхо-
димо знать элементарный состав топлива
и коэфициент а.
При а > 1 потгря теплоты QHC = 0.
Qh6 — остаточный член баланса
учитывает ряд других трудно определяемых
потерь теплоты. Принимая на себя погреш-
ности в оценке первых четырёх членов ба-
ланса:
l?«tf = Qo-IQe+<?ar-M?*f<?«J ккал/час. A J)
На фиг. 8 представлена развёрнутая схема
теплового баланса двигателя, дающая нагляд-
ное представление о движении потоков те-
плоты в двигателе и показывающая, какие
потери включаются в тот или иной член ба-
ланса.
Распределение теплоты между отдельными
членами баланса зависит от ряда факторов
как конструктивного, так и эксплоатациэн-
ного порядка.
Так, например, процент теплоты qox, теряе-
мой с охлаждением, уменьшается с увеличе-
нием литража цилиндров и с повышением
числа оборотов; тогда как процент теплоты qz,
теряемой с отработавшими газами, при этом
увеличивается.
В зависимости от типа двигателя, степени
сжатия, величины нагрузки, быстроходности,
типа охлаждения, размеров цилиндра и многих
других факторов теплота для нормально ра-
ботающего двигателя распределяется при-
мерно так: <7е=20-35<у0; 4ол:=15-25%; qe=
=20-300/0; qHC = 0-15<у0 и днб = 10-25°/0.
ПРИМЕРЫ ТЕПЛОВЫХ РАСЧЕТОВ
Тепловой расчёт карбюраторного автомо-
бильного двигателя.
Условия задания. Произвести тепло-
вой расчёт, выбрать размеры цилиндра и по-
строить индикаторную диаграмму для карбю-
раторного двигателя грузового автомобиля.
Максимальная мощность Ne = 90 л. с. при
п = 3600 об/мин. Охлаждение — водяное. Кла-
паны нижние боковые. Топливо — эксплоата-
ционный автобензин:
(gc = 0,85 кг/кг и ?я2 = °>15 кг/кг);
QHp — 10 500 ккал\кг.
Выбор исходных параметров
расчёта. Принимая литровую мощность,
равную 25 л. с./л, соответственно анало-
гичным двигателям грузовых автомобилей
приближённо можно принять литраж двигателя
25
При числе цилиндров / = 6 и отношении
хода к диаметру 6 = 1,2 диаметр цилиндра
D ~ 86 мм и ход поршня 5 w 103 мм.
Отсюда в соответствии с фиг. 9 для п = 3600
можно принять е = 6,5.
Для автодвигателей с нижними клапанами
при лдг = 3600 об/мин можно принять %-0,7.
LA
Ш 2600 2600 3000 3200 3400 3600 А
Фиг. 9. К выбору степени сжатия при про-
ведении теплового расчёта автомобильного
карбюраторного двигателя.
Так как тепловой расчёт проводится для пол-
ного дросселя, можно полагать а близким к
регулировке на максимальную мощность, т. е.
a = 0,9
температура окружающего воздуха Го 293° К
давление окружающего воздуха р0 1 кг/см1
температура остаточных газов Тг 1000°/К
давление остаточных газов рг 1,2 кг 1см1
температура смеси в момент поступления
её в цилиндр То 309° К
средний показатель политропы сжатия nv 1,36
коэфициент выделения тепла при сгорании ? . . 0,9
средний показатель политропы расшире-
ния «о ..... 1,26
коэфициент полноты диаграммы <р 0,96.
Параметры конца всасывания. Согласно
уравнению F) коэфициент остаточных газов
Po
OJ
e-1 7>
1
6,5—1
у = 0,09.
100Э ~ UlJ

ГЛ. I]
ПРИМЕРЫ ТЕПЛОВЫХ РАСЧЁТОВ
19
Из уравнения G) следует, что давление
газов в цилиндре в конце всасывания
Ра =
1
1:2 4- 1,4 - 1F,5 —
1,4- 6.5-0,4
onqn
- 1) 0,7 -Щ= 0J97 кг/см*;
кг\см?.
Из уравнения (8) следует, что температура
в конце всасывания
Из уравнения B7), как для азота, опреде-
ляют среднюю молекулярную теплоёмкость,
смеси перед сгоранием
(mcvJ90 = 4,7+0,6 10~3 Тс= 4,7 + 0,6-0,703=
= 5,12 кал/'моль. гр\
(пгс'ЛТс =5,12 кал/моль, гр.
В соответствии с уравнениями A8) находят
для бензина при а=0,9 состав продуктов сго-
рания :
, ,' 0,85
• П. / л i
290
,Ра =
_6\5 0797 _
A+0,09H,7 ' 6,5-1 1
Т„ = 358° К.
Параметры конца сжатия. В соответствии
с уравнением (9) давление газов в цилиндре
в кэнце сжатия
Гс=рЛ.еП1=0,797 • 6.51'36 = 10,17 кг\см*\
рс= 10,17 кг/см*.
Из уравнения A0) определяют температуру
газов в цилиндре в конце сжатия
— 0,42 A — 0,9) • 0,516 = 0,0491 моль/кг;
МСО=0,42 A - a) LT = 0,42 A — 0,9) 0,516 =
=0,0217 моль/кг;
?н 0,15
Мн 0= ~ = -=- = 0,0750 моль/кг;
MKt = 0,79a L'T = 0,79-0,9 - 0,516 =
= 0,3669 мо ль/кг,
Те=Та
= 0,9 • 0,516 + -|- + 0,21 A — 0,9) • 0,516 =
= 0,5127 миль/кг.
Химический коэфициент молекулярного из-
менения при сгорании
Тс = 703° К.
Параметры кониа сгорания. Теоретически
необходимое количество воздуха для сгорания
определяется по уравнению A1)
™~ мг~ 0,4735
Действительный коэфициент молекулярного
изменения согласно, уравнению B2)
12
32"
0,85 0,15
i_
12 ^ 4
1,083 + 0,09
1 + 0,09
^т— о,21 ~ 0,21
= 0,516 моль/кг:
Z.'r=0,516 моль/кг.
Теоретическая неполнота сгорания при
а = 0,9 в соответствии с уравнением C2),
QHc « 28 560 A - a) Lrr=28 560 A—0,9) 0 516 =
= 1473 ккал/кг, QHC— 1473 ккал/кг.
Количество свежей смеси перед сгоранием
(при тт~\Щ согласно уравнению D5) будет:
Мх = a LT + — = 0,9 0,516+ ^ =
1 Т^ Шт ПО
= 0,4735 моль/кг;
На основании состава продуктов сгорания
и выражений теплоёмкостей (уравнения 28)
средняя молекулярная теплоёмкость продуктов
сгорания имеет выражение
+ 5'1AfN,)^ + C°'8"
10"
Tz = (9,2-0,0491 +
- 5,0 -0,0217 + 5,7-0,075 + 5,1-0,3669) -~^j H
+ @,8 • 0,0491 + 0,5 • 0,021-7 +-1,2 - 0,075 +
¦ +0,4 • 0,3669) - -^j27 ' Тг =
= 5,57 + 0,56 • 10~3 Тг ккал/мольград.

20
ТЕОРИЯ И ХАРАКТЕРИСТИКИ ДВИГАТЕЛЕЙ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ
[РАЗД. IV
После подстановки всех найденных вели- откуда в соответствии с уравнением G0) сред-
чин в исходное уравнение сгорания D4): нее давление скруглённой диаграммы:
QHP-Q»c .( лтс р1=Т^-ДЛ=0,96.8,6-
= (j.(mcvJQQ - (Тг— 290) ккал/моль,
последнее получит вид:
10 500-1473
Из уравнения G5) удельный расход топлива
на 1 и, л. с. ч.
g.t = 27 000
0>9 *
0,4735 A
г/и. л. с. ч.
Здесь удельный вес воздуха перед карбю-
= 1,076 E,57 -f- 0,56 • 10~37") • (Т 290), ратором согласно характеристическому урав-
г z нению равен
0ТКуДа
нению равен
~3
E,57 + 0,56 • 10~3 Tz) • (Tz— 290) = 16 590.
Те —
Ю 000
о -г — on 97 9QO
_ 1 170 /з
— ' Кг'М
и теоретически необходимое количество воз-
Решая^ это уравнение относительно Tz духа в кг
LT=meL'T = 28,95-0,516=14,94 кг/кг.
Tz = 2645° К.
На основании уравнения D6) определяют
давление газов в цилиндре в конце сгорания
Т 2645 После подстановки найденных величин
Pz — V-Pc т^= 1,076-10,17.-— =41,2 кг/см* в уравнение G5) получим
* с /Но
/?2 = 41,2 нг/см\
Параметры конца расширения. Из урав-
нения F3) находят давление газов в цилиндре
з конце расширения
ь
^~ 39кг!см^
р
ь гп* 6,5
В соответствии с уравнением F4) темпе-
ратура газов в цилиндре в конце расширения
г Т2 2645 ..„.„
1ь = —^-=\=1 а ri26—1 ~1626 абс;
6 6,5' /
7'г, = 1626° К.
Параметры, характеризующие цикл в
целом. Из уравнения F8) среднее индикатор-
ное давление нескруглённой диаграммы
gi = 2\\ г/и.л.сч.
Параметры, характеризующие работу
двигателя в целом. В соответствии с эмпи-
рической формулой (82) при средней скорости
поршня
с^& 0,103-3600
__ ^^ MjceK,
среднее давление трения
,1 с = 0,3 +0,1-12,36 = 1,536 ж
Отсюда среднее эффективное давление
= р,-pmD = 7,853 — 1,536 = 6,317 кг/см*;
Ре~6,317 кг',см?
^ = Т=гт
tl2— 1
sn3- l
и механический к. п. д.
Р. 6,317
= 0,804;
10,17 Г 41,2 1 /t 1 \
6,5—1 10,17 * 1,26—1 I ~ 6 51,26 —l) —
ш~ Pi 7,853
т]^ = 0,804.
Удельный расход топлива на 1 э. л. с. ч.
Из уравнения G1) средняя высота отрица-
тельной площади, получающейся за периоды
выпуска и всасывания,
Api ~Рг—Ра— 1,2—0,797 = 0,403 кг/см*,
ge = 263 г/э. л. с. ч.
Уточнение размеров цилиндра проекти-
руемого двигателя. Литраж двигателя V. =
225 xNe 900-90
e _
ре-п ~~ 6,317-3600

ГЛ. I]
ПРИМЕРЫ ТЕПЛОВЫХ РАСЧЁТОВ
21
Рабочий объём 1-го цилиндра Vs= —4-
3,56
= 0,593 л.
Принимая прежнее
1,2, получают
0,593
О = 1,084 у *= 1,084 у —р
= 0,858 дм — 85,8 мм
и S = <\>D = 1,2-85,8 = 103,0 мм.
Округляя полученные размеры D и S до
величин кратных 2 мм, окончательно полу-
чается:
D = 86 мм и 5 = 104 мм.
При этих условиях 1/д=3,62 л и Ne=9l,5 л. с.
На фиг. 10 представлено построение ин-
дикаторной диа-
граммы с вне-
сением поправок
на скругления у
точек с, z и Ь.
Построение вы-
полнено последую-
щему методу A):
из начала коорди-
нат лучи прове-
дены под углами
Фиг. 10. Построение индикаторной диаграммы.
a, Pi и Р2» которые определяются по уравнению:
где я — показатель политропы.
Тепловой расчёт бескомпрессорного дизеля
для танка
Условия задания. Произвести тепловой
расчёт танкового четырёхтактного дизеля
с непосредственным распыливанием мощностью
Ne = 600 л. с. при п = 2000 об/мин и выбрать
размеры и число цилиндров.
Исходные параметры расчёта
Степень сжатия е .15
Коэфициент избытка воздуха a .... 1,4
Коэфициент наполнения т\н 0,8
Топливо - газойль, g 0,856 кг/кг
g 0,136 кг/кг
g 0,008 кг/кг
О3
Q* 10 200 ккал/кг
Давление окружающего воздуха р0. . 1 кг/см3
Температура окружающего возду-
ха Г„ . ... 290° К
Давление остаточных газов р .... 1,1 кг/см'
Температура остаточных газов Г . . 700° К
Температура воздуха в момент по-
ступления в цилиндр То 307° К
Средний показатель политропы сжа-
тия /Xj 1,35
Коэфициент выделения тепла при
сгорании Z 0,75
Степень повышения давления при сго-
рании X 2,0
Средний показатель политропы расши-
рения л2 1,28
Коэфициент полноты диаграммы <р . . 0,95
Механический к п. д. т] 0,76
Камеры сгорания — с непосредственным распыливанием.
Параметры конца всасывания. Из урав-
нения G) давление газов в цилиндре в конце
всасывания
= li4?!_0,4 [
Р'+1-4'">( * - » Ч« -jt\ =
= 0,858 кг/см*;
ра = 0,858 нг/смК
Из уравнения F) коэфициент остаточных
газов
7 —
Рт
Ро
X
1
Г]л е
1
15-1
If
1 2
— 1 2
290
700
= 0.041.
го Ы
V = 1
= 0,041;
1
0,8
X
Из уравнения (9) температура газов в ци-
линдре в конце всасывания
Г.
д-— '
?0
е—1 Ро
290
15
0,858
A+0,041H,8 ' 15—1 ' 1
=320° К;
Параметры конца сжатия. Из уравне-
ния (9) давление газов в цилиндре в конце
сжатия
рс = ра-еп>= 0,858-151>35= 33,2 кг/слР;
рс = 33,2 kzjcm\

22
ТЕОРИЯ И ХАРАКТЕРИСТИКИ ДВИГАТЕЛЕЙ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ
[РАЗД. IV
В соответствии с уравнением A0) темпе-
ратура газов в цилиндре в конце сжатия
Гс = Та-ел* ~ * = 320-151'35 - = 826° К;
Тс = 826° К.
Параметры конца сгорания. Из уравне-
ния A1)
12
0,856
12
1 4
0.21
. 0,136
1 4
32
0,008
32
= 0,5 моль/кг;
L T— 0,5 моль/кг.
Согласно уравнениям A5) состав продуктов
сгорания:
Я» 0,136
МВл0= -у = —2— =0,0680 моль/кг;
Мк =0,79 a Z.U=0,79-1,4-0,5=
= 0,5530 моль/кг;
MOi =0,21 (а—1) ?^.=0,21. A,4—1H,5 =
= 0,0420 моль/кг и
' 1 *~*2 1 ^9 1 Л Л С I
32
= 3
Химический коэфициент молекулярного из-
менения
Средняя молекулярная теплоёмкость для
продуктов сгорания в соответствии с их со-
ставом и уравнениями B8) и B9) получает
выражение:
1,985-j-f9,2-Afrn+5,7AfH n+5 lAf«
) +
0,4Afo§) X
10~3
х -хг~=1'985 +¦
4- (9,2.0,0713+5,7-0,068 +5,1-0,553 + 5,5-0,042)Х
v — t_
Л 0,7343 ^
+@,8.0,0713+1,2.0,068 + 0,4.0,553+0,4.0,042) X
10~3
X
0,7343
= 7,57+0,513- \0~3Тг ККпЛ
моль • град'
После подстановки всех найденных вели-
чин в уравнение сгорания смешанного цикла
(уравнение 40)
mcv)Z& (Тс - 290) +
г
+ 1.985 (ХЗГв-290 ^^(^
X (?г — 290) ккал\моль
получим:
Ю200
°'75 1,4-0,5A+0,041) +5,2(8.6-290)
+1,985B.826-290-1,047)=
=1,047G,57+0,513- 10~3.7"г) (Тг -290),
ц0 = 1,049.
Действительный коэфициент молекулярного
изменения в соответствии с уравнением B2)
__ (.0+v 1,049 + 0,041
" 1+0,041
и. = 1,047.
Принимая свежий заряд за азот, из урав-
ккал
ккал .
=5'2 моль-град '
0
'2 шль-град
G,57+0,513-10~3. Т2) (Тг - 290)=15 230.
Решение этого уравнения даёт Гг = 2055°К.
Давление газов в конце сгорания
рг = 1рс = 2,0-33,2 = 66,4 кг/см*.
Степень предварительного расширения при
сгорании р, определяющая вторую коорди-
нату точки z на индикаторной диаграмме, из
уравнения D3) будет:
-JL J* = М4!. . 2055 в 1302-
р = 1,302.

ГЛ. I]
ПРИМЕРЫ ТЕПЛОВЫХ РАСЧЁТОВ
23
Параметры конца расширения. Из урав- теоретически необходимое для сгорания ко-
нения F1) давление газов в цилиндре в конце личество воздуха в кг
расширения
Р \п*
1,302 у.28
то
= 2,91 кг\смг\
ри = 2,91 кг1см\
* п
Температура газов в цилиндре в конце
расширения из уравнения F2)
LT= /ив.1г=28,95-0,5 = 14,47 кг/кг,
179-0 Я
1 Ь—1 а'\~
*=1037°К;
= 166 г/и. л. с. ч.
Среднее эффективное давление
Ре = pj.-riM = 7,57-0,76 = 5,75 кг/см*.
Удельный расход топлива на 1 э. л. с. ч
gi 166 Л1Г. ; *
Параметры, характеризующие цикл бб т\м 0,76
и работу двигателя в целом. Среднее инди-
каторное давление нескруглённой диаграммы Литровая мощность
на основании уравнения F7) равно г
2000-5,75
12'8 л-с^
2
33'2 J2
1,302а,28-п
)
1,28-1
J ~ U5=T { ~ 151'35-1 jj
Определение размеров цилиндра. Литраж
двигателя
_ 900 -Ne _ 900-600 '_
Ре-п ~ 5,75-2000~ Л>
При числе цилиндров /=12 рабочий объём
1-го цилиндра равен
V 47
= 8,22 kzjcm?;
р';=8,22 кг/см*.
Задаваясь отношением ф = -ту =1.1 (не-
большое 4* взято для того, чтобы таьковый дви-
В соответствии с уравнениями G1) и G0) гатель был небольшим по высоте), получают
получают среднюю высоту отрицательной пло- диаметр цилиндра
щади диаграммы
3/~~V~ 3/ "ТОО
Др/ = рг-ра= 1,1—0,858 = 0,242 кг/см* и D = 1,184]/ -^=1,084у ^ =
среднее индикаторное давление скруглённой
диаграммы
р^ур'. — ДЛ=О,95«8,22 -0,242=7,57 кг/слР;
р1 = 7,57кг/смК
= 1,655 d^ = 165,5 мм
и ход поршня
5 = ty'D = 1,1 • 165,5 = 182,2 мм.
Полученные D и S округляют до чётного
Удельный расход топлива на 1 и.л.с.ч. числа миллиметров
из уравнения G5) имеет выражение
JF v ' D = mMMn S=182 мм.
,=27 000^^- г/и. л. с. ч.
Так как удельный вес окружающего воз-
духа
При этих условиях литраж двигателя Ул =
= 47,2 л и мощность двигателя /^=694 л. с.
__ 10 СОР
T0 9,27-290
•=1,179 кг/м3 и
* Полученная величина g несколько больше мини-
мальных их величин для однокамерных бескомпрессорных
дизелей; объясняется это тем, что принятое в расчёте
а = 1,4 не соответствует наиболее экономичной работе
(несколько меньше).

24
ТЕОРИЯ И ХАРАКТЕРИСТИКИ ДВИГАТЕЛЕЙ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ
[РАЗД. IV
ХАРАКТЕРИСТИКИ ДВИГАТЕЛЕЙ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ
Характеристиками двигателей внутрен-
него сгорания называются связи между
эффективной мощностью Ne, средним крутя-
щим моментом Мк, средним эфективным давле-
нием ре, числом оборотов коленчатого вала п,
часовым и удельным расходом топлива Gm и
gg. Эти связи, представляемые обычно в форме
графиков, характеризуют двигатель с точки
зрения мощности и экономичности.
.В зависимости от того параметра, который
принят в качестве независимого переменного,
различают характеристики: регулировочные
(по составу смеси или в зависимости от Gm),
нагрузочные при п = const (по ре или Ne) в
зависимости от числа оборотов (по п) и др.
Можно считать, что во всех этих харак-
теристиках основным определяющим пара-
метром является средний крутящий момент Мк,
или пропорциональное ему среднее эффектив-
ное давление ре.
Для двигателей жидкого топлива
или
"Пн
где р0, То — давление и температура окружаю-
щей среды;
Q" — теплотворная способность топлива
в ккал/кг; LT — теоретически необходимое
количество воздуха в моль/кг; а — коэфициент
избытка воздуха; щ — индикаторный к. п. д.;
тлН — коэфициент наполнения; у\м — механи-
ческий к. п. д.
1 Для заданного топлива и постоянных усло-
вий окружающей среды
0,503 — • —?- = Сл — const.
То L7
* Для газового двигателя
¦'о
= С
2 "
Здесь размерность
Qp в ккал/м*; l"t в
Таким образом, протекание характеристик за-
висит от того, как изменяются в функции не-
зависимого переменного наполнение цилин-
дров (¦%), совершенство рабочего процесса
и механические потери
карбюраторных и газовых двигателях при
различных постоянных положениях дроссель-
* Если пренебречь для карбюраторных двигателей
незначительным количеством молей паров жидкого то-
плива в горючей смеси.
ной заслонки, управляющей количеством по-
ступающей в цилиндры горючей смеси, коэфи-
циент yjk по-разному изменяется (фиг. 11) в
зависимости от п. Чем более прикрыта дрос-
сельная заслонка, тем более резко уменьшается
коэфициент наполнения по м-ере увеличения л.
Это происходит потому, что на прикрытых
дросселях, увеличивающих сопротивление
о п
Фиг. И. Зависимость ч\ от числа оборотов
для карбюраторного двигателя.
впускной системы, повышение числа оборо-
тов в большей степени снижает давление
начала сжатия.
У большинства дизелей при всех положе-
ниях органов, управляющих топливоподачей,
зависимость ч\н от п практически выражается
одной и той же кривой (фиг. 12), если не
учитывать незначительного влияния подогрева
заряда от нагретых поверхностей цилиндра.
При постоянном числе оборотов изменение
нагрузки карбюраторного и газового двигателя
Фиг. 12. Зависимость
и * дизеля от числа обо
ротов.
<м
)
Фиг. 13. Зависимость
и ч\н при количественном
регулировании от нагрузки.
связано с изменением положения дроссельной
заслонки (количественное регулирование). По-
этому в данном случае зависимость % от ре
имеет вид, показанный на фиг. 13.
При качественном регулировании (дизель)
изменение нагрузки связано с противополож-
ным изменением коэфициента избытка воз-
духа о. Увеличение а (уменьшение ре) незна-
чительно повышает коэфициент наполнения,
так как уменьшается подогрев поступающего

ГЛ. I]
ХАРАКТЕРИСТИКИ ДВИГАТЕЛЕЙ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ
в цилиндр воздуха от нагретых поверхностей
(фиг. 14).
Фактор совершенства рабочего процесса
—, характеризующий индикаторную мощ-
(X
ность, для карбюраторных двигателей и дизе-
лей может быть получен в зависимости от а
из графика ?)г=/(а).
Подобный график
¦ для дизеля показан
—""— ~ на фиг. 15. По мере
уменьшения а ин-
дикаторный к. п. д.
дизеля уменьшает-
ся вначале лишь
за счёт повышения
се теплоёмкости про-
Фиг. 14. Зависимость т> от а
при качественном регулирова-
нии (дизели).
дуктов сгорания и
некоторого усиле-
ния теплоотдачи в
стенки. При даль-
нейшем обогащении смеси дополнительно ска-
зывается усиленное догорание топлива в период
расширения и, наконец, несовершенное сгора-
ние. Поэтому в области малых значений а кривая
Фиг. 15. Зависимость т\. и фактора от состава
горючей смеси.
падает более резко. Фактор —
получается
делением ординат кривой гц на соответствую-
щую абсциссу (а). Графический способ по-
строения кривой — = <р (а) ясен из фиг. 15.
Максимум кривой — получается у дизелей при
значениях а, несколько больших 1.
У карбюраторных и газовых двигателей
однородность горючей смеси является причи-
ной того, что качество сгорания топлива ска-
зывается на величине t\i при меньших значе-
ниях а. Поэтому для этих двигателей макси-
мум — располагается в области а = 0,8-j-0,95.
Механический к. п. д.
Ре + Ртр
кроме среднего эффективного давления, зависит
от среднего давления механических потерь ртр.
При постоянном числе оборотов ртр изме-
няется очень незначительно и в первом при-
ближении может считаться независящим от
нагрузки двигателя. Зависимость г\м от ре
имеет вид, показанный на фиг. 13.
Повышение числа оборотов влечёт за собой
увеличение механических потерь по закону
Ртр=Ртро + k • лт (от=0,54-1,3). Так как при
этом ре незначительно изменяется в функции п,
то всегда при повышении числа оборотов
наблюдается уменьшение ч\м (фиг. 12).
Регулировочной характеристикой, или
характеристикой по составу смеси (по Gm
или по а), называется диаграмма зависимости
мощности карбюраторного двигателя Ne и
удельного расхода топлива ge (г/э. л.с. ч.) от
часового расхода Gm (кг/ч) или а при посто-
янном п и неизменном положении дросселя.
По регулировочной характеристике устанавли-
вают и проверяют регулировку карбюратора.
О Bt D, С, А, 6Т
Фиг. 16. Построение регулировочной характеристики.
Регулировочную характеристику получают
экспериментально изменением сечений дози-
рующих устройств карбюратора. Замеряют
эффективную мощность Ne и соответствующий
часовой расход топлива Gm. Возможные из-
менения Gm ограничены пределами горючести
смеси; при этих крайних значениях часового-
расхода горючего Ne=Q (фиг. 16). Вблизи
этих крайних значений Gm работа двигателя
неустойчива.
Так как
то кривая ge = f2 (Gm) может быть получена
графически из кривой
гдеа = 4-103, 6— угол между осью абсцисс в
Р
лучом из точки О (например, ОА), пересека-

26
ТЕОРИЯ И ХАРАКТЕРИСТИКИ ДВИГАТЕЛЕЙ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ
[РАЗД. IV
ющим кривую Ne (в частном случае касаю-
щимся ее). Регулировка максимальной эконо-
мичности определяется величиной Gm (точ-
ка Вх), при которой луч из начала координат
(ОБ) касается кривой Ne (удельный расход —
точка Ь). Регулировка максимальной мощности
определяется величиной От (точка Сх), при
которой касательная к кривой Ne (в точке С)
горизонтальна. Удельный расход топлива ха-
рактеризуется точкой с, в которой луч ОК,
проведённый из начала координат, касается
кривой ge. Регулировки на максимальную
мощность и максимальную экономичность не
могут совпадать. Минимум ge всегда полу-
чается при мощности меньшей, чем мощность
в точке С, и соответственно при меньшем ча-
совом расходе Gm.
Нормальная регулировка находится при
нормальном числе оборотов коленчатого вала
и располагается между регулировками макси-
мальной мощности и максимальной экономич-
ности. Рекомендуется (ГОСТ 491-41) часовой
расход топлива по нормальной регулировке
определять проведением касательной к левой
нисходящей части кривой Ne с тангенсом
угла, равным 1 л. с./кг (точка Z)j, фиг. 16).
Параметрами рабочего процесса, влияю-
щими на протекание регулировочной харак-
теристики (при п = const) данного двигателя
при данном топливе и при постоянных усло-
виях окружающей среды, являются % и г\н,
так как
Ре-
225 х
¦Пн
еде т: — число тактов за цикл, тт — молеку-
лярный вес паров топлива.
Чем более прикрыт дроссель при снятии
регулировочной характеристики,тем меньше t\H
и, следовательно, одинаковому часовому рас-
ходу топлива Gm на более прикрытом дрос-
селе соответствует меньшая величина а. От-
сюда — смещение регулировок максимальной
мощности и максимальной экономичности в
•сторону меньших значений Gm. Абсолютные
величины мощностей при этом снижаются,
чему способствует и уменьшение ч\м, сопро-
вождающее прикрытие дросселя. Экономич-
ность двигателя по мере прикрытия дросселя
ухудшается как по величинам удельного рас-
хода при GOT=const, так и по минимальным
для каждого положения дросселя величинам ge.
Изменение числа оборотов, при котором
снимается регулировочная характеристика,
также отражается на её протекании. Повышен-
ные числа оборотов дают более низкие вели-
чины riH, и потому при одинаковом Gm на вы-
соких п получается обогащение смеси, сме-
щение максимума Ne в сторону меньших
расходов топлива и более низкое расположе-
ние кривой Ne для одинакового расположения
дросселя. Механический к. п. д. влияет в том
же направлении.
Пример регулировочной характеристики
карбюраторного автомобильного двигателя дан
на фиг. 17.
Нагрузочной характеристикой называется
диаграмма зависимости удельного расхода то-
плива ge от эффективного среднего давления
рв (или от мощности Ne) при постоянном числе
оборотов. Для карбюраторных и газовых дви-
гателей эту характеристику иногда называют
дроссельной. Построение нагрузочной характе-
ристики в координатах ge —pe придаёт ей
универсальный характер, ибо позволяет срав-
нивать двигатели с различной размерностью
цилиндров.
Нагрузочная характеристика снимается с
двигателя путём замера часового расхода то-
Фиг. 17. Регулировочная характеристика
двигателя М-1.
плива Gm и крутящего момента Мк при раз-
личных положениях органа, управляющего по-
дачей в цилиндры топлива, после приведения
числа оборотов к выбранному постоянному
значению.
Авто-танко-тракторные двигатели в усло-
виях эксплоатации большую часть времени
работают на неполной нагрузке при различных
числах оборотов; поэтому для полной оценки
экономичности их . работы необходимо иметь
нагрузочные характеристики для нескольких
наиболее ходовых чисел оборотов.
На фиг. 18, а приведена схема нагрузочной
характеристики для двигателя с карбюратором
без экономайзера. Для установления характера
протекания кривых Ne и ge следует исходить
из предположения, что Y]t- не изменяется при
дросселировании. В этом случае кривая Gm
будет представлять прямую (см. пунктир) в
зависимости от Nj, а удельные расходы ge с
уменьшением нагрузки должны непрерывно
возрастать в соответствии с уравнением
и становиться бесконечно большими при хо-
лостой работе двигателя.
В действительных условиях, однако, Гц не
остаётся постоянным, несколько уменьшаясь
по мере приближения к холостому ходу и при
положениях дроссельной заслонки, близких к
полному открытию. Это приводит к тому, что
кривая ge проходит, как показало примерно
сплошной линией.
При карбюраторе с экономайзером кривые
Gm и ge несколько изменяют свое расположе-
ние и форму.
На фиг. 18, б сплошными линиями от Ne—0
до точек а1 и а показано изменение Gm
и ge при регулировке карбюратора, близкой
к наиболее экономичной. При этих условиях
мощность будет максимальной при полном
открытии дросселя (точка А).

ГЛ. I]
ХАРАКТЕРИСТИКИ ДВИГАТЕЛЕЙ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ
27
Пунктиром показаны кривые Gm и ge для
регулировки карбюратора на максимум мощ-
ности. В последнем случае при полном дрос-
селе мощность Ne получается несколько боль-
шей (точка В).
При работе с экономайзером на прикры-
тых дросселях сохраняется экономичная регу-
лировка. В момент же перехода к полному
п= const,
дроссель Ф const
Фиг. 18. Схемы нагрузочных характеристик карбюратор-
ного двигателя.
дросселю происходит обогащение смеси, и це-
ной некоторого повышения удельных расходов
топлива достигается увеличение мощности на
величину АВ.
Таким образом, с экономайзером кривые
Gm и ge получают искривления вблизи полного
дросселя, и наиболее экономично двигатели ра-
*•*
'а
***
4
п=14
«*•
00
***
4
J
г
fn
120
***
4*
-7L
ТО
/7=
п=
/1
7
/
%¦
щ
ш
V
9е
г/тмас
400
-200
10 20 30 40 50 60 70 80 90 100%
Нагрузка двигателя
Фиг. 19. Нагрузочные характеристики двигателя,
-имеющего карбюратор без экономайзера.
ботают при неполном открытии дросселя при
нагрузке порядка 80—90%.
При правильно подобранных жиклерах кар-
бюратора с экономайзером кривые нагрузоч-
ной характеристики должны отображать кри-
вую изменения а по нагрузке для идеального
карбюратора.
В качестве примера на фиг. 19 представлен
ряд нагрузочных характеристик для двигателя
с карбюратором без экономайзера, а на фиг. 20
даны такие же характеристики для двигателя
5Q Нвлц.
Фиг. 20. Нагрузочные характеристики двигателя
типа ЗИС-5, имеющего карбюратор с экономай-
зером.
типа ЗИС-5, имеющего карбюратор с эконо-
майзером.
На фиг. 21 представлена схема нагрузоч-
ной характеристики дизеля, снимаемая при
Фиг. 21. Построение нагрузочной характеристики дизеля.
постоянном числе оборотов и переменном по-
ложении рейки топлизного насоса.

28
ТЕОРИЯ И ХАРАКТЕРИСТИКИ ДВИГАТЕЛЕЙ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ
[РАЗД. IV
Кривая ge = Л (Ne) или ge = /2 (ре) может
быть получена графическим построением. Так
как
103,
= at tg<p,
где ал = —— Ю3; иначе (если по оси абсцисс
Pi
отложено ре)
ее = —%г-' Ш3 =
1'Ре
*103 =
225т
следовательно,
ge = a2tgrfi где a<i = -р—— 103, С\ — -тфг.— •
Здесь <р — угол наклона луча, выходящего из
точки О и пересекающего кривую Gm = 4>i (Ne)
или Gm = ф2 \ре)- В частном случае луч ка-
сается кривой Gm, определяя минимум удель-
ного расхода ge.
На нагрузочной характеристике дизеля от-
мечаются три характерные точки; а) режим
максимальной экономичности (точка В3 — го-
ризонтальная, касательная т — т к кривой ge);
Ь) режим максимальной мощности (точка В± —
вертикальная, касательная к той же кривой);
в) режим оптимальной эффективности процесса
(точка Во; луч О—р из начала координат,
касательный к кривой ge).
Режим точки /J4 в эксплоатации не дости-
гается (тепловое перенапряжение двигателя,
плохая экономичность, очень дымный выхлоп),
поэтому рекомендуется (ГОСТ 491-41) регули-
ровать дизель на максимальную мощность по
режиму оптимальной эффективности.
Оптимум эффективности рабочего процесса
при режиме точки Вс подтверждается тем, что
для этой точки ¦— имеет минимальное значе-
Ре
ние, и следовательно, f\e-pe— максимально:
J?l = a3-tgfl0» где 08=—-.
Ре Р2
О протекании нагрузочной характеристики
можно судить, используя выражение
считать a = const. Тогда у\н = Ku^g, и основ-
ным фактором, влияющим на протекание на-
грузочной характеристики, является ч\м. При
обогащении смеси за счёт включения эконо-
майзера ge возрастает вследствие более рез-
кого увеличения Ag по сравнению с г\н и не-
которого роста тепловых потерь.
Сравнение нагрузочных характеристик ди-
зеля и карбюраторного двигателя показывает
относительное преимущество первого (фиг. 22).
Повышенная эко- дд
номичность дизеля
на частичных на-
грузках обусловле-
на увеличением о
при снижении ре
и, следовательно,
уменьшением те-
плоёмкости про-
дуктов сгорания.
В газовых дви-
гателях при изме-
нении регулятором
положения дрос-
сельной заслонки,
устанавливающей
количество посту-
пающей в ци-
линдры газо-воз-
душной смеси, ча-
сто вручную изме-
няется положение
Фиг. 22. Сравнительное проте-
кание нагрузочных характе-
ристик.
дросселей, регулирующих состав смеси.
При этом условии по протеканию относи-
тельной нагрузочной характеристики газовый
двигатель занимает промежуточное положение
между дизелем и карбюраторным двигателем
9е
г/мсчас
400
300
200
5 6 7 рекг/ш?
Фиг. 23. Нагрузочная характеристика тракторного
дизеля.
с
\
\
Ч i
-^>
¦о—
п = 1200
1
[
1
Так как у дизеля при уменьшении нагрузки
y)m = K<i •а • kg ~ const, то решающими факто-
рами являются Yjf и т|ж (kg — весовая доза то-
плива, поступающая в цилиндр за цикл на
1 л его рабочего объёма).
По мере увеличения нагрузки (уменьше-
ния a) ge вначале уменьшается в результате
. повышения механического к. п. д , превалиру-
ющего над незначительным понижением инди-
каторного к. п. д. При увеличении нагрузки
выше той, которая соответствует минимуму ge,
ухудшение экономичности является следствием
возрастающих тепловых потерь (теплоотдача,
догорание, несовершенное сгорание).
У карбюраторных двигателей при измене-
нии нагрузки в первом приближении можно
На фиг. 23 дан пример нагрузочной харак-
теристики тракторного дизеля.
Характеристикой по числу оборотов на-
зывается диаграмма зависимости мощности
двигателя Ne, крутящего момента Мк (или
среднего эффективного давления ре) и удель-
ного расхода топлива ge от числа оборотов
коленчатого вала п при постоянном положении
органа, управляющего количеством поступа-
ющих в цилиндры топлива или горючей смеси.
Изменение числа оборотов достигается изме-
нением внешнего тормозного момента. Пределы
изменения числа оборотов — от минимального
устойчивого до нормального (или максималь-
ного). При снятии характеристики по числу
оборотов устанавливаются наивыгоднейшие
углы опережения зажигания или впрыска то-
плива. Различают: а) характеристики макси-
мальной мощности; б) нормальные характери-

ГЛ. II
ХАРАКТЕРИСТИКИ ДВИГАТЕЛЕЙ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ
29
стики; в) нормальные эксплоатационные харак-
теристики; г) частичные характеристики.
а) Характеристика максималь-
ной мощности (предельная характери-
стика) снимается с карбюраторного или с га-
зового двигателя при полном открытии дрос-
селя, управляющего количеством поступающей
в цилиндр горючей смеси, при наивыгоднейшем
для каждой опытной точки опережении зажи-
гания и при регулировке состава смеси на
максимальную мощность. С дизеля характери-
стика снимается при положении органа, упра-
вляющего топливоподачей, соответствующем
при каждом значении п максимальному зна-
чению ре.
Протекание кривых Ne, MK и ge по харак-
теристике максимальной мощности опреде-
ляется изменением в зависимости от п коэфи-
циента наполнения %, количества поступа-
Фиг. 24. К построению скоростной характеристики.
ющего в цилиндры за цикл топлива kg, тепло-
вых потерь двигателя и момента внутренних
механических потерь (главным образом тре-
ния) Мтр.
Индикаторный" крутящий момент М-г имеет
максимальное значение при некотором опре-
делённом числе оборотов nj (фиг. 24). Вправо
от этой точки Mi уменьшается вследствие
того, что снижается riH и усиливается догора-
ние в процессе расширения. При п < П\ пони-
жение индикаторного крутящего момента вы-
зывается усилением тепловых потерь через
стенки, понижением г\н (несоответствие фаз
распределения замедленному скоростному ре-
жиму); в дизелях, кроме того, часто сказы-
вается уменьшение Ag при пониженных обо-
ротах (свойство топливного насоса). Момент
трения Мтр непрерывно повышается при уве-
личении п., имея некоторое значение при п=0.
В результате определяется характер протека-
ния внешнего крутящего момента Мк, ибо
мк = Mi — Мтр.
Максимального значения Мк достигает при
л2 -С П\. Числа оборотов, при которых имеет
место равенство Мтр = М^ являются мини-
мальными и максимальными числами оборотов
холостого хода (л3 и и4, где Мк = 0). Практи-
чески минимальное число оборотов ограничи-
вается устойчивостью работы двигателя (л5).
а максимальное—прочностью деталей и эконо-
мичностью (я6).
М
Так как Nfl =
716,4*'
вой MK=f1 (л) вполне
протекание кривой Nt
то протекание кри-
определяет собой
= /2(") (Фиг. 25).
Число оборотов щ, при котором по данной
характеристике достигается максимальная
мощность, всегда выше щ.
По имеющейся кривой Ne кривые крутя-
щего момента Мк и среднего эффективного
давления ре легко находятся графическим по-
строением (фиг. 25):
Мк = 716,2 -^ = 716,2 ЬУ. =
П (JJC
tg Ф, где С =
= 716,2 — ;
225т Ne
Va-n
225т
где С2 =
225т X
Максимальные величины Мк и ре получаются
при том значений числа оборотов (п2), при
котором луч из точки О касается кривой Ng.
Часовой расход топлива Gm при увеличениип
непрерывно возрастает, имея некоторые ко-
нечные значения при щ и щ (расход холо-
стого хода). В соответствии с этим удельный
расход топлива ge изменяется в функции п,
как показано на фиг. 25. На режимах л3 и Щ
(холостой ход) ge = -~ — оо. Минимум ge ле-
жит всегда при числе оборотов, меньшем щ
Фиг. 25. Построение скоростной характеристики.
(например, при п8), так как правее ординаты гц
падению кривой Ne соответствует повышение
кривой Gm.
Характеристика максимальной мощности
носит также название внешней характер»»
стики. По этой характеристике карбюраторные
двигатели работают только тогда, когда усло-
вия эксплоатаций требуют получения от дви-
гателя максимального крутящего момента на
заданном скоростном режиме.
Дизели не достигают показателей по харак-
теристике максимальной мощности (сильное
дымление).

30
ТЕОРИЯ И ХАРАКТЕРИСТИКИ ДВИГАТЕЛЕЙ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ
[РАЗД. IV
Применительно к транспортным дизелям
понятие об оптимальной характеристике со-
впадает с понятием о характеристике предела
дымления. Эта характеристика снимается с
двигателя при положений органа, управляю-
щего подачей топлива, соответствующем на
каждом скоростном режиме оптимальной эф-
фективности процесса (точка Z?o на Фиг* 21).
Дизели достигают показателей характеристики
предела дымления только при работе на нор-
мальном скоростном режиме.
В то время как у карбюраторных двигате-
лей состав горючей смеси при работе по
характеристике при переменном числе оборо-
'нсрм
Фиг. 26. Сравнительное протекание опти-
мальной и нормальной характеристик
транспортного дизеля.
тов примерно постоянен, у дизелей по мере
уменьшения п избыток воздуха возрастает
в результате уменьшения kg и повышения riH.
Это накладывает свой отпечаток на протека-
ние оптимальной характеристики дизелей
по оборотам. Характерными в этом случае
являются: а) менее резкое изменение Мк, ре,
б) смещение максимума Мк (ре) в сторону более
высоких значений п, в) более высокая эконо-
мичность на пониженных оборотах (пологое
протекание кривой ge в диапазоне оборотов
от щ до пъ).
б) Нормальная характеристика
с карбюраторного двигателя снимается на
полном открытии дросселя при нормальной
регулировке карбюратора, которая подби-
рается при нормальном числе оборотов.
По характеру протекания кривых Ne,
Мк(ре)< Gm и ge нормальная характеристика
карбюраторных двигателей, как и газовых, не
отличается от характеристики максимальной
мощности, а при наличии экономайзера пол-
ностью с ней совпадает.
Нормальная характеристика дизеля сни-
мается при постоянном положении органа,
управляющего топливоподачей, соответствую-
щем оптимальной эффективности процесса на
нормальном числе оборотов. На фиг. 26 сопо-
ставлены характеристики оптимальная (пре-
дела дымления) и нормальная. Крутящий мо-
мент, а следовательно, мощность по нор-
мальной характеристике понижаются сравни-
тельно с оптимальной при уменьшении числа
оборотов ниже пнорм вследствие того, что
у большинства топливных насосов величина kg
уменьшается при уменьшении п, в то время
как i\H при этом возрастает (в этом недостаток
топливоподающей системы большинства транс-
портных дизелей). Существуют специальные
корректирующие устройства, стремящиеся
дать кривой kg протекание, сходное с проте-
канием кривой i\H, и тем самым уничтожить
или сократить разницу между нормальной и
оптимальной характеристиками.
в) Н о р м а л ь н а я э к с пл о ат а ци о н-
ная характеристика авто-тракторного
двигателя отличается от нормальной характе-
ристики только тем, что в отличие от послед-
ней снимается с двигателя, оборудованного
всеми нормальными вспомогательными агрега-
тами (вентилятором, электрогенератором, глу-
шителем, компрессором и т. п.)*.
Затрата мощности на вспомогательные
агрегаты (разница между нормальной и нор-
мальной эксплоатационной характеристиками)
зависит от конструкции вентилятора (его число
оборотов, количество и профиль лопастей),
мощности электрогенератора1, производитель-
ности компрессора и т. п.
г) Частичные характеристики
снимаются с" карбюраторного или газового
двигателя при различных постоянных частич-
ных открытиях дросселя, управляющего коли-
чеством поступающей в цилиндры горючей
смеси.- С дизеля частичные характеристики
снимаются при различных постоянных поло-
жениях органа, управляющего подачей то-
плива, устанавливающих подачу меньшую, чем
требуется для снятия нормальной характери-
стики.
Характер протекания кривых r\H=f(n) дви-
гателей с количественным регулированием
(см. фиг. 11) обусловливает то относительное
расположение частичных характеристик кар-
бюраторных и газовых двигателей, какое пред-
ставлено на фиг. 27. Возрастающая крутизна
кривых ч]н по мере прикрытия дросселя при
практически постоянной кривой Мтр приводит
к сужению диапазона оборотов, в котором
Мк>()и к смещению максимума кривой Мк.
В полном соответствии с этим кривые Ne по
мере прикрытия дросселя не только распола-
гаются ниже, но ограничиваются всё более
тесными пределами чисел оборотов. Скорост-
ной режим, соответствующий на каждом по-
ложении дросселя максимуму мощности, сме-
щается в сторону пониженных оборотов.
Показанный на фиг. 27 характер кривых Gm
обусловлен тем, что при a =s const часовой
расход топлива пропорционален произведе-
нию У]Н'П.
Кривые ge, соответствующие более при-
крытым дросселям, располагаются выше; зако-
номерность этого подтверждается следу ю-
* При снятии нормальной характеристики компрессор
остаётся включённым только в том случае, если он
служит для продувки или наддува, а вентилятор — при
воздушном охлаждении.

ГЛ. I]
ХАРАКТЕРИСТИКИ ДВИГАТЕЛЕЙ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ
31
щими соотношениями: так как Gm = ax-rlH-n,
а Мк = а2 f]H n, то
а = - "*. =
а4—а3
таким образом, для выбранного скоростного
режима удельный расход топлива тем больше,
О
Фиг. 27. Протекание нормальной и частичных
характеристик карбюраторного двигателя: /—нор-
мальная; 2,3,4 — частичные характеристики при
различных положениях дросселя.
У дизелей частичные характеристики рас-
полагаются, как показано на фиг. 28. В двига-
телях этого типа ничтожное влияние нагрузки
(подачи топлива) на коэфициент наполнения гш
приводит к тому, что при всех положениях
органа, управляющего подачей топлива, точки
максимума крутящего момента Мк распола-
гаются приблизительно на одной вертикали.
Кроме того, характерным для дизелей является
то, что диапазон возможного изменения числа
оборотов данного двигателя не зависит (или
лд
*д
^--
^~
Чя
- 3
ш- Ь
Фиг. 28. Протекание нормальной и частичных
характеристик транспортного дизеля.
чем меньше коэфициент наполнения ч\н. Это
рассуждение в полной мере применимо и к
протеканию нагрузочной характеристики дви-
гателя с качественным регулированием
(фиг. 28).
зависит в очень малой степени) от положения
органа, устанавливающего количество пода-
ваемого топлива (кривые Мк и Ne фиг. 28).
Режим максимальной экономичности не-
значительно смещается по мере уменьшения

32
ТЕОРИЯ И ХАРАКТЕРИСТИКИ ДВИГАТЕЛЕЙ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ
[РАЗД. IV
дозы подаваемого в цилиндры топлива (g)
в сторону пониженных оборотов. Это проис-
ходит потому, что при уменьшенных подачах
топлива более резкое повышение о улучшает
на пониженных числах оборотов индикатор-
ный к. п. д. двигателя.
На фиг. 29 дан пример частичных харак-
теристик транспортного дизеля.
При оформлений характеристик, как пра-
вило, необходимо указывать на диаграммах,
при каких условиях производились испытания.
Так, необходимо отмечать: а) тип и регу-
лировку карбюратора; 6) вид и удельный вес
80
70
50
АО
30
20
Ю
О
ш
250
Ж
230
220
7
7
Z1
7
кг/час/
и
из
12
II
7
.6
-5
.4
-3
, _ \о
то 1200 то юоопфин.
¦Фиг. 29. Нормальная и частичные характеристики двух-
тактного дизеля (НАТИ).
применяемых топлива и масла; в) опережение
зажигания или опережение впрыска (устана-
вливались ли они наивыгоднейшими для ка-
ждой опытной точки или оставались постоян-
ными для всей характеристики); г) температуру
охлаждающей жидкости и масла в картере;
д) температуру и давление окружающего воз-
духа (а также по возможности и его влаж-
ность); е) тип воздухоочистителя или глуши-
теля? ж) наличие или отсутствие тех или иных
вспомогательных агрегатов (вентилятор, водя-
ная помпа, компрессор и т. д.).
Для сопоставления мощностей, снятых с
карбюраторного двигателя в разное время,
лри разных атмосферных условиях, а также для
сравнения двигателей, испытанных в различ-
ных местах и в разное время, необходимо
замеренные при опыте эффективные мощно-
сти приводить к нормальным атмосферным
условиям A5° С и 760 мм рт. ст.), пользуясь,
например, следующей формулой:
где Ne0 — приведённая мощность двигателя,
a Ne — мощность, замеренная при темпера-
туре /0 в °С и давлении Во в мм рт. ст.
Внешняя характеристика двигателя с
регулятором числа оборотов. Двигатели
многих грузовых автомобилей, тракторов,
а также двигатели, предназначенные для осве-
щения, электросварки, работы на комбайнах
и для других специальных целей, снабжаются
регуляторами не столько в целях предохранения
двигателя от „разноса", сколько для получе-
ния небольшого изменения числа оборотов
при резко меняющейся нагрузке.
Регуляторы применяются как центробеж-
ного типа, так и основанные на использова-
нии изменения динамического напора свежего
заряда во впускном трубопроводе.
Независимо от принципа своего действия
регулятор, воздействуя обычно на подачу то-
плива или горючей смеси, уменьшает её при
чрезмерном повышений числа оборотов или
скорости свежего заряда в трубопроводе и,
наоборот, увеличивает её, когда число обо-
ротов или скорость заряда уменьшается в ре-
зультате увеличения нагрузки на двигатель.
На фиг. 30 представлено в зависимости
от числа оборотов изменение кривых эффек-
тивной мощности двигателя с регулятором и
кривых мощностей iVa, необходимых, напри-
мер, для движения грузового автомобиля по
различным дорогам.
Из диаграммы видно, что при условии рез-
кого снижения кривой Ne за счёт регулятора
значительное изменение нагрузки на двигатель
не влечёт за собой сильного изменения числа
оборотов, так как точки пересечения кривой Л',.
(с регулятором) с кривыми Na получаются
почти на одной вертикальной линии.
Лишь переход к слишком большим на-
грузкам, например, переход автомобиля к до-
роге, соответствующей кривой Nas или Na^.
может вызвать значительное снижение числа
оборотов и скорости движения. Это полу-
^ / /Ме^зрегум- Ч
J" "^чч тора \
отстой ход
а
761)
"So
273+ *о
288
л. с,
Фиг. 30. Схема скоростной характеристики дви-
гателя с регулятором.
чается тогда, когда точки пересечения кри-
вых Ne и Na располагаются на кривой внешней
характеристики двигателя без регулятора.
Во всех других случаях при меньших на-
грузках значительные изменения качества до-
роги не приводят к большим колебаниям
числа оборотов и скорости движения ма-
шины.

ГЛ. I]
ХАРАКТЕРИСТИКИ ДВИГАТЕЛЕЙ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ
33
Большое распространение регуляторы числа
оборотов получили на двигателях, предназна-
ченных для осветительных установок. Здесь
особо важно иметь малоизменяющееся число
оборотов при значительных колебаниях элек-
трической нагрузки осветительного агрегата.
ЛИТЕРАТУРА И ИСТОЧНИКИ
1. Б р и л л и н г Н. Р., Двигатели внутреннего сгора-
ния, ОНТИ, 1935.
2. Б р и л л и н г Н. Р., Исследование рабочего процесса
и теплопередачи в двигателе Дизеля, ОНТИ, 1931.
3. Болтинский В. Н., Авто-тракторные двигатели,
3-е издание, Сельхозгиз, 1941.
4. ГОСТ 491-41, Двигатели авто-тракторные. Методы ти-
повых испытании.
5. Д ж о д ж А. В., Автомобильные и авиационные дви-
гатели, Госмашметиздат, ч. 1 и 2, 1933.
6. 3 а с с Ф., Бескомпрессорные двигатели Дизеля,
ГНТИ, 1935.
7. 3 е р н о в П. М., Характеристики автомобильного ди-
зеля и методика их определения, „Дизелестроение" № 1,
М. 1938. •'
8. Иноземцев Н. В., Тепловые двигатели, Оборон-
гиз, 1945.
9. Иноземцев Н. В., Основы термодинамики и ки-
нетики химических реакций, М. 1940.
10. К а л и ш Г. Г., Характеристики быстроходных ди-
зельмоторов и карбюраторных двигателей, „Сталинец"
№ 8, Челябинск 1936.
11. Куров Б. А., Карбюраторные двигатели с повышен-
ной степенью сжатия, Машгиз, 1943.
12. Коллектив авторов ВАММКА им. Сталина, Курс тео-
рии двигателей внутреннего сгорания (конспект), 1939.
13. Коллектив авторов под ред. Митницкого Я- Д-> Курс
теории авиадвигателей, Воениздат, 1941.
14. Коллектив авторов под ред. Бугрова Е. П. и Заи-
кина А. Е., Теория авиационного двигателя, Оборон-
гиз, 1940.
15. М а з и н г Е. К., Тепловой процесс двигателей вну-
треннего сгорания, ОНТИ, 1937.
16. Масленников М. М., Авиационные двигатели
лёгкого топлива, Оборонгиз, 1946.
17. Масленников М. М., Сгорание и детонация,
ОНТИ, 1933.
18. Масленников М. М., Новое уравнение коэфи-
циента наполнения и критика существующих уравне-
ний, „Труды ЦИАМ" № 75, 1944.
19. М е л ь к у м о в Т. М., Теория быстроходного ди-
зеля, Оборонгиз, 1944.
20. Петров В. А. и Сороко-Новицкий В. И.,
Теория лёгких двигателей, ОНТИ, 1938.
21. Пай Д. Р., Авиационные двигатели, ч. 1 и 2, Обо-
ронгиз, 1940.
22. Р и к а р д о Г. Р., Быстроходные двигатели внутрен-
него сгорания, Гострансиздат, 1932.
Том 10

Глава II
КОНСТРУКТИВНОЕ ОФОРМЛЕНИЕ СТАЦИОНАРНЫХ
И СУДОВЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ
ОСНОВНЫЕ ПАРАМЕТРЫ СТАЦИОНАРНЫХ И СУДОВЫХ ДИЗЕЛЕЙ
И ГАЗОВЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ*
ДИЗЕЛИ
Мощность
Значения наибольших цилиндровых и агре-
гатных мощностей даны в табл. 1.
Таблица 1
Наибольшие цилиндровые и агрегатные мощности
в л. с.
Типы двигателей
Четырёхтактные
простого действия . .
Двухтактные просто-
го действия
Двухтактные двойно-
го действия
Цилиндровая
мощность ?,
i
670
«75
3000
Агрегатная
мощность Ne
б ооо
7 5°°
Зо ооо
Конструктивные параметры
Число цилиндров / колеблется от 1 (для
маломощнцх типов) до 20. Для двигателей
средних и больших мощностей четырёхтакт-
ного типа характерно чётное число цилиндров,
двухтактные двигатели выполняются также и
с нечётным числом цилиндров C, 5, 7). Число
цилиндров выше 8 встречается в двигателях
быстроходного типа и в двигателях с мощ-
ностью более 3—10 тыс. л. с.
Отношение хода поршня 5 к диаметру
цилиндра D.
-=-
Типы двигателей
Тихоходные
Четырёхтактные простого действия 1,3—2
Двухтактные простого действия . . 1,3—1,8
Двигатели с противоположно движу-
щимися поршнями 3~3>8б
Двухтактные двойного действия . . 1,4—з,а5
Быстроходные 0,03—1,35
* Приводимые в этой главе данные, характеризующие
мощность, конструктивные, термодинамические и другие
параметры, являются средними и примерными, относящи-
мися к некоторым существующим типам и маркам дви-
гателей. Эти данные ни в коем случае нельзя рассматри-
вать как предельные, ограничивающие возможность со-
здания более производительных и экономичных двигателей.
Основные линии развития оформления
двигателей следующие:
а) переход от А-образных конструкций
к конструкциям рамным и блочным; б) широкое
применение анкерных связей; в) повышение
границ применения неохлаждаемых поршней;
г) применение гальванических покрытий рабо-
чих поверхностей; д) утолщение стенок порш-
ней в зоне расположения колец с целью улуч-
шения отвода тепла.
Термодинамические параметры
Основные термодинамические параметры:
1) тактность двигателя, 2) тип продувки,
3) среднее эффективное давление ре в кг/см2,
4) литровая мощность ~ ь л. с./л, 5) литро-
оборотная мощность - е ¦ в л. с./л на оборот,
6) поршневая мощность (удельная нагрузка
N
поршня) -ф в л. с./см2.
Тактность двигателей. Двухтактные тихо-
ходные двигатели получили распространение
в пределах цилиндровой мощности от 2 до
35 л. с. и от 1С0 до 600 л. с. в виде двигателей
простого действия; при цилиндровой мощ-
ности от 600 до 3000 л. с. в виде двигателей
двойного действия. В пределах же цилиндровой
мощности от 35 до 150 л. с. в Европе распро-
странены двухтактные двигатели, в США — че-
тырёхтактные.
Тип продувки. В тихоходных двигателях
широко применяется поперечная продувка,
а в быстроходных—прямоточная.
Расход мощности на продувку дан в табл. 2.
Литровая мощность. Значения литровой
мощности в л. с./л:
Для тихоходных двигателей;
Четырёхтактных без наддува До 1,5
Четырёхтактных с наддувом i,ff
Двухтактных я 3,3:
Для быстроходных двигателей:
Четырёхтактных З0-
., Двухтактных .4—25.

ГЛ. II] ОСНОВНЫЕ ПАРАМЕТРЫ СТАЦИОНАРНЫХ И СУДОВЫХ ДИЗЕЛЕЙ И ГАЗОВЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ 35
Таблица 2
Расход мощности на продувку в процентах от
мощности двигателя Ne
Давление
продувки
в кг/см1
i.i
1.3
1.3
1.4
1.5
Типы продувки
поперечная
односторонняя! прямоточная
Коэфициент избытка продувочного
воздуха
1.7
5-8
8.5
Ц.5
I4.O
i6,5
1,4
4.5
7.°
9,о
".5
13.°
1,3
3.5
4-5
7.8
9.9
«.5
Для двигателей повышенной быстроход-
ности значения литровой мощности составляют
12-25 л. с/л.
Литрооборотная мощность в л. с /л. об.
Для тихоходных двигателей:
Четырёхтактных без наддува .... 0,0061—0,0065
Четырёхтактных с наддувом .... 0,0080—0,0087
Двухтактных простого действия . . До 0,014
Двухтактных двойного действия . . „ 0,025
Для быстроходных двигателей:
Четырёхтактных 0,007
Двухтактных о,о25
Среднее эффективное давление.Величины
среднего эффективного давления ре в кг/см2
Четырёхтактные без наддува $—6
Четырёхтактные с наддувом 7—XI
Двухтактные с прямоточной продувкой . . . 5>5
Двухтактные с другими типами продувки . . 5
Для двухтактных двигателей Дизеля с криво-
шипнокамерной продувкойре = 2,5-т-2,8 кг/см*.
Удельная нагрузка поршня. Удельная
Ne
нагрузка поршня -~ в л. с./сл^ составляет:
Для тихоходных двигателей:
Четырёхтактных без наддува "Доо,12
Четырёхташных с наддувом „ o,i8
Двухтактных простого действия „ 0,22
Двухтактных двойного „ ...... 0,40
Для быстроходных двигателей:
Четырёхтактных без наддува. До 0,14
Четырёхтактных с наддувом , 0,25
Двухтактных простого действия я 0,30
Экономические параметры
Основным экономическим параметром
является удельный расход топлива в г/э. л.с.ч.
Типы двигателей Удельный расход
Простого действия:
Четырёхтактные 163—192
Двухтактные малой мощности 210—240
Двухтактные средней я 165-190
Двухтактные большой , 150—175
Двойного действия:
Двухтактные 150—175
Динамические параметры
Число оборотов двигателя в минуту п
Типы двигателей
Тихоходные 400
Тепловозные и подлодочные . 650
Быстроходные 8оо
Маломощные 1200
Катерные • 2200
Средняя скорость поршня
Двигатели тихоходные:
Четырёхтактные без наддува . . . .4,5-6,5 м/сек
Четырёхтактные с наддувом .... До 9,8 ,
Двухтактные простого действия . . 4.8—5,55 •
Двухтактные двойного , . . 4.5~5,5 »
Двигатели быстроходные:
Четырёхтактные 7.5~ 8,5
Двухтактные простого действия . . 6,5—7,5 »
Двухтактные двойного „ . . 7i5~9.o
Двигатели повышенной быстроходности
имеют среднюю скорость поршня до 14 м/сек.
Произведение средней скорости поршня
ст на число оборотов п. Так как значительная
нагрузка рабочих частей двигателя опре-
деляется инерционными силами, вводится как
один из критериев динамической напряжён-
ности двигателя параметр
стп _ Sn?
100 ~ 3000"'
где ст — скорость поршня в м/сёк; S — ход
поршня в м.
Значение этого параметра в гт^—*-¦
100 сек. мин.
для современных двигателей составляет:
Для тихоходных двигателей:
Четырёхтактных . 15—40
Двухтактных простого действия 20-30
Двухтактных двойного действия го—ia
Для быстроходных двигателей:
Четырёхтактных 60—70
Двухтактных 50—аоо
Произведение средней скорости поршня
на величину среднего эффективного давле-
ния. Параметр ст-ре, характеризующий общую
напряжённость двигателя, имеет следующие
значения:
Для тихоходных двигателей:
Четырёхтактных без наддува .
Четырёхтактных с наддувом .
• 2°—34 м/сек-кг/см*
.а8-44
Двухтактных простого действия:
с прямоточной продувкой ...... .25—36
с прочими видами продувки 20—30
Двухтактных двойного действия 25—36
Для быстроходных двигателей:
Четырёхтактных без наддува 34—5о
Четырёхтактных с наддувом [ 44—120
Двухтактных До 50
Технологические параметры
Удельный вес. Применение сварки для
изготовления картеров, блок-картеров и ряда
более мелких деталей дало возможность рез-
кого снижения удельного веса двигателей боль-
ших мощностей (до 3000 л. с. в цилиндре}*
с 40—50 до 8—10 кг/э. л. с. х

36
КОНСТРУКТИВНОЕ ОФОРМЛЕНИЕ СТАЦИОНАРНЫХ И СУДОВЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ [РАЗД. II
Применение стального литья для основных
конструкций дизелей позволило осуществить
мощные двигатели с удельным весом 10—11
кг/э. л. с.
Удельные веса современных двигателей
в кг/э. л. с.:
Тихоходных
Четырёхтактных тр'онковых 35—5°
Двухтактных „ З2—4°
Двухтактных крейцкопфных простого
действия 5°—7°
Двухтактных крейцкопфных двойного
действия 45—5°
Быстроходных • м—18
Сварных двухтактных двойного действия . 8 — ю
Литровый вес современных дизелей
в кг]л
Тихоходных.
Четырёхтактных без наддува 120—180
Двухтактных » „ До 190
Быстроходные 75~1О°
Следует отметить две новые тенденции дизе-
лестроения, сказывающиеся на значении пара-
метров: 1. Высокий (глубокий) наддув
двухтактных двигателей с давлением поступаю-
щего в цилиндры воздуха до 2 am и выше,
повышающий среднее эффективное давление
до 13,5 кг/см2. При этом применяется обычно
двигатель с двумя свободными и навстречу
друг другу движущимися поршнями; мощность
двигателя используется только для сжатия воз-
духа (наддувочного и продувочного), а отхо-
дящие из двигателя газы отдают свою энергию
газовой турбине. Такие установки получили
название мотогенераторных. 2. Промежу-
точное охлаждение наддувочного воз-
духа (при обычных величинах его давления)
до поступления его в рабочие цилиндры,
повышающее среднее эффективное давление
почти на 15—20*>/0.
В табл. 3—10 приведены основные пара-
метры наиболее типичных дизелей.
ГАЗОВЫЕ ДВИГАТЕЛИ
В табл. 11—12 даны основные параметры
газовых двигателей малой, средней и большой
мощности.
Таблица 3
Тихоходные четырёхтактные дизели простого действия
Двигатель
БК-4-38
6 4-42,5/60
6 ЧР-34,5/50
ДРС-400
42-БМР6
50ГРС-6
50ГРС-6
84ГРС-6
84ГРС-6
42 БМ-6
38 В-8
6БК-43
6БС-70
Алько Дизель
Атлас
Де ла Берн
Буш-Зульцер
То же
МАН OV-60
МАН GV-70
МАН WV-45/42
Дейц
п
Крупп
Бурмейстер и Вейн
То же
„
Векспур
Фербенкс-Морз
Фултон-Дизельс
То же
Дженерал Моторс
Сюпериор
То же
Нордберг
Страна
СССР
То же
»
»
п
„
„
-
»
„
США
То же
„
Германия
То же
„
-
-
„
Дания
То же
.
Голландия
США
То же
и
„
„
„
в э. л. с.
й?
140
боо
4оо
4оо
IIOO
380
339
1300
1500
IIOO
500
280
1050
1170
300
1085
500
IIOO
600
IOjO
IIOO
526
IOOO
520
1800
2650
55°°
670
625
300
1280
2400
35O
960
IOOO
a?
-
35
IOO
66,7
65
!85
6з,4
56,5
317
257
i83,5
6з,5
46,7
175
146
5о
'35
8з,3
137-5
юо
175
l85
87.7
166,7
130
256
ЗЗо
457
112
125
37.5
160
300
43-8
120,0
125,0
б/мин
о
е
Зоо
IB?
240
25°
45о
23O
203
IOO
!8з
42б
45O
гол
225
257
327
Збо
4оо
327
215
215
45о
2JO
215
215
340
125
5
275
327
720
277
257
боо
Збо
3°°
З.80
3.75
4,00
4.17
6,3°
З.84
3.38
4,48
5,12
5.96
5.6O
4.15
5,оо
5.45
4,15
6,10
5-75
5.8
4-3
5.О
6.3
4.83
5,ЗО
4,52
6,2
5.О
5,6
6,1
5.5O
6,4
5.7
6,1
6,10
6,10
5.6
Я-
U4
7.°
9-6
ю,4
28,4
8,8з
6,86
7,i6
9.37
25.40
25.20
12,00
10,75
14,00
13,6
22,0
23,0
19,0
9.25
ю,75
28,35
12,1
11,4
9,73
31,1
6,25
8,07
16,8
18,0
46,1
15.8
15.7
36,6
24,6
16,8
"§"
я
«1
5-2
5.63
5.36
5-хо
5.7°
5-ЗО
5.36
5.5O
5-75
5.85
5.35
5.оо
5.7«
5.16
5.4°
5-Н
5-о
5-15
о.о
5-7
5-7
5.36
5.39
5Д9
5-8
4,о
5>5
4,6
5.2
5.45
5.4O
5.15
5.2O
5.6о
5.2O
1,46
i,4i
1,45
1,45
о,93
1,45
1,45
1,45
1.45
о,93
1.35
1,5°
1,46
1,43
i,3i
1-25
i,3i
1,48
1,43
1,46
о,93
i,6i
i,6i
J.37
1,Об
1,72
1.95
1,72
1.25
1,24
i>4°
1,22
1,33
1,38
1,38
а
1.735
1.17
1.43'
1,4a
2,85
1.355
1,21
о,978
1,170
2,77
2,675
1,61
1,36
1,49
1.97
—
2,24
1-59
1,36
2,35
1,49
1,36
1,24
2,19
0,64
—
i,4
1,89
4,36
1,66
1,58
3.52
2,22
1-73
без наддува
0,00578
0,00625
0,00525
0,00567
о, 00634
о,оо59
0,00596
o,oo6i
0,0064
0,0065
0,00595
0,00555
0,00634
0,00578
0,00600
0,00572
о-оо555
0,00486
O.OO55
о.ообз
0,0063
0,00596
0,0063
о,оо577
0,0064
0,0051
—
0,0051
0,00580
о,оо6об
0,00598
0,00615
0,00588
0,00617
0,00575
ее
1

19,75
21,10
21,45
21,20
35.90
20,35
18,10
24,60
29.45
34.90
30,0
20,8
28,5
28,1
22,4
31,4
28,75
29.85
21.5
25.5
35.9
25.9
3°.i
23.45
36
аЗ
Зо,8
28,1
28,6
34,8
ЗО-8
3l,4
31.7
34.2
29,1
f
63,6
80,0
75-0
85,0
25,0
—
—
—
¦ —
—
—
75-°
61,0
72,3
56,6
35-5
41,6
52,0
60
90
25
—
—
—
—
_
85
—
43,5
.—
66,0
60,0
—
—
—
I
О
93-5
107,0
121,0
71,2
—
—
—
—
—
121,0
83,0
Ю8,О
III.O
73-O
93.3
81,9
71,6
122,6
71,3
—
—
82,5
Ю9,5
94,8
—
—
|
0,0660
0,0704
0,0715
0,0708
0,12
0,0678
0,0604
0,0820
0,0982
0,1164
0,1000
0,0693
0,095
—
—
—
—
0,0706
0,095
0,119
0,0863
0,103
0,0781
0,02
0,0766
,—
0,0936
—
—
—
—
—
—

ГЛ. II] ОСНОВНЫЕ ПАРАМЕТРЫ СТАЦИОНАРНЫХ И СУДОВЫХ ДИЗЕЛЕЙ И ГАЗОВЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ 37
Таблица 4
Тихоходные четырёхтактные
Нордберг
Юньон
То же
Зульцер 6DDP29
Бурмейстер и
Вейн
_^. , —
США
То же
я
Швейцария
Дания
Ne
1465
6<so
6so
5°°
6000
Ne
i
183
Ю7.5
81,3
83
600
300
460
400
375
112
двигатели j
cm
5,6
5,3
5,1
5,5
5,°
ncm
100
16,8
18,7
20,4
20,6
6,26
Дизеля простого действия
Ре
7,5
И,о
7,8
о,85
7.5
D
1,38
1.4°
1,3»
1,52
2,О2
Ne
Vs
з,53
3,i6
3,47
2,«5
°, 93
Ne
Vs.n
0,00843
0,00879
0,00869
0,00760
0,0083
етРе
42,0
41,6
39,8
37,7
43
с наддувом
О
Ne
35,о
34,1
—
О
Vs
110,4
118,5
—
—
Ne
F
—
—
°,255
1,4
<
4060
374O
3Ы0
3400
275°
Таблица 5
Двигатель
Русский дизель
4ДР 24/38
Завод
им. Сталина
НИДИ 2СД
Русский дизель
6ДР
Русский дизель
Л1
Русский дизель
2Д 19/32
Русский дизель
4Д 19/32
6-Д 29/50
4ДР 24/38
6ДР 29/50
Д2х25
4Д 19/32
НИДИ 2сд 0/20
МАН
Тоже
Зульцер D-60
Зульцер D-72
Зульцер D-29/50
Бурмейстер и
Вейн
То же
„
Крупп
Доксфорд
То же
Буш-Зульцер
Полар
Болиндер
Модаг-Крупп
Андерсон
Буш-Зульцер
Кларк
Фербенкс-Морз
Нордберг
Виккерс
Тихоходные
Страна
СССР
То же
-
-
„ ¦
„
„
„
„
Германия
То же
„
Швейцария
„
„
Дания
„
Германия
Англия
То же
США
Швеция
„
Германия
США
'Го же
„
„
Англия
со
%•
240
140
3°
боо
25
7°
140
бдО
240
боо
5°
I4O
3°
220О
ЗООО
9оо
2400
55°°
75°
174°
22OO
200
35°°
2900
47OO
Зооо
3°45
5оо
IOO
Зоо
355°
70о
2ООО
385°
Зоо
-
6о
35
15
юо
25
35
35
1О8,2
6о
юо
25
35
15
37°
375
9°
4оо
690
125
218
37°
5°
5°°
725
5
Зоо
435
125
25
5°
355
87,5
2ОО
428
5°
двухтактные
X
К
п об/м
375
43°
650
Зоо
43°
43°
43°
333
375
Зоо
43°
43°
63°
125
250
31°
435
120
375
но
1бЪ
300

92
120
240
105
300
5°°
257
240
33°
300
225
630
Ё
со
е
4,75
4,6
4,33
5,°
4,3
4,58
4,56
5.55
4,75
5,°°
4,3°
4,58
4,35
4,°
5,8
4,35
4,7
5,2
6,25
3,3
4,8
3,7
4,6
4,i
4,2
5,5
4,4
4,8
4,5
3,92
5,6о
3,9°
5,1°
5,5°
5,88
Во
ё *
17,8
19,8
28,1
15
18,5
19,7
19,7
18,5
17,8
15,°
18,5
19,7
28,1
5,°
14,5
13,5
6,35
6,55
23,4
3,63
2,68
11,1
5,29
3,77
5,О4
13,2
4,б2
14,4
22,5
Ю,1
13,5
п,7
15,3
12,4
37,1
дизели простого
*
ш
О,
4,2
4,°
2,18
4,5
2,76
4,06
4,°6
4,45
4,2°
4,5°
2,76
4,об
2,58
4,5
4,5
4,35
4,5
5,°
5.3
4,9
5,3
4,65
5,4
5,5
4,2
4,4
4,5
4,7
2,40
4,57
3.9°
4,6°
4,8о
3,35
1,58
1,68
1,25
1,72
1,5
1,68
1,68
1,72
1,585
1,72
1,5°
1,68
1,25
i,67
1,34
1,4°
1,73
1,74
1,72
1,8
1,6з
1,7
1,93
3,86
3,°
1,37
1,88
1,45
1,59
1,44
1.34
1,о8
1,25
1,44
1,27
п
3.5
3.82
3,73
3,°
2,64
3,88
3,88
3,31
3,5°
3,°°
2,64
3,88
3,73
1,25
2,5°
3,°°
1,35
1,4°
3,7°
1,295
1,74
3,53
1,19
1,юз
1,4б5
2,24
1,О2
3°
5 21
1,38
2,4°
2,88
3,°3
2,33
4,69
> действия
с
о,оо93
о,0089
о,оо574
о,ою
О,ООб2
0,0090
0,0090
0,00990
O.OO935
о,оюоо
о,00613
0,00903
0,00576
о,ою
о,ою
0,00968
о,ою
о,он
О,О1
о,ои8
о,ою9
0,ои8
О,О1
О,О12
О,О12
о,оо93
0,00978
о,ою
о,ою4
0,00538
0,01000
0,00873
о,оюю
о,оюзз
O.OO745
"^
ш
4J
О.
?
2О,О
i8,4
",15
22,5
ii,9
18,6
18,6
24,7
20,0
22,5
ii,9
18,6
",i5
18
26,1
18,95
21,2
26,0
25
17,5
23,5
19,6
21,4
22,2
23,1
23,1
19,4
21,6
21,2
9,4
25,6
15,2
21,5
26,4
19,7
о
°№
27
3°
-
4°
71,5
35
2б
33,8
33-3
4°,°
5i,6
2б,О
—
—
5°
—
бо
7°
—
—
_
—
-
9°
—
22,5
—
-
—
89,3
35,7
45,6
_
—
• —
.3.
со
94,5
И4,б
—
I2O
183
136
IOI
112,0
иб,5
120,0
13б,О
Ю1,О
— ¦
.—
125
—
8:
.98
—
—
_
—
—
99,4
: —
5°,4
—
—
—
CD
°,l83
О,122б
0,О744
°,15
О,О792
O,I24
O,I24
°,1б5
°,133
O,I5O
О,О792
O,I24
°,744
О, 12
о, 174
О, 12б2
О,141
°,'734
0,250
о.пб
°, 1556
O,i8o6
0,1426
0,1428
°,155
°.i35
0.1293
0,144
0,142
123,2| —
85,8
131,J
-
—
—
—
—.
-
0,132
—1
295O
353°
2320
Зооо
2i8o
2545
2545
347O
2900
3000
2150
2545
2520
2460
4860
295°
8700
ЗЗО°
3000
1620
30З0
2120
2570.
249°
4120
4100
245°
335O
3500
1818
4520
3090
4240
4650
445°

38
КОНСТРУКТИВНОЕ ОФОРМЛЕНИЕ СТАЦИОНАРНЫХ И СУДОВЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ
[РАЗД. II
Таблица 6
Тихоходные двухтактные дизели двойного действия
Двигатель
Страна
а; г
Коломенский за- СССР
вод
То же То же
Бурмейстер и Дания
Вейн
То же То же
Зульцер 10DSD76 Швейцария
МАН DS 70/170 То же
То же
Фиат Италия
То же То же
Старк-Гессель- США
ман
Зульцер* Швейцария
Збоо
2 40О
8
8ооо
4ооо
Г2 ООО
7 3°°
12 ООО
15 ооо
13 ооо
21 ООО
босо
ао8оо
боо
боо
боо
2800
1140
670
I2OO
870
I20O
1ббО
1300
I75O
2о8о
125
3.75
125 3.75
125 3,75
И5 5,7°
Ю5 4,5
128 5:
но
2156,
94 4
128 5:
190 6,
I2O 4
4,624,6
4,624,6
4,624,6
6,55 6,1
4,72 1:
6,75 6,4
6,1.
4,844,6
13,8
4,4
4,9
4,9
6,79 4,;
и,59б,8
5,75 4,3
1526
9,3
6,15
1,5
1,5
1.5
i.79
2,2б
2,66
1.58
1,74
6
1,58
2,42
2,42
2,42
2,95
2,825
3,5
2,24
2,13
4,7
1,9
2,42
2,17
4.1
0,0193
o,oi93
0,0250
0,0269
O.O239
°,°i75
0,017=
O,O2lE
0,0200
0,0189
0,0181
0,027
17,25
17,25
34,7
28,8
33,3
21,3
,25
5ао
аз,о
23,85
2О,б5
37.5
6о
6о
23,5
76,0
155
1б3
l67
о,2145
о,2Н5
о,4;
7
о,42
0,269
O.258
о.зоо
о,зб
Зобо
Зобо
Зобо
6о8о
354O
ЗЗбо
443°
343°
745°
393°
4610
* С наддувом.
Быстроходные четырёхтактные дизели простого действия без наддува
Таблица 7
Двигатель
38-К-8
2В-2
Америкен Локо-
мотив Ко
Де ла Берн
То же
Дженерал Мо-
торс
То же
Ингерсол Рэнд
Армстронг
Зульцер
МАН
То же
„
Страна
СССР
СССР
США
То же
„
„
„
Англия
Швейцария
Германия
То же
„
„
N вэ. л. с.
Зоо
боо
54°
465
IOOO
165
460
боо
I2OO
8оо
15°
22O
42O
92O
1400
I0O
5°
S3
«25
2О,6
57,5
75,°
Г5°
IOO
25
36,7
35

175
п об/мин
боо
2ООО
боо
54
625
I2OO
7оо
72O
6з°
7оо
15°°
I2OO
1400
700
7оо
7,6
12,1
6,6
6,7
8,2
7,10
7,ю
7,3°
9,оа
8,86
9,°°
8,8о
8,4°
8,86
8,86
ы
е
1 001 1
45,5
242,0
39,6
33,4
5i,3
85,2
49.7
52,2
56,8
62,1
Г35,°
1°5.8
,5
бз,о
6*2,0
1
и
«С*
5,6о
5^6
5,°°
5,55
6,го
б,оо
5,5°
5,55
—
—
—
—
5
D
1,2Ь
—
1,04
1,21
1,21
1,33
1,33
1,14
1,26
1,36
1,20
i,s6
г,03
1,36
1,27
с
а!"
ч
а
3,75
—
2,87
—
8,39
4,б4
4,41
3,84
4,27
7,86
6,93
8,п
4,88
6,53
*>
0,ООб22
—
°,°°575
°.°°555
o,oo6i6
0,00698
0,00663
0,00613
0,00609
0,00610
0,00524
0,00578
0,00570
0,00697
0,00933
^> и
42,5
34,°
33,5
45,5
43,°
42,6
4°,2
5°>i
—
—
—
—
—
с
О
ч
а
21,6
23,5
'6,3
12,4
23,5
п,7
—
—
—
—
—
О
ч
а
113,0
67,5
бз.о
1О3,6
109,о
44,9
—
—
с
3
0
ч
a
ft.
. о, 142
—
—
_
—
—
°,1б5
0,163
0,142
°,«52
0,146
0,187
0,247
с
бооо
57°°
495°
7ООО
544°
53Г°
6230
772O
7000
75°°
7370
8з8о
75«°
озбо
Таблица 8
Быстроходные
Двигатель
Дизели Дж. Мо-
торс
То же
МАН
Страна
США
То же
я
Германия
четырёхтактные дизели
ч
03
2ОО
5°°
1535
5бо
25
62
95
4б
-
,о
,5
,9
,б
X
S
п об/i
I2OO
IOOO
900
14ОЭ
а
7-1
8,5
9.1
8,4
100
85.i
85,0
8i,9
117,6
простого действия с
СО
«С
7.5
6,85
6,9
S
D
«,33
1,25
1,26
«,°3
Ч
(Г
7.63
6,9°
ю,8
е
0,00841
0,00763
0,00768
O.OO773
наддувом
I
и са
53,3
58,2
62,8
о
ю,9
11,4
IO.2
5.°8
S
но,о
87,0
7°.5
54.9
1
4
с
а:
а
—
—
о, 194
бооо
79°°
88 ю
оббо

ГЛ. II] ОСНОВНЫЕ ПАРАМЕТРЫ СТАЦИОНАРНЫХ И СУДОВЫХ ДИЗЕЛЕЙ И ГАЗОВЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ 39
Таблица 9
Двигатель
9-ДКВ 51/50
Фербенкс-Морз*
Зульцер•*
То же **•
Фербенкс-Морз **
Дженерал Мо-
торс ****
Быстроходные двухтактные
Страна
СССР
США
Швейцария
То же
США
То же
л. с.
л!
Ш
а?
43°°
45°
35°°
137°
8оо
135°
ft?
-
478
75
389
342
160
84,4
X
\о
о
39°
72О
i°5°
75°
72°
72O
'сек
Ч
Л
7,15
8,5°
8,оо
7,5
6,i
6,о
Е
U
с
27
61
84
56
43
43
> дизели простого действия
о
3
,9
,2
,0
,2
,9
,2
«
в
«1
С».
5-°7
5.°
13.7
ю,8
5.8
5.8
5
~Б
1,о8
i,i7
—
—
—
—
*?
4,4
8,1
—
—
—
—
с
0,01130
0,01125
—
—
-
—
1
О 05
36,2
42,5
109,6
8i,o
35.4
34.8
о
15,6
16,7
—
—
II,О
—'
О
68,6
«34-9
—
—
—
—
О,241
—
—
—
—
—
ft?
1
С
8 53°
6 230
20 7ОО
13 86о
9 ioo
6 62О
-
* i=6-il6. ** Противоположное движение поршней.
ней. ***« v-образный.
1 Горизонтальный с противоположным движением порш-
Быстроходные двухтактные дизели двойного действия
Таблица 10
Двигатель
МАН MZ 85/95
МАН MZ 42/58
МАН MZ 36/44
Зульцер ЗДДД68
Зульцер ЗДДД28
С
ч
и
ft?
6000
7100
353°
6400
1500
а?
••*
2000
79°
445
2135
5°°
я
о
с
ябз
45°
боо
272
480
14
(О
8,3
8,7
8,8
8,5
7-3
Б
е
21,
39,
52,
23,
35,
8
8
i
8
i
о
со
а.
5.7
5,2
5.7
5,4
5.3
5
D
1,3»
1,46
1,21
1,38
ч
С
ft?
а
6,3
9,55
14.4
6,18
10,7
ft?
0,024
0,0219
0,0240
0,0227
0,0223
VI Ш
42,3
45,2
5°,t
45,9
38,7
с
S
8,о
6,4
ю,о
8,9
ч
?
9
78,8
93,i
6i,8
95,2
S
с
ч
С
°.597
°.57
о.бзз
°.539
0,489
—1
:
и 8оо
12 ООО
12 ООО
12 ООО
10500
Параметры газовых двигателей малой и средней мощности
Таблица 11
Двигатель
тактов
о
о
IS
У
4
4
4
4
4
2
4
4
4
4
4
4
4
4
цилин-
о'~
5 м
« о.
3* Ч
Зи
*/а
4
4
3
6
8
i
4
4
4
4
4
I
е
об/мин
о
ч
S
V
3°°
х87
5оо
9ОО
5°°
3°°
аз5
3°°
257
850
I2O0
375
250
415
тивная
сть N
» о .
•в-я •
*@* о ^
СГ) S и
77/
/по
85
5°°
8о
Збоо
i66o
7°
боо
44
46
146
4оо
15
Род газа
.Двигатель Револю
цни* ,
То же
Гарднер
Кросслей ......
МАН*
То же
Нордберг
Купер-Бессемер . .
Ингерсол Рэнд . .
Катерпиллер . . .
Буда ..-....,
Растон-Хорисон .
Линдлер . . . . ,
Дейц ,
4,1
4,6
5,25
3,9
4,25
4,о
4,9
3,25
5,3
5.3
5,о
4,°7
3,9
5,2
3,8
3,75
3,82
4,75
5,5
6,о
4,88
4,об
5,23
4,7
6,об
4,76
4,25
4,2
46
8о
48
5°
27
72
и8
100
Генераторный
То же
Генераторный и све-
тильный
То же
Природный
Светильный
Генераторный и све-
тильный
То же
* Двойного действия.

40
КОНСТРУКТИВНОЕ ОФОРМЛЕНИЕ СТАЦИОНАРНЫХ И СУДОВЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ
[РАЗД. II
Параметры газовых двигателей большой мощности
Таблица 12
Двигатель
Эргардт ....
Демаг-Тиссен . .
МАН
е
X
ло об/ми
к
Э"
8=;
8о
84
85
се .„
ндикаторна
ощность N
л. с.
S S а
2б0
5180
5000
5000
р-
•s
м
<и
В* '
1 *
о,8т
о,8з
°,85
|>ективнг
хность N
с.
•&§ *s
CD S оз
45°о
440О
425O
4250
Si
' О 03
S s
чЗ
S.&
О с
4,53
4,27
4J°
4,25
О
<u
j
Ol
0
¦a
3 0
x ^.
ч "^
a«
99
142
136
H7
ика-
ение
ч ч
Ч *J
Ч в в
&§•-
4,8
5,3°
—
03
то .
ч а*
?|
« <я **
ft, S
а
3000
2000
2100
2000
ч о в
) изводите
гь воздух
ки в л'/л
i-i Я Ч
2ООО
—
ОСНОВНЫЕ ТИПЫ СТАЦИОНАРНЫХ И СУДОВЫХ ДИЗЕЛЕЙ
И ГАЗОВЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ
ЧЕТЫРЁХТАКТНЫЕ ДИЗЕЛИ
В табл. 13 приведены основные данные о
советских дизелях.
Тронковые без наддува, а) Двигатели Ко-
ломенского завода марки „Г" (фиг. 1).
Двигатель мощностью до 3000 л. с. в агре-
гате.
Особенностью конструкции является нали-
чие анкерных связей и общий для всех ци-
линдров литой блок. Форсунка открытого типа
и индивидуальные топливные насосы,располо-
женные у каждого цилиндра.
Двигатели выполняются в. разных вари-
антах цилиндровой мощности по 100, 175
и 260 л. с.
б) Восьмицилиндровый двигатель МАН для
крейсеров мощностью 1000 л. с. при 1000 об/мин.
Особенности двигателя: блок из алюминие-
вого сплава; стальная втулка рабочего ци-
линдра; наличие трёх всасывающих и трёх
выхлопных клапанов в каждом цилиндре;
отсутствие фундаментной рамы, подвесные
стальные литые рамовые подшипники удель-
ный вес двигателя 6 кг/л. с.
в) Сварной восьмицилиндровый двигатель
Виккерс (фиг. 2) мощностью 1200 л. с. при
500 об/мин.
Особенности двигателя: восемь топливных
насосов, расположенных на торце двигателя;
давление подачи топлива 500 kzjcm2; штампо-
ванные стальные стойки; стальные втулки,
снабжённые водяной рубашкой из листовой
стали, опирающиеся на верхнее стальное
кольцо; литые стальные крышки цилиндров
с приварным кованым днищем; наличие двух
всасывающих и двух выхлопных клапанов
в каждом цилиндре; удельный вес двигателя
.13 кг/л. с.
Тронковые с наддувом, а) V-образный дви-
гатель МАН мощностью 920 л. с. при 700 об/мин
без наддува и 1400 л. с. при наддуве.
Наддувочное устройство (типа Бюхи), рас-
положенное над двигателем, состоит из ком-
прессора и газовой турбины, делающей
11 000 об/мин, приводимой в дви кение отхо-
дящими газами двигателя. Среднее эффектив-
ное давление при наддуве 9,13 кг/см2.
б) Шестицилиндровый двигатель Зульцер
типа ДДР29 мощностью 500 л. с. при 375 об/мин
(фиг. 3).
Особенностью двигателя является система
наддува, заключающаяся в следующем:
В нижней части цилиндра расположены
щели F, перекрываемые автоматическими кла-
панами Е. При приближении поршня (в конце
хода всасывания) к в. м. т. он открывает эти
щели, через которые из ресивера D в цилиндр
поступает воздух с давлением в 0,6 кг/см*.
Наддувочный насос поршневого типа при-
водится от коленчатого вала двигателя. Сред-
нее эффективное давление 6,85 кг/см'2.
Крейцкопфные. В качестве примера крейц-
копфного типа приводится двигатель Веркспур
с наддувом (фиг. 4), характеризующийся ис-
пользованием нижней полости рабочего ци-
линдра в качестве наддувочного насоса и при-
водом распределительного вала посредством
цепной передачи с натяжными шестернями.
ДВУХТАКТНЫЕ ДИЗЕЛИ
Тронковые. а) Двухцилиндровый двигатель
НИДИ марки 2Д 16/20 (фиг. 5) 30 э. л. с. при
650 об/мин с кривошипнокамерной продувкой
и с расположенным в торце двигателя двух-
цилиндровым топливным насосом.
У стационарного двигателя отбор мощности
со стороны маховика, у судового — со стороны
поста управления. Распыливание предкамерное.
Пуск сжатым газом, отбираемым из рабочего
цилиндра через газоотборочные клапаны. Для
пуска в головку цилиндров вставляются за-
пальники.
б) Четырёхцилиндровый двигатель завода
„Русский дизель" марки 4ДР24/38 240 л. с.
при 375 об/мин (фиг. 6).
Цилиндровый блок притянут к раме анкер-
ными болтами. Камера сгорания — по типу
Гессельман. Топливные насосы типа Бош раз-
мещаются с одного конца двигателя. Проду-
вочный поршневой насос двойного действия.
Среднее эффективное давление 4,2 кг/см2.
Удельный вес 30 кг/л. с.

ГЛ. Щ ОСНОВНЫЕ ТИПЫ СТАЦИОНАРНЫХ И СУДОВЫХ ДИЗЕЛЕЙ И ГАЗОВЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ
41
в) Двигатель Петтер
84 э. л. с. при 1000 об/мин.
Продувочный насос отсут-
ствует. Продувка за счёт
использования колебаний
давления при выпуске.
В крышке цилиндра располо-
жен выпускной клапан. В мо-
мент образования в выпуск-
ном трубопроводе разреже-
ния поршень открывает про-
дувочные щели. Наилучший
эффект продувки получается
при длине выпускного тру-
бопровода около 2700 мм.
Вследствие отсутствия про-
дувочного насоса среднее
эффективное давление до-
стигает 4,4 кг/см2.
г) Двигатель Юнкере с
прямоточной продувкой и
двумя поршнями в цилин-
дре Нижний поршень непо-
средственно связан шатуном
с коленом вала, а верхний
через траверсу и две тяги—
с двумя другими коленами
этого вала
Продувочный насос рас-
положен в верхней части
двигателя. На насосе — пу-,
сковой компрессор.
Форсунки открытого ти-
па, топливо подаётся под. да- ~
влением до 60U атм. Сред-
нее эффективное давление
достигает 6,0 кг/см2.
д) Восьмицилиндровый
двигатель Зуль-цер типа
80Д42 3000 э. л. с. при 450 _
об/мин.
Особенности двигателя:
выполнение рамы из литой
стали; применение крышки
колпачкового типа; особое
крепление шатуна в поршне.
Поршневая цапфа привёр-
нута болтами к поршню
и нижней поверхностью опи-
рается на вкладыш шатун-
ной головки, высокая фун-
даментная рама.
е) 10-цилиндррвый дви-
гатель МАН типа'1092 30/42
900 л, с. при 310 об/мин
(фиг. 7).
Особенность двигателя:
односторонняя продувка;на-
личие ротативного проду-
вочного насоса;, крепление
пальца: палец привернут
к шатуну и опирается на
подшипник, укреплённый и
поршне и залитый бабби-
том; разделение втулки
цилиндра на две части.
ж) Восьмицилиндровый
V-образный двигатель Буш-
Зульцер ' типа 8DV 34/40
1600 л. с. при 550 об мин
(фиг. 8).

Двигатели Дизеля, выпускаемые сбветскими заводами
Таблица
Основные параметры
Двухтактные
Тип двигателя
Д16/20
Д16/27
Д20/30
Д19/32
Д26/30
ДКЗО/40
Д24/38
ДКР54/90
ДР43/61
ДДбв/90
Марка двигателей
Й2
3°
650
2
i,«
§2
15
650
i
1,Об
О»
3°
650
а
1,48
Чёс
5°
55°
а
1.57
За
45-
t со
Мощность в л. с. . .
Число оборотов в
минуту ........
Число цилиндров . .
Сухой вес двигате-
ля без маховика в т .
15
650
i
о,6
5°
55°
2
2,3
5°
43°
2
2,2
5°
43°
а
3,17
70
43°
2
1,98
105
43°
3
2,57
140
43°
4
2,98
43°
3
4,об
140
43°
4
4,48
43°
б
6,25
45
43°
15°
3
8,з
3°°
4
ю,4
Зоо
3°о
15,8
24°
375
4
7.2
З40
375
4
7.2
15°°
х3о
1б,5
45°°
1б7
б
23.°
Основные параметры
Четырёхтактные
Тип двигателя
429/43
429/41,5
ЧР34.5/50 437/53 442,5/60
448/70
410,5/13
413/18
416,5/21
Марка двигателя
со
со*»
155
Зоо
3
II,О
со
S&
32°
Зоо
б
15,8
_ со
320/370
3°о/35о
6
16,3
ю
сосч.
l8o
375
3
9,2
ю
ЗРа
240
375
4
II,О
(Осч
Збо
375
б
х,5
УК"
иг со
боо
Зоо
б
29,°
я
Й"
Т«ч
5°о
250
4
34 >°
ю
75°
25°
6
48,°
S
Сю
3*сд
боо
187
б
5i,°
Ю5°
215
б
70,6
Too"
to-*
900
187
6
75.°
СО
и?
Э"о
10
1500
1
0,17
ei
Мощность в л. с
Число оборотов в минуту .
_Число цилиндров
'Сухой вес двигателя без
маховика в/п
40О
240
6
3°.°
4°
1500 1500
,25
4°
1500
8о
1500
4
1500
4
о,4°,54°,98
4
1,25 I.
13°°
2О0 250
1300 1300
6
.93
а,4
13°
1300
1300
25°
1300 iooo
1.582,78
2.75
5.°
Обозначения: числитель — диаметр цилиндра в см; знаменатели — ход поршня в см; Д — двухтактный двигатель; Ч — четырёхтактный двигатель; С—судовой двигатель;
Р — реверсивный двигатель; К — компрессорный двигатель.

ГЛ. II] ОСНОВНЫЕ ТИПЫ СТАЦИОНАРНЫХ И СУДОВЫХ ДИЗЕЛЕЙ И ГАЗОВЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ
43
Особенности двигателя: общий блок-кар-
тер; смещение цилиндров одного ряда относи-
тельно другого для размещения головок ша-
тунов на общей шейке вала; применение алю-
миниевого поршня; ротативный продувочный
насос Рута расположен между двумя рядами
цилиндров.
Крейцкопфные простого действия, а) Дви-
гатели Зульцер типа 8SD и 12SD58 (фиг. 9).
Первый из них восьмицилиндровый 5500 л. с.
при 125 об/мин, второй — 12-цилиндровый
7500 л. с. при 250 об/мин.
Особенности двигателя: высокий механи-
ческий к. п. д. (86%); низкий расход топлива
A49,3 г/л.с.ч); расход мощности на продувку
5% от индикаторной мощности двигателя;
отсутствие охлаждения цилиндровых втулок
ниже выпускных окон; наличие в топлив-
ных насосах симметричных шайб, поэтому
не требуется специальный реверс; головка
поршня из кованой стали.
Среднее эффективное давление двигате-
лей 5 кг/см2.
Второй двигатель имеет удельный вес
около 23 кг/л. с.
б) Двигатель Зульцер типа 4Z-A68 с надду-
вом (фиг. 10).
Ресивер продувочного воздуха разделён
на две секции: нижняя отъединена от рабо-
чих цилиндров автоматическими клапанами
для продувочного воздуха и верхняя — для
наддувочного воздуха, который поступает в
цилиндр при открытии управляемого клапана
после того, как поршень при движении вверх
перекрывает выпускные щели.
в) Двигатель Доксфорд типа SD60/1680
мощностью 3000л. с. при120об/мин (фиг. 11).
Двигатель отличается прямоточной про-
дувкой и наличием в каждом цилиндре двух
расходящихся поршней (верхние связаны тра-
версой с двумя тягами, действующими на два
боковых колена вала; нижние непосредственно
связаны шатунами со средними коленами вала).
Рама двигателя сварена из стальных ли-
стов и балок. Постели рамовых подшипников
вварены в поперечные перегородки рамы.
Станины составлены из отдельных сварных
стоек, снабжённых двумя вертикальными ли-
стами, в которые вварены трубы для повы-
шения жёсткости. Стойки скрепляются между
собой параллелями, и на них устанавливается
стальной сварной цилиндровый блок, в кото-
рый вставлены литые рубашки и рабочие
втулки, стянутые стальными бандажами в
районе камеры горения.
В верхней втулке цилиндра расположены
выпускные щели, в нижней — продувочные.
Ресивером для продувочного воздуха
служит пространство внутри сварного блока.
Применение еварки снизило удельный вес
двигателя примерно на 25%. Распределитель-
ные валы приводятся цепной передачей.
Крейцкопфные двойного действия.
а) Двигатели (фиг. 12, а, б) заводов Коло-
менского и „Красное Сормово".
Цилиндровая мощность 600 л. с. (тип DZu
60/90) и 1100 л. с. (тип DZ70/120) при 125об/мин.
Особенности двигателей: система блок-ци-
линдров и А-образных стоек, связанных ан-
керными болтами; составная крышка: одна
часть — стальная, другая — чугунная; клапан-
ные штуцеры имеют возможность расширения.

44 КОНСТРУКТИВНОЕ ОФОРМЛЕНИЕ СТАЦИОНАРНЫХ И СУДОВЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ [РАЗД. II
Фиг. 5.

ГЛ. II] ОСНОВНЫЕ ТИПЫ СТАЦИОНАРНЫХ И СУДОВЫХ ДИЗЕЛЕЙ И ГАЗОВЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ 45

46 КОНСТРУКТИВНОЕ ОФОРМЛЕНИЕ СТАЦИОНАРНЫХ И СУДОВЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ [РАЗД. II
Фиг. Ь.
Фиг. 10.

ГЛ. II] ОСНОВНЫЕ ТИПЫ СТАЦИОНАРНЫХ И СУДОВЫХ ДИЗЕЛЕЙ И ГАЗОВЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ 47

48
КОНСТРУКТИВНОЕ ОФОРМЛЕНИЕ СТАЦИОНАРНЫХ И СУДОВЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ
[РАЗД. II
б) 9-цилиндровый двигатель МАН облег-
чённого веса типа GMZ 42/58, мощностью
7100 э. л. с. при 450 об/мин (фиг. 13), удель-
ный вес 8 кг/л. с.
Особенности двигателя: сварная конструк-
ция; применение кованой стали для поршней
и для верхней части цилиндровой втулки,
составляющей одно целое с крышкой; наличие
золотников в выхлопном трубопроводе; высо-
кое среднее эффективное давление E,2 кг/см,
не считая мощности на турбонасосы); отдель
г) Стационарные двигатели Бурмейстер и
Вейн мощностью от 3000 до 22 000 л. с. (фиг. 14).
Фиг. 13.
Фиг. 14.
ные турбонасосы для продувочного воздуха,
приводимые отдельными двигателями.
Опытный трёхцилиндровыи двигатель этого
типа имел цилиндровую мощность 2000 л. с,
удельный вес около 10 кг\л.с.
в) Двигатели МАН в 15 000 - 12 000 л. с.
Цанные этих двигателей:
Эффективная мощность в л. с. . .15 000 —И 700
Число цилиндров 9 — 10
Диаметр цилиндра в мм 860 — 600
Ход поршня в мм 1 500 — 900
Число оборотов в минуту .... 94 — 215
Длина в м 23,4 - 13,85
Вес в от 1150 - 292
Средняя скорость поршня 4,7 м/сек.
Характерные отличия: высокое значение
среднего эффективного давления (доб,0 кг/см2):
крыльчатая воздуходувка для продувочного
воздуха, привод цепной передачей; цилиндры
из нескольких между собой сболченных ча-
стей; составные поршни (из трёх частей);
верхняя и нижняя головки отлиты из хромо-
вой стали, а средняя часть из специального
чугуна; прямоточная продувка, осуществляе-
мая применением в каждом цилиндре двух
поршней (малого и большого). Большие
поршни связаны с коленчатым валом и упра-
вляют впуском продувочного воздуха в ци-
линдры. Малые поршни (их диаметр = V2 диа-
метра цилиндра и ход—Vs хода больших порш-
ней), связанные с коленчатым валом травер-
сой и двумя тягами, управляют выпуском га-
зов из цилиндра.

ГЛ. II] ОСНОВНЫЕ ТИПЫ СТАЦИОНАРНЫХ И СУДОВЫХ ДИЗЕЛЕЙ И ГАЗОВЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ 49
д) 10-цилиндровый двигатель Зульцер типа
10DSD76 мощностью 14 0Э0 л. с. при 130 об/мин
(фиг. 15).
При испытании (без учёта мощности на
продувочные насосы) двигатель развил
20 800 л. с. при 152 об/мин.
Особенности двигателя: станина выполнена
из ряда стальных литых А-образных сболчен-
ных между собой колонн; два ряда продувоч-
ж) Двигатель Фиат с цилиндровой мощ-
ностью 2000 л. с. в качестве опытного трёх-
цилиндрового образца, а в 10-цилиндровом
выполнении с агрегатной мощностью 13 000 л. с.
при 178 об/мин.
Особенности двигателя: применение сталь-
ного литья для ответственных деталей (верх-
няя и нижняя части рубашки, верхние и ниж-
ние цилиндровые втулки, крышки и головки
поршней); наличие анкерных связей, прохо-
дящих от низа рамы до верхней части ру-
башки; утопленная в цилиндре нижняя часть
крышки для улучшения охлаждения камеры
сгорания; возможность вынимания вкладышей
(путём их выворачивания) без подъёма колен-
чатого вала.
ДВИГАТЕЛИ С ЗАПАЛЬНЫМ ШАРОМ
Двухтактный двигатель завода „Красный
прогресс* типа 2DH20/24 (фиг. 16) мощ-
Фиг. 15.
ных щелей; между втулкой и рубашкой
имеется промежуточное стальное кольцо, об-
разующее полость с интенсивной циркуляцией
охлаждающей воды; в наиболее нагреваю-
щемся месте втулки запрессованы защитные
кольца из жароупорной стали; в сверлении
штока запрессована защитная трубка, из ко-
торой поступает в поршень охлаждающая
вода; применение защитной трубки устраняет
возможность коррозии штока: слив воды — с
той же целью — по кольцевому пространству
между трубкой, надетой на шток, и омывае-
мым газами наружным кожухом.
е) Сварной трёхцилиндровый двигатель
Зульцер типа 3DQS68 мощностью 6400 л. с.
при 272 об/мин, удельный вес 10 кг/э. л. с.
4 Том 10
Фиг. 16.
ностью 45 л. с. при 500 об, мин. Расход топлива
250 г/л. с. ч., среднее эффективное давление
2,3 кг/см? и степень сжатия 6.
Особенности двигателя: крышки запального
шара охлаждаются водой; камера горения от-
делена от цилиндра суженой горловиной для
усиления вихревого движения воздуха; регу-
лировка центробежным регулятором.
ГАЗОВЫЕ ДВИГАТЕЛИ
Газовый двигатель завода „Двигатель рево-
люции" создан по проекту НИДИ путём кон-
вертирования дизеля этого завода марки
4БК-38, развивающего 140 л. с. при 300 об/мин.
Мощность двигателя в зависимости от рода
применяемого газа 180—120 л. с.
Конвертирование состояло в следующем:
дизельная топливная аппаратура была заме-
нена приборами зажигания высокого напря-
жения; установлен смеситель, в котором обра-

50
КОНСТРУКТИВНОЕ ОФОРМЛЕНИЕ СТАЦИОНАРНЫХ И СУДОВЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ [РАЗД. II
зуется смесь газа с воздухом; в газовсасыва-
ющем коллекторе установлена дроссельная
заслонка, связанная с регулятором для регу-
лирования количества смеси; степень сжатия
снижена до 9 путём срезания части головки
поршня (в связи с этим устранено верхнее
уплотняющее кольцо).
сором до давления 0,2—0,3 кг/см2, выталкива-
ющий часть остающихся в пространстве сжа-
тия отработавших газов, что повышает сред-
нее эффективное давление с 5 до 6,8 кг/см2.
Для реализации такого наддува к впускным
клапанам подводятся три канала (один для
газа, другой — для воздуха и третий — для
Двухцилиндровый четырёхтактный газо-
вый двигатель завода Тиссен с цилиндро-
вой мощностью до 2700 л. с. с числом цилин-
дров 2 (тендем) и 4 (двойной тендем) (фиг. 17).
Продувка и наддув осуществлены следу-
ющим образом. В конце хода выпуска в ци-
линдр подаётся воздух, сжимаемый компрес-
продувочного воздуха), а на шпинделе этих
клапанов имеется три распределительных ор-
гана для смеси воздуха и продувочного воз-
духа.
Для регулировки во всех трёх каналах
предусмотрены управляемые регулятором
дроссельные заслонки.
ОСНОВНЫЕ УЗЛЫ СТАЦИОНАРНЫХ И СУДОВЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ
ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ
КОЛЕНЧАТЫЕ ВАЛЫ
Конструкция и материалы
Коленчатые валы в зависимости от числа
колен и размеров шеек изготовляют цельно-
кованными или разъёмными, которые жёстко
соединяются фланцевыми муфтами. Колена
делают цельными (фиг. 18, а), составными (б)
или нолуссставными (в). Типы б и в применяют
главным образом в тихоходных двигателях
с d>45 ем. Расположение колен зависит от
числа цилиндров, числа тактов, уравновеши-
вания и уточняется при динамическом расчёте
вала. Соединительные фланцы отковывают
заодно с валом, причём радиусы перехода
должны быть не менее 0,125 d. Смазка шеек
вала — циркуляционная под давлением. Сверле-
ния в щеках для масла выполняют косые (с)
или по оси шеек (в). Противовесы устана-
вливаются для уравновешивания вращающихся
масс или для разгрузки рамовых подшипни-
ков. В лёгких двигателях для уменьшения
веса вала удаляют по возможности весь ма-
териал, не принимающий участия в передаче
усилий — высверливают шейки, срезают
щеки k (фиг. 18, а). Для повышения усталостной
прочности валов необходимо придавать им
форму, обеспечивающую равномерное распре-
деление силовых линий и наименьшую кон-
центрацию напряжений.
Щёки целесообразно изготовлять эллип-
тической формы, в шейках делать бочкооб-
разные сверления, увеличивать рааиусы гал-
телей и закруглять все выходы сверлений для
смазки (фиг. 19, а и б).
Валы крупных газовых двигателей (фиг. 22}
изготовляют одноколенчатыми на трёх под-
шипниках. Диаметры шеек вала у этих двига-
телей достигают 1 м, и поэтому колена делают
обычно составными. Противовесы отковывают
заодно со щеками или делают насадными.
Материал валов. Коленчатые валы
тихоходных и средней быстроходности двига-
телей изготовляют из углеродис ой стали —
Ст. 4 или Ст. 5. Валы быстроходных дизелей
изготовляют из сталей повышенного сопроти-
вления — углеродистых или слаболегированных
(около 10/0 Ni). При применении твёрдых
сплавов для подшипников (свинцовистые брон-
зы) шейки валов должны иметь повышенную

ГЛ. II] ОСНОВНЫЕ УЗЛЫ СТАЦИОНАРНЫХ И СУДОВЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ ВНУТРЕНН. СГОРАНИЯ
51
твёрдость в результате поверхностной закалки
шеек или изготовления всего вала из терми-
чески обработанной легированной стали.
Конструктивные соотношения коленчатых
валов
Основные размеры коленчатых валов су-
довых дизелей гражданского флота должны
удовлетворять правилам Регистра СССР. Ос-
новные размеры валов стационарных двигате-
а)
Диаметры шеек коленчатого вала:-
Двигатели
тихоходные быстроходные
б)
Фиг. 18.
лей определяются на основании расчётов проч-
ности.
В тяжёлых двигателях каждое колено рас-
полагают между двумя смежными подшипни-
ками. Расстояние между серединами рамовых
подшипников делают большим у двухтактных
двигателей вследствие необходимости увели-
чения диамегра цилиндра из-за продувочных
окон.
Ниже приводятся конструктивные соот-
ношения для валов тихоходных и быстроход-
ных дизелей:
Расстояние между осями рабочих цилиндров:
Двигатели
Четырёх-
тактные про-
стого действия
Двухтактные
простого дей-
ствия
Двухтактные
двойного дей-
ствия
тихоходные
а = A,64-1,8) D
а = A,7-5-1,8) D
а = A,84-2,1I)
быстроходные
а = A,24-1,4I)
а = A,44-1,6) D
а= A,64-1,7) D
d ~ @,64-0,7) Х> d - (О 564-0,80) D
d = @,684-0,7) X»
d0 = @,44-0,5) d
h = @,54-0,55) d
h - @,64-3,62) d
b = A,334-1,5) d
t - @,4-5-0,45) d
d = @,624-0,8) D
d0 - @,64-0 7) d
ft = @,384-0,5) d
b = A,454-2)d
Четырёх- и
двухтактные
простого дей-
ствия
Двухтактные
двойного дей-
ствия
Диаметры
сверления шеек
Толщина щёк
цельных моты-
лей
Толщина щёк
составных мо-
тылей
Ширина щёк
цельных моты-
лей
Толщина слоя
металла * охва-
тывак шего
шейку «состав-
ные МОТЫЛИ)
Радиусы гал-
телей у шеек р = @,0554-0,07) d
Примечание. ?> — диаметр цилиндра; d — диа-
метр вала-
Примеры изготовленных конструкций
На фиг. 19 показаны примеры рациональ-
ной формы: а —для кованого вала двухтакт-
ного дизеля с над- a)J
дувом и б — литого
чугунного, в кото-
рых осуществлены
мероприятия по по-
вышению усталост-
ной прочности. На
фиг. 20 приведён
цельный вал диаме-
тром 240 мм четы-
рёх цилиндров ого че-
тырёхтактного дизе-
ля. На фиг. 21 — по-
лусоставной вал диа-
метром 490 мм двух- Фиг. 19.
тактного судового ди-
зеля. На фиг. 22 — составной вал крупного
газового двигателя.
Расчёт коленчатого вала
Проверка шеек на смятие и износ
После определения основных размеров
вала находят наибольшие удельные давления
на шейки от максимальной силы давления
р
газов Pz; Ртах=—тт- кг/см?, где d и /—диаметр
и длина шейки в см. Значение рт&х не должно
превосходить (в кг/см2):
Дизели
Мотылевые шейки
Рамовые шейки
Тихоходные . . Ртах- 80 -*• 12° Ртах = 70 -^ W0
Быстрох^ные ртах = 180 4-250 ртах =150 4-200
Среднее удельное давление на шейху за
Р F
цикл рт = -& = -jj- рсркг^м\ где F — пло-
щадь поршня в см2. '

52
КОНСТРУКТИВНОЕ ОФОРМЛЕНИЕ СТАЦИОНАРНЫХ И СУДОВЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ
[РАЗД. I!
Среднее удельное давление за цикл рср
в кг/см2 определяется из индикаторной диа-
граммы (с учётом сил инерции) или из при-
ближённых выражений:
Четырёхтактные дизели
Рср"
Рве + Рсж + Рр + Рвх
- 5,5-^-7,0.
Двухтактные дизели
Рср "
Рсж + Рр
2
8,0-5-10,0,
где рвс, рсж, рр и рвх — средние давления за
процессы всасывания, сжатия, расширения и
выпуска.
Условная работа трения (полагая коэфи-
циент трения /s; 1,0) рт v = -jt^qq fiQ ~
Р п
~ "ТсипГ кгм1см2- сек> где v — окружная ско-
рость шейки в м/сек. Значение pmv изме-
няется в очень широких пределах в зависи-
момента Ми = -к-~ =
кгем ои = ^ =
~~AW' где
— момент сопротивления сече:
ния вала в см3', I — длина рамового подшип-
ника в см.
Напряжение кручения от момента Мк =
= Гог в кгем.
Ми Тпг
где Го—касательное усилие, определяемое из
суммарной диаграммы касательных усилий для
угла поворота мотыля ср = 0 (в. м. т.), г — ра-
диус мотыля в см.
Приведённое напряжение от изгиба и кру-
чения в сечении /—/
б) Шейка мотыля. Напряжение изгиба
3951
Фиг. 20.
мости от типа и быстроходности двигателя.
Например, для тихоходных Дизелей pm v =
= 30 4-150 кгм\см'1 сек, для быстроходных
дизелей pmv= 150-5-250 кгм\см%-сек и выше.
Расчёт прочности коленчатого вала. Чаще
всего применяют расчёт вала как разрезной
от наибольшего изгибающего момента Ма =
Ra _ Р2а
 4
в сечении III—III:
балки, свободно лежащей
на опорах, с учётом пе-
редаваемого крутящего
момента (см. также т. 2).
На колено вала дей-
ствуют: касательная си-
ла Т, радиальная сила R
и крутящий момент Мк.
Обычно ограничиваются
определением напряже-
ний в коленчатом вале
где а — расстояние ме-
жду опорами в см.
Напряжение круче-
ния
кг/см2.
Фиг. 21.
при трёх опасных по-
ложениях: 1) в в. м. т. при наибольшем рг;
2) при наибольшем касательном усилии от
одного цилиндра Т\ш, 3) при наибольшем кру-
тящем моменте от всех цилиндров Мк.
1) Положение мотыля в в. м. т.
(фиг. 23).
а) Р а м о в а я ш е й к а. Напряжение изгиба
в сечении /— / от наибольшего изгибающего
Приведённое напря-
жение от изгиба и кру-
чения в сечении ///—III:
Jnp
= -J~ o2u +-4x2 кг]см?.
в) Щека мотыля. Напряжение изгиба на
широкой стороне щеки (х) в сечении IV— IV,
от наибольшего изгибающего момента
R Ргтп Ма.
Ми\ = —ту- тп = —^—равняется ощ= -=—-, где

ГЛ. II] ОСНОВНЫЕ УЗЛЫ СТАЦИОНАРНЫХ И СУДОВЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ ВНУТРЕНН. СГОРАНИЯ
53
т — расстояние между серединами шейки и
толщины щеки ь см; W± — момент сопротивле-
ния сечения щеки в см* (фиг. 23).
Фиг. 22.
Напряжение сжатия от радиального усилия
__R__Pz_ , 2
°d 2bh ~ 2bh KZ'CM "
Напряжение изгиба на узкой стороне ще-
ки (у) от наибольшего скручивающего мо-
мента Мк, передаваемого одной щекой*
Мач = Мк = 7г кгсм;
Суммарное нормальное напряжение на
ребре сечения щеки (точка z)
<*Z = ff«l + "d + аи2 KZJCM*.
2) Положение мотыля при наи-
большем касательном усилии 7\от
одного цилиндра (фиг. 24).
Касательное усилие 7^ достигает наиболь-
шего значения у двигателей примерно при
К
? = 20 -г- 25° за в. м. т. и определяется из
диаграммы касательных сил одного цилиндра,
а) Шейка мотыля. Равнодействующий
изгибающий момент от касательного и ради-
ального усилий в сечении ///:
Нормальное напряжение изгиба:
аа == ~ггГ == лТрт KZJCM .
Суммарный крутящий момент от касатель-
ного усилия Т\ одного цилиндра и от усилий
остальных цилиндров (Т2— Tt) :
мк =
Напряжение кручения от момента Мк '
х = K™f кг/см? и приведённое напряжение от
изгиба и кручения апр:
т
= | Т2 ?г- I r кгсм.
= V аи
б) Щёки мотыля. Напряжение изгиба
на широкой стороне щеки от изгибающего
# Rd + h)
момента М„
кгсм;
М
Напряжение сжатия от радиального усилия
Т
Изгибающие моменты от усилия ~ и от
Фиг. 24.
остальных цилиндров и соответствующие на-
пряжения изгиба в сечении IV:
b-~
-Ti)r кгсм;
М
в сечении V: Mlh=T%r j—^~ кгсм;
М„
где Т2 определяется из суммарной диаграммы
касательных усилий.

54
КОНСТРУКТИВНОЕ ОФОРМЛЕНИЕ СТАЦИОНАРНЫХ И СУДОВЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ [РАЗД. II
Скручивающий момент от усилия -~- в се-
чении IV'-
Мк = 1- т = -Ь- (/ +
кгсм
Касательные напряжения кручения на ши-
рокой (х) и на узкой (у) стороне щеки:
Мк 7\ 9(/ + А)
Г,
А)
гсг!см2.
Наибольшие результирующие напряжения
возникают в трёх точках сечения щеки; сум-
марные нормальные напряжения в точке г:
того вала не должны превосходить следующих
величин в /^
Углеродистая
Легированная
сталь
сталь
Рамовые
шейки
600-800
800—1000
Мотылёвые шейки
и щёки
300-1000
1000-1200
Запасы прочности. Местные напряжения
При более точных расчётах коленчатого
вала определяют напряжения во всех опасных
сечениях вала через 10—15° угла поворота
мотыля и строят графики переменных напря-
жений по времени (фиг. 25).
Минимальный запас прочности л при ком-
бинированном режиме нагрузки (статической
и переменной) с учётом свойств материала
и концентрации напряжений:
Приведённое напряжение в середине ши-
рокой стороны щеки в точке х:
где
V[
где Оу — предел текучести при статической
нагрузке в кг/мм%; а_г — предел усталости
при симметричном цикле в kzjmm2; k0 — эффек-
тивный коэфициент концентрации при изгибе
як, — при кручении;
°max i °min хтах "г Tmin
приведённое напряжение в середине узкой
стороны щеки в точке у:
где
3) Положение мотыля при наи-
большем крутящем моменте.
Рамовая шейка. Наибольший кру-
тящий момент Мк от всего двигателя и соот-
ветствующее напряжение кручения
МК=Г„
кгсм;
max
2W
Равнодействующий изгибающий момент в
сечении //—//
М„ =
\ + R\ кгсм,
где усилия одного цилиндра 7'8 и /?3 соответ-
ствуют углу поворота мотыля (у)Т
Нормальное напряжение изгиба
KZJCM".
Приведённое напряжение изгиба и кручения
Допускаемые напряжения для изложенного
метода расчёта в основных сечениях коленча-
См. т.. 1, кн. 2, гл. V.
Концентрация напряжений возникает во
всех точках вала, где имеются резкие измене-
ния сечений, галтели,
отверстия и т. д. На
фиг. 26 показаны точ-
ки колена, в которых
возникает наибольшая
концентрация напря-
жений.
W(/° По приведённой
формуле запас проч-
Фиг. 25.
Фиг-26.
ности п = 1,5-г-3,0 и не учитывает технологиче-
ских и эксплоатационных факторов.
При расчёте коленчатых валов крупных
горизонтальных двигателей надо дополнительно
учитывать: а) веса G отдельных деталей „дви-
жения", б) взаимное расположение сил Рг и G,
составляющих угол в 90° (вместо 0°в дизелях
вертикального типа). Участок вала под махо-

ГЛ. II] ОСНОВНЫЕ УЗЛЫ СТАЦИОНАРНЫХ И СУДОВЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ ВНУТРЕНН. СГОРАНИЯ 55
виком проверяется на приведённое напряже-
ние а
пр
рр р
— у с| + 4т2 от наибольшего изгибаю-
щего момента (фиг. 27). Ми = . . кгсм, где а
I —
Фиг. 27.
и Ь — расстояние от середины маховика до
опор, а также и от скручивающего момента
Мк в см.
Стрела прогиба под маховиком / = f G -f-
/2 _i_ аЪ \ а2й2
-\- GwI'^EtT cm Д°лжна быть меньше
bab
0,5 мм, где G — вес маховика,
вала под маховиком в кг.
вес части
ШАТУННЫЙ И КРЕЙЦКОПФНЫЙ
МЕХАНИЗМЫ
РАБОЧИЙ ШАТУН И ЕГО ДЕТАЛИ
Конструкция и материалы
Шатун состоит из верхней головки, стержня
и нижней головки. Конструктивные формы ша-
тунов зависят от типа двигателя. Шатуны ди-
Ст. 4, Ст. 5 или стали 30 (ГОСТ В-1050-41). Се-
чение стержня круглое-—сплошное или со свер-
лением для подвода смазки к головному подшип-
нику (фиг. 28). Диаметр стержня делают одина-
ковым по всей длине. Переходы к головкам с
большими радиусами закруглений. В верхнюю
головку овальной или круглой формы, откован-
ной заодно со стержнем, запрессовывают раз-
резной вкладыш из антифрикционной бронзы
(ОЦС —6—6—3 — ГОСТ 613-41) или стальной
с заллвкой баббитом Б-83. В двигателях крейц-
копфного типа применяют головки вильчатые
(фиг. 29) и безвильчатые. Последние понижают
удельные давления на подшипник. Верхние
головки шатунов крейцкопфных двигателей
делают разъёмными и заливают баббитом кор-
пус юловок или вкладыши (если они преду-
смотрены конструкцией . Нижняя головка по
условиям монтажа должна быть разъёмная.
Материал — кованая Ст. 4 и Ст. 5 или литая
сталь пов. „Б" марки 35-5019 (ГОСТ 977-41).
Между подошвой стержня и нижней головкой
помещается прокладка толщиной от 10 до 20 мм
для регулирования высоты камеры сжатия.
Между обеими половинами нижней головки
также помещают прокладку для регулирования
зазора мотылевой шейки. В судовых дизелях
прокладка делается наборной. Опорная по-
верхность нижней головки непосредственно
заливается баббитом. Шатунные болты двух-
тактных двигателей простого действия изго-
товляют из Ст. 4 или Ст. 5, а четырёхтактных
и двойного действия — из легированных сталей
(например, 37ХНЗА), так как у последних имеет
место значительно ббльшая нагрузка. Обычно
устанавливают два шатунных болта. Исключе-
нием являются двухтактные дизели простого
Фиг. 29.
Фиг. 30.
зелей тронкового типа выполняют с неразъём- действия, где для уменьшения габаритов го-
ной верхней головкой, крейцкопфных — ловки ставят четыре болта,
с разъёмной. б) Быстроходные дизели. Стер-
а) Шатуны тихоходных двига- жень шатуна изготовляют из углеродистых и
т е л е й. Стержень шатуна изготовляют из реже легированных сталей (например;1 ЗОХМА

56
КОНСТРУКТИВНОЕ ОФОРМЛЕНИЕ СТАЦИОНАРНЫХ И СУДОВЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ
[РАЗД. II
ОСТ 7124). Стержень шатуна для уменьшения
веса делают трубчатым или двутавровым
(фиг. 30). Верхнюю головку изготовляют круг-
лой формы, а вкладыш, залитый баббитом или
свинцовистой бронзой, запрессовывается в го-
ловку неразрезным. Применяются также брон-
зовые втулки и игольчатые подшипники. Верх-
няя половина нижней головки для уменьшения
веса отковывается заодно со стержнем и снаб-
жается полувкладышем для заливки. Нижняя
половина головки куётся из того же материала,
что и стержень. Шатунным болтам должна
быть обеспечена необходимая податливость и
нормальное значение предварительной затяжки.
Резьба, сбег резьбы и галтели болтов должны
быть тщательно выполнены во избежание
появления местных напряжений.
Конструктивные соотношения
для шатунов четырех- и двухтактных
дизелей простого действия.
При ограниченных внешних габаритах верх-
ней головки надо стремиться к увеличению
опорной поверхности вкладыша для снижения
удельных давлений. Внешние габариты нижней
головки должны обеспечивать возможность её
выема через цилиндр (вместе с поршнем).
Двутавровое и трубчатое сечения стержня
равноценны в отношении веса, однако только
двутавровое сечение обеспечивает равнопроч-
ность шатуна как в плоскости его движения,
так и в плоскости, перпендикулярной его дви-
жению. Во избежание концентрации напряже-
ний должны быть выдержаны плавные пере-
ходы от стержня к головкам, а также по кон-
турам самих головок и шатунных болтов.
Ниже приводятся конструктивные соотноше-
ний шатунов:
Отношение
R
а)
X
С
-
Двигатели
тихоходные быстроходные
тер
X =
ж е
1/4 4
н ь
- 1/5
шатуна
X _ 1/4,5-4-1/3,7
Диаметр стер-
жня сплош-
ного d, = @,:74-0.33) D d,=@,254-0,30) D
Диаметр сверле-
ния для смазки
(но не <15 мм) йс - {0,254-0,5)dj ас=@,2 40,25) dx
б) Верхняя головка
Диаметр поршне-
вого пальца . . . d2=@,4-!-0,5) D
A1512) d
()
вкладыша . d3=A,15-^1,2) d3
Длина вкладыша 4=A>24-1.6) d$
Наружный диа-
метр круглой го-
ловки d<= A,64-1,8) d,
rfa=@,35-r0,45) D
4=(l'o-fl',2) d*
d4=(l,55 4- 1,7) d%
в) Нижняя головка
Два болта Четыре болта
Расстояние ме-
жду болтами . . . /=A,24-1,25) d /=A,154-1,2) d
Диаметр шатун-
ных болтов .... d5=@,18+0,25) d d5=@,134-0,16) d
Толщина подо-
швы стержня . . . Л = A,054-1,15) db h«=( 1,44-1,5) d,
Диаметр утоне-
ния стержня . . . de=@,84-0,9) dm
(dm — внутрен-
ний диаметр резь-
бы)
Наибольшая ши-
рина головки . . . ft=(l,54-1.6) d ft=A,34-l,4) d
Примечание. D — диаметр рабочего цилиндра;
d — диаметр мотылёвой шейки.
Примеры конструкций шатунов
На фиг. 28 дан шатун двухтактного дизеля
6Д29/50 завода „Русский Дизель" мощностью
300 э. л. с. На фиг. 29 показан шатун двух-
тактного двигателя двойного действия завода
„Красное Сормово" 6ДД 60/90 мощностью
3600 э. л. с. На фиг. 30 изображён шатун бы-
строходного четырёхтактного дизеля 8ЧН43/47
мощностью 2000 э. л. с. На фиг. 31 дан шатун
1200
Фиг, 31.
двухтактного лёгкого дизеля мощностью
3000 э. л. с. при 500 об/мин. Верхняя разъёмная
головка имеет развитый нижний опорный вкла-
дыш и привёрнутый к поршню палец. Стер-
жень — двутаврового сечения, нижняя головка
снабжена четырьмя шатунными болтами. Как
верхняя, так и нижняя головки залиты баб-
битом.
ШТОК ПОРШНЯ.
ПОПЕРЕЧИНА ПОЛЗУНА И ПОЛЗУН
Конструкция и материалы
Крейцкопфный механизм служит для раз-
грузки поршня от нормального давления и
применяется главным образом в тихоходных
двигателях с ?>>500 мм.
а) Шток соединяет поршень с поперечиной
ползуна и изготовляется из того же материала,
что и стержень
шатуна. В дизелях
простого действия
верхняя часть што-
ка заканчивается
круглым флан-
цем, к которому
непосредственно
привертывается
головка поршня
(фиг. 32). Сече-
ние штока—круг-
лое сплошное или
высверленное.
Шток соединяется
с поперечиной по-
средством фланца,
цилиндрического хвостовика с гайкой (фиг. 33)
или конуса, затягиваемого гайкой (или клином).
Соединение с поперечиной должно быть на-
дёжно зафиксировано. В дизелях двойного
Фиг. 32.

ГЛ. II] ОСНОВНЫЕ УЗЛЫ СТАЦИОНАРНЫХ И СУДОВЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ ВНУТРЕНН. СГОРАНИЯ
57
действия верхняя часть штока закрепляется
между верхней и нижней головками поршня,
а соединение с поперечиной выполняют в виде
цилиндрического хвостовика с двумя гайками.
В дизелях простого действия подвод и отвод
охлаждающей воды не должен производиться
через шток во избежание коррозии. Подвод
и отвод охлаждающей жидкости в штоках
дизелей двойного действия должен произво-
диться только с концов штока. При охлажде-
нии поршня водой внутренняя полость штока
навливают ещё ползуны для поддержки
штока — концевые и промежуточные. Мате-
риал ползунов — литая сталь или чугун. Для
Фиг. 33.
Фиг. 34.
должна быть изолирована особой трубой из
нержавеющей стали. Переходы от фланцев
к стержню штока должны быть выполнены
с большими радиусами закруглений. Нарезка
хвостовика должна иметь закруглённые кромки.
Для защиты штока от тепловых напряжений
иногда ставят защитный чугунный кожух, не-
сколько уменьшающий полезную площадь
нижней полости.
б) П о л з у н. ¦ Применяют два типа ползу-
нов: односторонний (фиг. 33), в котором нор-
мальнее давление при переднем ходе воспри-
нимает основная трущаяся поверхность пол-
зуна а, залитая баббитом, а для обратного
хода служат две узкие опорные щеки Ь;
двухсторонний (фиг. 34) — с четырьмя одина-
ковыми опорными поверхностями. Последняя
конструкция сложнее первой, но зато обес-
печивает лучший доступ к деталям „движе-
ния". Материал ползунов—литая сталь пов. „Б"
марки 35-5019. Поверхности ползуна, залитые
баббитом, имеют параллельно расположенные
канавки для смазки.
в) Поперечина ползуна соединяет
в одну систему шток, ползун и верхнюю
головку шатуна. Материал поперечины — ле-
гированные стали, обеспечивающие наиболь-
шую прочность, вязкость и поверхностную
твёрдость (например, ЗОХМА ОСТ 7124).
Смазка шеек поперечины в двухтактных дви-
гателях простого действия производится под
высоким давлением B0—30 ати), а в двигателях
двойного действия — низким давлением (учи-
тывая наличие перекладывания нагрузки).
Болты крепления ползуна к поперечине должны
быть разгружены от изгибающих усилий, для
чего ставят шпонки.
г) В крупных газовых двигате-
лях горизонтального типа применяют пол-
зуны как односторонние а, так и двухсторон-
ние б (фиг. 35). Кроме основных ползунов,
снабжённых поперечиной или пальцем, уста-
облегчения веса и для подвода пресной воды
к поршню шток высверливается по всей
Фиг. 35.
длине. Соединение штока с ползуном произ-
водится обычно посредством гаек.
Конструктивные соотношения для штока,
поперечины и ползуна t
Диаметр штока поршня двигателя
простого действия •
двойного действия .......
Диаметр защитного кожуха . . .
Толщина защитного кожуха . . .
Диаметр шеек поперечины ....
d - @,25-^0,27) Z>
d - @,31 -f 0,35) D
dK~ @,38-0,40) D
SA. = @,064-0,07)^
d, - @,42-f-0,50) D

58
КОНСТРУКТИВНОЕ ОФОРМЛЕНИЕ СТАЦИОНАРНЫХ И СУДОВЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ
[РАЗД. II
Обшая длина шеек поперечины
вильчатого шатуна . lt = A,35+1,6) dx
Длина сплошной опорной шейки . . 1.2 = A,6+2,3) dx
Расстояние между внутренними
«ромками шеек для дизелей
простого действия т=A,2+ 1,5) d
двойного действия m = (l,8--2,0) d
Высота ползуна (где 5 — ход пор-
шня) . . . . • Я=@,55-гО,65) 5
Ширина одностороннего ползуна ¦
•(см. фиг. 33) В-(О,64-О,7) Я
Ширина щёк ползуна • . * = @,18-f-0,25) Я
Расстояние между ползунами
<фиг. 34) • . Z=A.4+l,6) D
Вылет ползуна (фиг. 33) C = (l,6-rl,7) dx.
i
РАСЧЁТ ПРОЧНОСТИ ШАТУНА
Усилия, действующие на шатун, склады-
ваются из давления газов на поршень и сил
инерции поступательных и вращающихся масс.
а. Стержень шатуна проверяется на
сжатие, изгиб продольный и от поперечных
сил инерции.
Наибольшее напряжение сжатия в опасном
сечении:
Р2 , о
Qd = -з-*- кг/см2,
/rain
где Рг — наибольшая сила давления газов в кг,
/min — наименьшее сечение стержня в см2,
не должно превосходить для углеродистых
сталей 800-Г-1200 кг/см?, а для легированных —
1000-1800 кг/см2.
Запас устойчивости
где по Тетмайеру критическое напряжение
для литой стали акр = 3350 — 6,2—г- кг/см, для
никелевой стали акр = 4700—23—г- кг/см2; для
углеродистых сталей пу должна быть не менее
4—8 и для легированных не менее 2,5—4.
Критические напряжения проверяются в пло-
скости качания шатуна и в плоскости, перпен-
дикулярной плоскости его движения. В приве-
дённой выше формуле L—длина шатуна между
осями.в см; i — радиус инерции среднего сече-
ния стержня в см.
Наибольшее напряжение изгиба в стержне
от действия поперечных сил инерции в пло-
скости движения шатуна при угле между
мотылем и шатуном, равным 90° (определяется
только у быстроходных дизелей):
Ма
tfirfl?
18- Ю7. W
ЩСН '
тде п — об/мин; г — радиус мотыля в см;
/— среднее сечение стержня в см2; L —дтина
шатуна в см; W—момент сопротивления
относительно оси, перпендикулярной плоско-
сти движелия, в с«3. Напряжения изгиба си
обычно не превосходят 200 кг/см2.
Суммарные напряжения в стержне от из-
гиба поперечными силами инерции и от сжа-
тия (предполагая их совпадение по времени,
что в действительности не имеет места) со-
ставляют:
Суммарные напряжения в стержне на сжа-
тие и продольный изгиб в плоскости движения
шатуна составляют:
1
= Рг[-т- + 526-
в плоскости, перпендикулярной плоскости
движения шатуна;
= Р.
1
AJ.
•уу
кг\см\
где L — длина шатуна между осями в см;
L-y — длина шатуна. между головками (длина
собственно стержня)б см; JxxnJyy — моменты
инерции сечения относительно осей XX и YY
в см*
б) Верхняя головка шатуна прове-
ряется на наибольшее усилие Ри от сил инер-
ции поступательно
движущихся частей.
При незначительной
величине сил инерции
(в тихоходных дизе-
лях) расчёт ведут на
условную силуР3, воз-
никающую пи заеда-
нии поршня: Р3 =
A015)/?
площадь поршня в
см2). .
Рассматривая го-
ловку как прямую
балку, заделанную по
концам и нагружён-
ную сосредоточенной
силой Ри (фиг. 36),
найдём наибольшее напряжение изгиба в се-
чении ВВ':
си = » кг/см*,
Фиг. 36
наибольшее напряжение в щеках (сечение
АА'):
где е — расстояние от нейтральной оси до
наиболее удалённого волокна в см.
Напряжения в месте перехода стержня
в головку (сечение СС):
Рп Р„ sin у. , „
растяжения <зг = -~- = —^ ^— кг/см\
Р* Рп cos a , _
среза аср = —1- = —2В- —— кг/см2;
изгиба от пары сил — „н- I '•
а~~ W ~ 2W
где / — плечо изгиба в см.
кг/см2,

ГЛ. II] ОСНОВНЫЕ УЗЛЫ СТАЦИОНАРНЫХ И СУДОВЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ, ВНУТРЕНН. СГОРАНИЯ
59
Приведённое напряжение в верхней головке
*„р =¦ }f(°z + а«K + 4сср кг1см2 и не Д°лжно
превосходить 600—800 нг/см2 для углеродистых
сталей.
Рассматривая головку как кривой брус,
подвергающийся действию сил, показанных
на фиг. 37, найдём:
для сечения АА напряжения у внутренних
волокон
г— е
то же у наружных волокон
°нар
~\ 2 г ) f
кг/см7',
для сечения ВВ1 напряжение у внутренних
волокон
кг/см2,
г/
Jo r — e
то же у наружных волокон
Мв Мвг
°Hop--pf+ j~r_
кг/см2,
где изгибающие моменты
МА и 0,164 Риг кгсм; Мвж — 0,165 Риг кгсм.
/= bh~- сечение бруса в см2; г — радиус кри-
5 Ри
Осебая ли-
ния брусо
f-bh
визны осевой линии бруса' J0 = xfr'2 — момент
инерции сечения в еж4; для прямоугольного
сечения
1 , г , 2r+h
Допускаемые напряжения: для углероди-
стых сталей 1800-4- 2000 кг/см2; для легирован-
ных сталей 1000-V- 1Е00 кг см2.
в) Нижнюю головку и шатунные
болты проверяют на силы инерции в в. м. т.
от поступательных и вращающихся масс ша-
туна:
Pep =
-~Г
где Gn и Gap— вес поступательных и вра-
щающихся масс в кг; отношение X = -=~; г —
радиус кривошипа в м; п об/мин; v в м\сек —
окружная скорость шейки.
Расчёт кижней головки можно вести как
прямой балки, аналогично расчёту верхней
головки.
Напряжение растяжения в шатунных бол-
тах
где / — наименьшее сечение резьбы в ел2;
z—число болтов; Pd — усилие предваритель-
ной затяжки в кг.
Если учитывать жёсткость болта (eg) и
жёсткость соединяемых деталей шатуна (сш),
то наибольшее напряжение растяжения
\ кг/см2.
Допускаемые напряжения в болтах: для угле-
родистых сталей —800—1200 кг/см2; для ле-
гированных сталей — 1000—2С00 кг/см'1.
РАСЧЁТ ПРОЧНОСТИ ШТОКА, ПОПЕ-
РЕЧИНЫ И ПОЛЗУНА
Стержень штока двигателей простого
действия рассчитывается так же, как и стер-
жень шатуна на сжатие и продольный изгиб
от силы Рг.
Стержень штока двигателей двойного дей-
ствия подвергается нагрузкам — знакопере-
менной и тепловой.
Напряжение на сжатие ad и степень надёж-
ности на продольный изгиб п при горении
топлива в верхней полости:
рверх
кг /см2; п =
кр
Напряжение на растяжение при горении
в нижней полости:
рниз
ГZ
кг/см;
K3_
У г
где pHzua — наибольшее давление газов в.ниж-
ней полости в кг/см2; d — наружный диаметр
штока в см; Gq—вес поступательных масс,
отнесённых к 1 см2 площади поршня в кг/см'2.

60
КОНСТРУКТИВНОЕ ОФОРМЛЕНИЕ СТАЦИОНАРНЫХ И СУДОВЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ
[РАЗД. И
Тепловые напряжения в штоке (по Ло-
ренцу): напряжения сжатия (в наружных волок-
нах)
<*G Aнар — tm)
-нар— ,, i
г — 1
напряжения растяжения (во внутренних во-
локнах)
где м- — коэфициент Пуассона; а — линейный
коэфициент теплового расширения; G — мо-
дуль упругости при сдвиге в кг/см*, tHap и
teH — температура наружных и внутренних во-
локон штока в °С- р = —т- ; d и d0 — наруж-
но
ный и внутренний диаметр штока.
Наибольшие суммарные напряжения в
штоке от механической и тепловой нагрузки
при горении топлива в верхней полости:
должны быть меньше 2000—3000 кг/см2 для
углеродистых сталей и меньше 3000—
4000 кг/см2 для легированных сталей.
Опорная поверхность штока проверяется
на смятие от силы Р2. Напряжение смятия
АР
с,.»» = ' „—z „, должно быть не больше
см {* \)
см и {d* - d\)
800—1000 кг/сл&.
В крупных газовых двигателях горизонталь-
ного типа поршневые штоки должны быть
проверены на дополнительные напряжения
изгиба от веса штока и веса поршня.
Стрела прогиба свободной части штока ве-
сом Ош и длиной Lw и при весе поршня Gn
(включая охлаждающую воду)
J
48
EJ
должна быть меньше зазора между поршнем
и цилиндром.
Поперечина ползуна проверяется на удель-
ное давление и на изгиб от силы Р2(фиг. 38).
я Наибольшее
удельное давление
на шейках ртах=
._ Pz
-
I—
L_
h
2
. :
1—
•л
1
•,J
ь
V
a3L:
в
Фиг. 38.
Напряжение
1
"я
изгиба
Z
3
w
должно быть мень-
ше 90—120 кг/см*
для тихоходных
двигателей и мень-
ше 120—200 кг/см?
для быстроходных,
в сечении А — А:
кг/смг должно быть
меньше 600—800 кг/см^, Напряжение изгиба
от нормального давления на направляющую
ползуна (N) и от силы инерции ползуна Ри
(сечение В — В);
должно быть меньше 600—800 кг/см2.
ПОРШЕНЬ, ПОРШНЕВЫЕ ПАЛЬЦЫ
И ПОРШНЕВЫЕ КОЛЬЦА
Конструкция и материалы
По конструкции различают поршни:
а) тронковых двигателей; б) крейцкопфных
двигателей простого действия; в) двигателей
двойного действия.
Поршнитронковых двигателей изго-
товляют цельными для диаметров до 350—
400 мм и с отъёмной головкой для больших
размеров (фиг. 39). Форма днища опреде-
ляется главным образом конфигурацией ка-
Фиг. 39.
меры сгорания. В двухтактных дизелях форма
днища зависит, кроме того, от системы про-
дувки. Форма головки должна обеспечивать
прочность, хороший отвод тепла от днища
и возможность расширения при нагреве.
В неохлаждаемых поршнях толщина днища де-
лается значительной для обеспечения теплоот-
вода. Охлаждение головки применяется в че-
тырёхтактных дизелях (фиг. 40), начиная с ци-
линдровой мощности— 125 э. л. с, а в двух-
тактных— 60 з. л. с. Охлаждающей средой
служит исключительно масло. Подвод масла к
поршню осуществляется телескопическим или
шарнирным механизмом. Направляющая (трон-
ковая^) часть поршня в нормальных конструк-
циях имеет два опорных гнезда для крепле-
ния пальца и должна быть изготовлена из анти-
фрикционного материала, так как восприни-
мает нормальное давление на поршень.
Поршни крейцкопфных двигателей
разгружены от нормального давления. Шток
поршня крепится непосредственно к головке
(фиг. 41 и 32) или соединяется с направляю-

ГЛ. И] ОСНОВНЫЕ УЗЛЫ СТАЦИОНАРНЫХ И СУДОВЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ ВНУТРЕНН. СГОРАНИЯ 61
щей частью. Трубы охлаждения поршня
должны подводиться непосредственно к го-
ловке (а не через сверление в штоке). Длина
тронковой части поршней двухтактных дизе-
Фиг. 40.
лей определяется из условия перекрытия про-
дувочных окон при положении поршня в
в. м. т.
Поршни двухтактных дизелей
двойного действия состоят из двух охлаждае-
мых головок с нроставочной частью между
Фиг. 41.
ними (фиг. 42), основное назначение кото-
рой — перекрыть окна. Головки крепятся
между собой фланцевым или гаечным соеди-
нением. Охлаждающая жидкость (пресная вода
или масло) проходит сначала через нижнюю,
а затем через верхнюю головку, после чего
отводится по центральной трубке, вставленной
в шток.
Поршни крупных газовых дви-
гателей двойного действия изгото-
вляют двухстенными, цельными (фиг. 43, б)
или составными (а). Скрепление со штоком
фланцевое или гаечное и должно обеспечивать
полную герметичность соединения. Длина
поршня четырёхтактных двигателей опреде-
ляется из условия размещения поршневых
колец. Рёбра жёсткости применяются редко,
так как в них возникают значительные вну-
тренние напряжения при остывании отливки.
Материал поршней. Неразъёмные
поршни тронковых дизелей изготовляются из
чугуна СЧ-28—48 или из алюминиевых спла-
вов (в быстроходных двигателях): Ал 12 или
Фиг. 42.
Ал1 (см. т. 4, гл. И). В разъёмных поршнях
головка изготовляется из чугуна СЧ-28—48,
литой стали пов. 35—5019 и из кованой стали
Ст. 4. Тронковая часть — из чугуна СЧ-24—44.
Применение алюминиевых поршней даёт воз-
можность снизить вес поршня, уменьшить
Фиг. 43.
температуру днища и повысить указанный вы-
ше предел цилиндровой мощности для порш-
ней без охлаждения до 200 э. л. с. для четы-
рёхтактных и до 125 э. л. с. для двухтактных
двигателей.

62
КОНСТРУКТИВНОЕ ОФОРМЛЕНИЕ СТАЦИОНАРНЫХ И СУДОВЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ
[РАЗД. II
Поршневые пальцы сплошного
или тру б ч атого сечения фиксируются
в опорных гнёздах или плавающие, т. е. не
закрепляются в гнёздах (в быстроходных ди-
зелях). В первом случае палец
закрепляется в одном из двух
гнёзд с тем, чтобы обеспе-
Фиг. 44.
Фиг. 45.
чить расширение пальца по его длине, во
втором случае — гнёзда снабжаются бронзо-
выми втулками и смазкой. В тронковых ди-
зелях для предохранения тронковой части
/Ч
а)
Z
1
1L-n
Фиг. 46.
Фиг. 47.
поршня от овализации при нагреве, а также
для снижения удельных давлений на голов-
ной подшипник, применяют специальные кон-
струкции крепления пальца, при которых трон-
Фиг. 48»
Фиг. 49.
ковая часть поршня не прорезается гнёздами.
В конструкции, показанной на фиг. 44, порш-
невой палец крепится к тронку болтами и одно-
временно к головке поршня шпильками.
На фиг. 45 показан поршневой палец, при-
вёрнутый снизу к головке шатуна; в качестве
опорной поверхности использована
верхняя часть гнезда, отлитого в
тронке.
Материал для изготовления паль-
цев - сталь 20, хромоникелевая сталь
13 ХН4А и др. Палец цементуется,
калится и шлифуется. Твёрдость по
Шору должна быть не ниже 70—80.
Поршневые кольца подраз-
деляют на уплотнительные и масло-
съёмные. Уплотнительные кольца
имеют квадратное, прямоугольное
или трапецеидальное сечение (фиг.
46) с различными формами замков—
косым а, или внахлёстку б (фиг. 47).
В четырёхтактных двигателях кольца
не фиксируются на поршне, в двух-
тактных иногда фиксируются (в зави-
симости от конструкции окон). Для
повышения уплотняющего действия
колец применяют сложные кольца
разных систем, например, типа ду-
плекс а или стандарт б (фиг. 48).
Маслосъёмные кольца служат для
удаления излишков масла с зеркала
цилиндра и должны быть снабжены
особыми кромками 1 для сгребания
масла (фиг. 49). В корпусе поршня
должны быть предусмотрены канавки
и сверления для удаления масла.
Материал колец — чугун СЧ-21—40,
а также специальные чугуны с присадкой
фосфора @,5—0,8°/0) и ванадия. Твёрдость
колец Нв = 180 -5- '220. Изготовление колец
должно обеспечить их однородную структуру,
а также равномерное пружинение по всей
окружности цилиндра.
Конструктивные соотношения поршней,
поршневых пальцев и колец
Поршни дизелей
Толщина днища поршней:
чугунных и алюминиевых .... s — @,2 -f 0,13)Z>
стальных литых и кованых . . . s =(О,МЗ-г0,07H
Толщина цилиндрической стенки
головки • Ь = @,05-f 0,08) D
Длина головки поршня Ьг — @,3-1-0,4) D
Длина тронковой части поршня
дизелей четырёхтактных тихоходных Lj-= A,34-1,4) D
быстроходных ¦ L j = @,84-0,9) D
Диаметральный зазор между ци-
линдровой втулкой и тронковой
частью поршня:
чугунного ........... .Ь =(Г5- -г ш) D
алюминиевого • . . . 8 = (— 4- ^) D>
Поршневой палец
Диаметр поршневого пальца нор-
мальной конструкции • d = (О,35-гО,5) D
Диаметр сверления пальца d0 — @,44-0,7) d
Опорная длина пальца нормальной
конструкции /= A.0 ^-1 6) d
специальной конструкции / = A,84-3,0)rf"

ГЛ. II] ОСНОВНЫЕ УЗЛЫ СТАЦИОНАРНЫХ И СУДОВЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ ВНУТРЕНН. СГОРАНИЯ
Поршневые кольца
Количество уплотнительных колец:
в дизелях ...
в крупных газовых двигателях .
Количество маслосъёмных колец . .
Радиальная толщина кольца . . . .
Высота кольца .
i =44-6
i - 5-f8
i - 1+3
.у = A/30-^1/35) D
b = @,6-1,0) s
Длина выреза r замке A = C+4)
(см. также т. 2)
Расчёт прочности поршня и его деталей
Днище поршня проверяется на наи-
большее давление газов pz и на тепловые
напряжения от перепада температур.
Механические напряжения. Рас-
сматривая поршень как круглую пластину,
жёстко заделанную по контуру (фиг. 50) и
нагруженную равномерно распределённой на-
грузкой pz (кг/см"'), найдём, наибольшие на-
пряжения на контуре заделки:
в тангенциальном направлении — од
3 /2
W
нии а„ = -° =
где г — от
) 5 Рг
напряжения. Тепловая
кг}смг, в радиальном направле-
= JLJ—
W' ~ 4 s2
оси до места заделки в см; s — толщина
днища в см; рг — наибольшее давление газов
в кг\смг; \*. — коэфициент Пуассона.
Напряжения в центре днища: ах = а =
~ W ~ 8 ( +|
Тепловые
нагрузка днища определяется по эмпириче-
ским формулам из кривых теплопередачи или
по количеству тепла Qe, отведённого в охла-
ждающую воду:
Qs=z aN\ ge Qp ккал/час,
где Nle — цилиндровая мощность в э. л. с;
ge — удельный расход топлива в кг/э. л. с. ч.\
Q" — низшая теплотворная способность то-
плива в икал/кг; а — доля от общего количе-
ства тепла, отведённого через днище: при
охлаждении днища
водой .... а = 0,06ч-0,08
маслом . . . а — 0,04-4-0,06
Напряжения от осевого перепада темпе-
ратур. Полагая, что днище при нагреве стре-
мится выпучиваться и что заделка днища
по контуру абсолютно жёсткая, найдём на-
пряжения сжатия на омываемой газами сто-
роне днища
_ аЕ qs
1 —
2к
нг/см",
напряжения растяжения на охлаждаемой сто-
роне днища.
" аЕ as
г т=1гк
где а — коэфициент линейного расширения;
Е—модуль упругости в кг/см?; X — коэфи-
циент теплопроводности в ккал/м. час °С; s —
толщина днища в м; q — тепловая нагрузка
днища в ккал\мЩас.
Напряжения оi радиального пере-
пада температур (неохлаждаемые порш-
ни). Предполагая, что температуры стенки и
днища равны и что растяжению от нагрева
днища подвергается часть стенки высотой h
(фиг. 51), найдём, по Кацу, напряжения:
в центре днища
у края днища
2A-
кг/см2,
при выводе формулы принято, что h = s -J-
-\-b — а; коэфициент, характеризующий по-
датливость закре-
пления наружного
края днища, k = \
г. 51.
h-
температур
_ t - aofl ¦
1 ~~ 4Xs
Наибольшие суммарные напряжения меха-
нические и тепловые (предполагая их совпа-
дение по времени) не должны превосходить:
для чугунных головок —1500 — 2000 кг/см2;
для стальных головок—2000 — 3000 , .
Направляющая часть поршней трон-
ковых двигателей проверяется на наибольшее
удельное давление ртах от нормальной силы
давления на поршень N в кг:
Ртах =
*г/с*а<2,5 -J-3.5,
где D — диаметр поршня в см; LH — длина
тронковой части в см.
Расчёт двухстенных поршней крупных
газовых двигателей производится следующим
образом (фиг. 52). Наибольшее напря-
жение по внешней кромке ребра на расстоя-
нии х от центра днища:
PlA 1
а —
W,
j
" J
кг/смК
где
~

€4
КОНСТРУКТИВНОЕ ОФОРМЛЕНИЕ СТАЦИОНАРНЫХ И СУДОВЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ
[РАЗД. И
J — момент инерции двутаврового сечения
по HKL; J\ — момент инерции таврового сече-
ния площади; i — число рёбер; 2а — расстоя-
ние центров тяже-
сти обоих сечений.
Поршневой
палец должен
Ъ быть проверен
3>
1) на наиболь-
'шее удельное да-
вление от усилия
Pz в кг
Фиг. 52.
где d и / — длина
и диаметр опорной
поверхности в см;
Ртах не ДОЛЖНО
превосходить в ти-
хоходных дизелях
150 — 200 кг/см*;
в быстроходных
дизелях — 250 —
400 кг/см2 при наличии игольчатого подшип-
ника 600 кг/см2;
2) на наибольший изгибающий момент в
сечении /—/; рассматривая палец как балку
со свободно опёртыми концами, нагружённую
равномерно распределённой нагрузкой на
длине /
и = ~i\л ~~Т/кгсм>
Фиг. 53.
углеродистых.
легированных,
где L — расстояние ме-
жду опорами в см; I —
длина опорного подшип-
ника в см.
Напряжение изгиба
аа = —& кг\см? не должно
превосходить для сталей:
1000—1200 кг/см»,
1500-2500 •
3) на прогиб середины пальца относи-
тельно точки а:
у ~
5iRL«
Ма1*
384 EJ ^ 8 EJ '
Р L—1 .
момент Ма = -п п—кг/см, следовательно,
прогиб jf=
7 Л ¦
121)см;
4) на поперечное сплющивание пальца
трубчатого сечения в вертикальном напра-
влении (примерно равное величине расплю-
щивания в горизонтальном направлении):
где dH — наружный диаметр пальца в см;
dt — внутренний диаметр пальца в см: t =
толщина стенки в см.
Опорные гнёзда поршневого пальца про-
веряются на смятие от силы Р2; напряжение
р
смятия асм = (,пИсгт кг\смг не Должно пре-
— 1 см,
восходить для чугуна 250—350, а для алю-
миниевых сплавов — 200—250 кг\слР.
РАБОЧИЙ ЦИЛИНДР И ВТУЛКА
Конструкция и материалы
Рабочий цилиндр двигателей диаметром
свыше 150—200 мм состоит обычно из ру-
башки и вставной втулки.
Втулка рабочего цилиндра под-
вергается механическим и тепловым воздей-
ствиям. Поэтому втулке должно быть обеспе-
чено свободное расширение от нагрева как
в диаметральном, так и осевом направлении.
Верхняя часть втулки имеет фланцевое утол-
щение, которое опирается ва бурт рубашки;
уплотнение последнего от воды достигается
особой замазкой из белил или сурика или при-
тиркой (при небольших диаметрах цилиндра).
Для уплотнения нижней части втулки приме-
няют сальник с асбестовым или резиновым
кольцом.
Втулки четырёхтактных дизелей (фиг. 54)
имеют простую цилиндрическую конфигура-
цию. В быстроход-
ных двигателяхдля
усиления циркуля-
ции воды втулка
снабжается кон-
центрическими или
винтовыми кана-
лами (фиг. 55) по
всей длине или
только в верхней
части; В тихоход-
ных дизелях при-
меняют так назы-
ваемые „мокрые
втулки" (фиг. 56),
в которых охла-
ждается полость
между рубашкой
(или блоком) и
втулкой. В быстро-
ходных двигателях
чаще применяют
„сухие" втулки (фиг. 55), имеющие свои
собственные рубашки, вставляемые в ци-
линдр вместе с втулкой. Охлаждающая вода
подводится снизу втулки и отводится из
высшей точки втулки во избежание обра-
зования воздушных мешков. Втулка напра-
вляется верхним цилиндрическим буртиком;
между ним и втулкой должен быть обеспечен
достаточный зазор на расширение втулки во
избежание разрушения рубашки.
Втулки двухтактных дизелей (фиг. 56) сна-
бжены в нижней части поясом, прорезанным
Фиг. 54.

ГЛ. II] ОСНОВНЫЕ УЗЛЫ СТАЦИОНАРНЫХ И СУДОВЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ ВНУТРЕНН. СГОРАНИЯ 65
продувочным и выпускными окнами. В двига-
телях с D<250-f-300 мм окна обычно полу-
чают механической обработкой, а при больших
размерах цилиндра окна отливают. Выходы
окон на зеркало цилиндра должны быть тща-
| тельно обработаны. Уплотнение
Jn§ 1 окон от воды осуществляется
| резиновыми кольцами, а от
Фиг. 55.
Фиг. 56.
отработавших газов — медными поясками.
Втулка двигателей двойного действия состоит
из двух частей и имеет стыковой зазор (фиг. 57)
синусоидальной формы для обеспечения осе-
струкция сложнее первой. Блок-цилиндры кре-
пятся к картеру болтами или анкерными свя-
зями.
Цилиндры крупных газовых двигателей
двойного действия изготовляют составными
Фиг. 57.
со вставной втулкой или без неё (фиг. 60) или
цельными со вставной втулкой (фиг. 61) (анало-
гично дизельным цилиндрам). Для разгрузки
цилиндров от растягивающих напряжений при-
меняют стягивание цилиндров анкерными свя-
зями. У четырёхтактных двигателей горловины
клапанов рекомендуется выносить вне корпуса
цилиндра (фиг. 60). Целесообразно стенки шту-
церов отделять от стенок цилиндра при по-
мощи прорези, которая может быть уплотнена
резиновым кольцом.
Материал цилиндровых втулок—перли-
товый чугун СЧ-28—48 или легированный
с присадкой ванадия, хрома или других ком-
Фиг. 58.
вого расширения втулок и плавного прохода
поршневых колец.
Рабочие цилиндры изготовляются в виде
блок-цилиндров (для всех или группы цилин-
дров) или индивидуальные для каждого цилин-
дра в отдельности (последние сравнительно
редко). Цельноотлитые блок-цилиндры (фиг. 58)
применяют для малых и средних мощностей,
составные — для крупных двигателей (фиг. 59).
Цилиндры изготовляют однотелыми или дву-
телыми с каналами для окон; последняя кон-
понентов для увеличения износоустойчивости
поверхности. Для этой же цели иногда при-
меняют хромирование втулок простое или
пористое и изготовление втулок из хро-
мистой стали (например, 4S ХА твёрдостью
Н& = 300 -s- 359). Охлаждаемую поверхность
втулок судовых быстроходных дизелей иногда
покрывают кадмием, бакелитом и другими
покрытиями. Кроме того, ставят в заруба-
шечное пространство цинковые протекторы
(для защиты от коррозии).

66
КОНСТРУКТИВНОЕ ОФОРМЛЕНИЕ СТАЦИОНАРНЫХ И СУДОВЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ [РАЗД. II
Материал блок-цилиндров—чугун СЧ-21—40
или СЧ-24—44, или литая сталь пов. 35—5019,
а также легированные чугуны (в лёгких ди-
Фиг. 59.
зелях).В крупных газовых двигателях цилиндры
отливают из чугуна, реже из стали.
Конструктивные соотношения втулок
и цилиндров
Диаметр фланцевого утолщения втулки дол-
жен иметь минимальные размеры, так как он
определяет внешние размеры блока. Диаметр
пояса окон двухтактных дизелей также должен
Фиг. 60.
быть возможно меньше, чтобы не увеличивать
верхнюю расточку рубашки. Минимально до-
пустимая толщина стенок блока определяется
Фиг. 61.
главным образом литейными соображениями.
Блок не должен иметь каких-либо выступаю-
щих или утопленных частей, усложняющих его
обработку.
Втулка рабочего цилиндра
Наибольший диаметр фланцевого
утолщения для двигателей:
четырёхтактных d, = A,15—1,2) D
двухтактных dx — A,244-1,3) D
Ширина цилиндрической за-
точки ...&,= @,035-f0,04) D
Глубина уплотняющей заточки h =44-6 мм
Ширина опорного бурта ру-
башки bt = @,0254-0,03) />
Толщина стенки втулки в верх-
ней части ^ = @,064-0,07) D
Толщина втулки в нижней
части st =¦= @,044-0,05) Г>
.Диаметр пояса у окон двух-
тактных дизелей d3 ==A,144-1,2) D
Блок-цилиндры
Ширина блок-цилиндра для дизелей:
четырёхтактных В =A,54-2,0) D
двухтактных В = B4-2,2) D
Высота блока:
тронковых дизелей //=A,54-1,8) S
крейцкопфных „ #= A,3-г 1,5) 5
Расстояние между анкерными свя-
зями для дизелей:
четырёхтактных а =(l,4-rl,6)D
двухтактных а — A,5-^1.8L7
Расчёт втулки и цилиндра. Втулка про-
веряется на наибольшее давление газов ре и на
тепловые напряжения.
Механические напряжения. Рассматривая
втулку как толстостенный цилиндр, нагружён-
ный равномерно распределённым внутренним
давлением газов рг и обозначая через гнар и
гвн — наружный и внутренний радиусы втулки
в см, а отношение -^р- через у, найдём:
гвн
наибольшее тангенциальное напряжение
растяжения на внутренней поверхности
(гнар +
Г нар
1 +т2
72_1
наименьшее напряжение имеет место на
наружной поверхности
(ffif)min —
нар
-Рг =
¦у2—1
и (вдтах
причем отношение напряжении
увеличивается с увеличением толщины стенки.
Допускаемое напряжение для чугунных
втулок 400 -ч- 600 кг\см\
Температурные напряжения.
Предполагая, что распределение температур
симметрично относительно оси и постоянно
по длине, закон распределения температур по
толщине — линейный, найдём наибольшее тан-
генциальное напряжение сжатия на внутрен-
ней поверхности втулки
Наибольшее напряжение растяжения на
наружной поверхности втулки
где отношение -^- = 1 + л; teH — tHap — раз-

ГЛ. II] ОСНОВНЫЕ УЗЛЫ СТАЦИОНАРНЫХ И СУДОВЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ ВНУТРЕНН. СГОРАНИЯ
67
ность температур между внутренней и наруж-
ной поверхностями стенки; а — коэфициент
термического расширения.
Для очень тонких стенок
тепловые напряжения
'нар
~ < 1,1
2A-1*)
кг/см2.
Перепад температур teH — tHap может быть
определён из кривых теплопередачи, по опыт-
ным данным и по формуле Герке.
Суммарные напряжения растяжения — ме-
ханические и тепловые (предполагая их сов-
падение по времени) на наружной поверхности
втулки:
На фиг. 62 приведены кривые механиче-
ских и тепловых напряжений в зависимости
от толщины втулки
(D«400 мм). Кри-
вые дают возмож-
6 кг
см*
1000
2 Ь 6 8 10 12см
Топтана втулка
Фиг. 62.
Фиг. 63.
ность определить толщину стенки, при которой
получаются наименьшие суммарные напря-
жения.
Опорный фланец втулки (фиг. 63) подвер-
гается усилию от затяжки крышечных бол-
тов Pd= A,25-5-1,5)
Df—средний
диаметр уплотнительной кольцевой выточки
в см. Раскладывая силу Ра на две составляю-
щие— нормальную Рп и касательную Pj, най-
дём в сечении /—/:
напряжение растяжения
Р" кг/см2,
напряжение среза
i:Dsh
Pt
KZJCM2,
напряжение изгиба от пары сил
р , „ _ pd _ bpdl
*V • • • °я - -ft- - -^Щр
где h — высота опасного сечения в см; I —
плечо изгибающего момента. Суммарные на-
пряжения для чугуна должны быть меньше
400—800 кг/см2.
Опорный буртик между втулкой и
цилиндром, а также уплотнительная выточка
для крышки должны быть проверены на смя-
тие от усилия затяжки Ра- Напряжение смя-
должно быть-
тия с-„ =
кг см2
меньше 800—1000 кг/см2 (для чугуна).
Рубашки индивидуальных рабочих цилин-
дров, привёрнутые к картеру болтами или
шпильками, должны быть проверены на наи-
большее напряжение растяжения в опасном
сечении от усилия рг
LJt,/rn "~"~ *~^а
кг 1см2
где DHap и DeH — наружный и внутренний
диаметры опасного сечения в см, Df — сред-
ний диаметр уплотнительного буртика в см.
Помимо основного сечения, надо проверить
фланцевое крепление рубашки, а также болты
крепления. Блок-цилиндры, крепящиеся к кар-
теру анкерными связями, проверяются на сжа-
тие от усилия затяжкя Ра. Напряжения сжа-
тия в опасном сечении должны быть меньше
400 кг/см2 для чугуна.
КРЫШКА РАБОЧЕГО ЦИЛИНДРА
Конструкция и материалы
Крышка должна иметь по возможности
простую и симметричную конфигурацию, по-
датливое днище, охлаждаемое водой, равно-
мерные толщины стенок и большие радиусы
закруглений у выхода клапанных стаканов на
днище.
Крышки четырёхтактных дизелей состоят
из двух плоских днищ, соединенных цилиндри-
ческой стенкой
и стаканами для
клапанов. По-
мимо двух или
четырёх рабо-
чих клапанов,
в крышке поме-
щаются топлив-
ный и пуско-
вой клапаны, а
иногда ещё и
камера сгора-
ния (например,
предкамера, ви-
хревая камера
и т. д. в дизелях
малой мощно-
сти). Внешняя
форма крыш-
ки — цилиндри-
ческая, квадрат-
ная или вось-
мигранная. Но-
ток охлаждаю-
щей воды дол-
no GH
Фиг. 64.
жен последовательно охлаждать днище и все
клапанные стаканы. Для усиления циркуляции
воды у днища делают крышки двухпо-
лостными(фиг. 64). Крепление крышки к блоку
производится шпильками, болтами и анкерными
связями (проходящими через весь остов дви-
гателя). Наибольшее количество шпилек зави-
сит от размеров всасывающих и выпускных

68
Конструктивное оформление стационарных и судовых двигателей
[РАЗД. II
каналов, которые должны быть выведены на-
ружу между шпильками. Крепление крышки
должно обеспечить полную герметичность со-
единения при всех условиях работы.
Крышки двухтактных дизелей (за исклю-
чением двигателей с прямоточной продувкой)
Фиг. 65.
проще четырёхтактных ввиду отсутствия кла-
панов. Форма днища определяется главным
образом системами распиливания топлива и
продувки. Исключительно простую и симме-
тричную форму имеет крышка двухтактного ди-
зеля (фиг. 65) с одним комбинированным шту-
ФИГ. 66.
цером, в котором помещены топливный и пу-
сковой клапаны. Крышка типа ДД 60/90 (фиг.66)
имеет полуколпачное очертание и состоит из
огневой части (стальное литьё) и чугунной
Фиг. 67,
опорной части. Стаканы клапанов могут сво-
бодно расширяться ввиду проточек в корпусе
крышки, уплотнённых сальниками. Составные
крышки применяются/ начиная с диаметра ци-
линдра 600 мм. Нижние крышки дизелей двой-
ного действия (фиг. 67) должны иметь цен-
тральное отверстие, снабжённое сальником для
прохода штока. Сальник обычно состоит из
набора чугунных уплотнительных колец — три
верхних кольца — огневые (целые), а осталь-
ные 6—8 колец двойные, разрезаны на три
части и прижимаются к штоку, охватывающему
их чугунным кольцом с внутренним пружине-
нием (фиг. 68).
Крышки крупных газовых двигателей двой-
ного действия (фиг. 69) также снабжаются
сквозными отверстиями для прохода штока и
установки сальника. Последний имеет кон-
струкцию, аналогичную вышеописанной (вместо
чугунных колец с внутренним пружинением
чаще ставят спиральные или плоские пружины).
Материал крышек — чугун СЧ-28—48, ле-
гированный чугун или литая сталь с присад-
кой молибдена @,5—0,8%) для увеличения те-
плоустойчивости. Материал крышечных бол-
Фиг. 68.
Фиг. 69.
тов и шпилек — Ст. 5 для тихоходных и хро-
моникелевая сталь, 37ХНЗА для быстроход-
ных дизелей. Материал уплотнительных чугун-
ных колец для сальника штока такой же, как
и для поршневых колец.
Конструктивные соотношения для крышек
Двигатели
четырехтактные
двухтактные
Наружный диа-
метр крышки ...?>,
Высота крышки . Н
Диаметр окруж-
ности шпилек . . . Df
Толщина днища
(чугунного) .... 5j
Диаметр крышеч-
ных болтов . . . . dt
Число крышеч-
ных болтов ....
Диаметр стака-
нов рабочих кла-
панов:
два клапана. .
четыре » . .
Диаметр стакана
топливно! о клапана
Диаметр стакана
пускового клапана
- A,5 4- 1,8) Dfl, = A,4 4- 1,6) D
¦¦ @,6 4- 0,8) D H =» @,4 4- 0,6) D
; A,4 4- 1,6) D Dj- A,35 4- 1,45) D
= @,06-f 0,08)ZJ 8, - @,06 4- 0,07) Z)
. @,15 4-0,18J) d4 = @,1 4- 0,12) D
4—10 10 — 20
dx = @,35 4- 0,45) D
d, = @,25 -r 0,30) D
d, = @,12 -r- 0,16) D
d3 = @,15 4- 0,20) D
Расчёт крышки рабочего цилиндра
В крышке возникают напряжения от да-
вления газов, затяжки крышечных шпилек и
от перепада температур (в нижней доске).
Механические напряжения (фиг.70).
Рассматривая крышку как свободно опёртый
круглый диск, равномерно нагружённый наи-

ГЛ. II] ОСНОВНЫЕ УЗЛЫ СТАЦИОНАРНЫХ И СУДОВЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ ВНУТРЕНН. СГОРАНИИ
69
большим давлением сгорания рг и опорной
реакцией от силы затяжки Pd, найдём при
отсутствии давления газов в цилиндре наиболь-
ший изгибающий
момент в диаме-
тральном сечении
крышки:
Ми — -=— кгсм,
я
где Рд—усилие за-
тяжки шпилек в кг:
_ Dd — Df
Фиг. 70-
плечо изгибающего момента в см.
Напряжение растяжения в верхней доске:
кг1см2~>
напряжение сжатия в нижней доске:
Pz
tzW*
где X = 1,25 -г-1,5 — коэфициент затяжки; e-\ и
e2 — расстояние волокон, наиболее и наиме-
нее удалённых от нейтральной оси, в см.
Во время работы двигателя крышка нагру-
жается дополнительно давлением газов рг.
Напряжения растяжения в верхней доске:
- ж
- (х - т) D
Напряжения сжатия в нижней доске:
не должны превосходить для чугуна 400 кг\см%
и для стали — 600 Kzjcjufi.
Для квадратных крышек, которые крепятся
четырьмя анкерными болтами, изгибающий
момент в диаметральном сечении
Г
Ц
/ 1 N D
~ Iх ~ з J ir
где JL — расстояние между крышечными бол-
тами в см.
Тепловые напряжения в нижней доске
крышки, охлаждаемой водой, определяем, рас-
сматривая днище как круглую пластину, за-
деланную по контуру,
аЕ
Ыар
qs
~т— _j- j
где обозначения те же, что и для днища
поршня.
Суммарные напряжения сжатия в нижней
доске as =od + am ' "
не должны превос-
ходить для чугуна 1500 кг/см2, для стали —
2500 кг/см^.
В составных крышках можно исходить из
двух предположений: 1) давление газов воспри-
нимается в основном верхней частью крышки,
тогда как нижняя часть воспринимает главным
образом тепловую нагрузку; 2) изгибающие
моменты воспринимаются как верхней, так и
нижней частью крышки, пропорционально их
моментам инерции и модулям Юнга. При
втором методе расчёта напряжения полу-
чаются на 30—400/0 ниже, чем при первом.
ФУНДАМЕНТНАЯ РАМА, КАРТЕР
И СТАНИНЫ
ФУНДАМЕНТНАЯ РАМА
Конструкция и материалы
Рамовые подшипники изготовляют с ци-
линдрическими вкладышами, которые могут
быть вывернуты (для перезаливки) без подъёма
коленчатого вала. Вкладыши (фиг. 71) состоят
Фиг. 71.
из двух взаимозаменяемых половин, между
стыками которых помещают одну целую про-
кладку (стационарные двигатели) или набор
латунных прокладок (судовые двигатели). Ма-
териал вкладышей — чугун СЧ-18—36, сталь-
ное литьё (тяжёлые двигатели), Ст. 4 или
бронза (лёгкие двигатели).
Вкладыши заливают баббитом Б-83; для
лучшего скрепления последнего с телом вкла-
дыша выфрезеровывают канавки в виде ла-
сточкиных хвостов (тяжёлые двигатели) либо
нарезают мелкую ленточную резьбу под центро-
бежную заливку (лёгкие двигатели); кроме баб-
бита, в быстроходных дизелях часто при-
меняют свинцовистые бронзы и другие анти-
фрикционные сплавы. Масло подводится к
вкладышу через штуцер в крышке рамового
подшипника. Для канализации масла в моты-
левую шейку в баббите должна быть про-
точена круговая канавка против отверстия
в шейке вала. Для обеспечения надёжной
смазки достаточно ограничиться двумя не-
глубокими холодильниками с плавными пере-
ходами к поверхности вкладыша. Вкладыши
фиксируются от проворачивания штифтами,
закреплёнными в крышке.
Крышка / рамового подшипника(фиг.71)при-
жимает вкладыши к гнезду фундаментной рамы
посредством шпилек или болтов. Поперечное
сечение крышки тавровое или швеллеро-
образное. В осевом направлении крышка удер-
живается закраинами вкладыша, а в попереч-
ном — направляется стенками 2, подогнанными
к раме. В крупных двигателях иногда вместо
одной широкой крышки делают две узкие
для облегчения их разборки. В сварных ди-

70
КОНСТРУКТИВНОЕ ОФОРМЛЕНИЕ СТАЦИОНАРНЫХ И СУДОВЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ [РАЗД. М
зелях применяют крепление крышки клиньями
(фиг. 72). В больших газовых двигателях го-
ризонтального типа применяют рамовые под-
шипники с разъёмом в горизонтальной пло-
Фиг. 72.
скости рамы (фиг. 73). При этом усилие
поршня должно восприниматься корпусом
подшипника (а не крышкой). Часто рамовые под-
Фиг. 73.
шипники газовых машин снабжаются приспо-
соблениями для боковой перестановки вкла-
дышей. Материал крышек — чугун СЧ-18—36
для двигателей простого действия и литая
или кованая сталь для двигателей двойного
действия.
Фундаментные рамы двигателей
воспринимают усилия от давления в цилиндре
и сил инерции и должны обеспечивать наи-
3150-
Фиг. 74.
большую продольную и поперечную прочность
и жёсткость. Рамы дизелей представляют
собой две продольные балки, с которыми
связаны поперечные балки двутаврового
или швеллерного сечения, служащие опорами
для рамовых подшипников. Длинные рамы из
литейных и монтажных соображений делят на
несколько частей, соединяемых между собой
болтами. Горизонтальная плоскость разъёма
между рамой и станиной обычно проходит
через ось вала (или несколько выше). Тол-
щина стенок рам определяется не только по
расчётным, но и по литейным соображениям.
Поверхность рамы для удобства обработки
не должна иметь каких-либо выступающих
частей. Фундаментные рамы для двигателей
применяются в основном вертикального типа.
1) рамы тяжёлых и крупных дизелей с
сильно развитыми по высоте продольными
балками, образующими общую плоскость
прилегания к фундаменту (фиг. 74);
2) рамы дизелей крейцкопфного типа,
имеющих жёсткий сплошной картер, могут быть
изготовлены более лёгкой конструкции;
3) рамы дизелей тронкового типа с отдель-
ными стойками и анкерными связями должны
иметь увеличенную продольную жёсткость.
4) в лёгких дизелях иногда фундаментная
¦ рама для облегчения веса заменяется рядом
подвешенных крышек рамовых подшипников.
Фиг. 75.
В современных крупных газовых двига-
телях применяются главным образом рамы
вильчатого типа (двухсторонние) с центральной
передачей усилий (фиг. 76).
Наименьшие внутренние габариты рамы,
определяющие вместе с тем и внешние габа-
риты, зависят от минимальных размеров,
нужных для обеспечения прохода шатуна
вместе с нижней головкой. В нижней части
рамы необходимо предусмотреть маслосборник
-8500
Фиг. 7а
либо в самой отливке, либо отдельный —
привертной. Фундаментные болты стационар-
ных двигателей ставят на большом расстоя-
нии друг от друга, учитывая жёсткость бе-
тонного или кирпичного фундамента. На-
оборот, болты судовых дизелей устанавливают
с небольшим шагом, сочетая количество
и размер болтов с судовым фундаментом.
Под развёртку ставят часть болтов (V4-—*/б по
длине рамы) с тем, чтобы остальная часть
фундамента могла удлиняться (от нагрева).

ГЛ. II] ОСНОВНЫЕ УЗЛЫ СТАЦИОНАРНЫХ И СУДОВЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ ВНУТРЕНН. СГОРАНИЯ
71
Материал фундаментных рам — чугун
СЧ-15—32 или СЧ-18-36 для тяжёлых двига-
телей и стальное литьё или сварная кон-
струкция для лёгких. В случаях применения
анкерных связей рамы лёгких дизелей могут
быть отлиты также из легированного чугуна
(с присадкой хрома и никеля), обеспечиваю-
щего однородную структуру отливки и воз-
можность отливать тонкие стенки.
Конструктивные соотношения
фундаментных рам
Двигатели
тихоходные быстроходные
Наружный диа-
метр вкладыша . dt - A,25 -г 1,3) d dx — A,15 -г 1,25) й
Толщина слоя
Саббмта Ьх = (»/м -г- Чж) Л ^ - 1,5 -г 4 мм
Расстояние ме-
жду болтами ... I, - A,5 ~ 1,75) d h = A.4-т-1,5) d
Диаметр болтов
подшипника ... 0 — @,12 -г 0,15)d
> Наибольшая ши-
рина рамы . . . . В - B,4 Ч- 2,7) 5 В - B,4 -г 2,5) S
Толщина верх-
ней доски .... 8, - @,15 -г 0,18) d 8, - @,08 ~ 0,1) d
Толщина гнезда
под вкладышем . . 8, — @,12 -f 0,16) d 3S — (С,05 -f 0,1) d
Толщина стенки
продольной балки 54 = @,07 -f 0,08) (/ !,=¦ @,05 4- 0,06) d
Толщина опор-
ного фланца. . . 85=@,15 -г 0,18) d \ - @,09-f 0,1) d
Толщина литого
корыта 8„ = @,05 -г 0,06) d \ - @,04 -f 0,05) d
Расстояние ме-
жду анкерными
<5олтами Z, - B,1 -г 2,5) d /. - A,5 -г 2) d
Диаметр фунда-
ментных болтов
судовых дизелей • 0 = @,10 Ч- 0,13) d
Высота фунда-
ментной рамы ди-
зелей Я =-@,6-г 0,8) S.
Расчёт, фундаментных рам
Рамовый подшипник. Основные раз-
меры подшипника определяются размерами
рамовой шейки коленчатого вала. Крышка
и её болты подвергаются в двигателях про-
Фиг. 77.
стаго действия усилиям от сил инерции по-
ступательных и вращающихся касс, а в двига-
телях двойного действия - полному давлению
газов в нижней полости цилиндра. Напря-
жения изгиба в опасном сечении х—х
(фиг. 77)
а"~ 2V2
не должны превосходить для чугуна 150 —
250 кг)см* и для стали 400—600 кг/см2. На-
пряжения растяжения в крышечных болтах
ХР
где X = 1,25 -г- 1,5 — коэфициент затяжки; i —
число болтов; /—сечение одного болта
в см2.
Значения допустимых удельных давлений
на подшипник приведены в разделе колен-
чатых валов, стр.51.
Фундаментная рама точному рас-
чёту не поддаётся вследствие сложной формы
отливки, вызывающей внутренние литейные
напряжения. В рамах с анкерными связями
проверяется сечение х — *(фиг. 78) на изгиб
от усилия Рг\ напряжение изгиба
ав = —? = —^г кг\см\
где /—плечо изгиба в см\ W — момент со-
противления в смъ, при определении которого
надо брать только основное сечение (без
рёбер). При станине картерного типа (без
анкерных связей) поперечное сечение рамы
по оси рабочего цилиндра нагружено изгиба-
ющим моментом
Ма = -— кгсм,
где а — расстояние меж-ду цилиндрами в см.
В быстроходных двигателях необходимо,
кроме того, проверить раму на усилие .от
моментов сил инерции прямолинейно движу-
щихся масс, достигающих наибольшего зна-
чения при расположении колен в мёртвых
точках. Напряжение изгиба должно быть про-
верено в опасном поперечном сечении рамы,
прилегающем к среднему подшипнику.
Суммарные напряжения изгиба не должны
превосходить для чугунных рам 200—
250«г/сл?2, а для стальных— 400—600 кг/см9.
СТАНИНЫ И КАРТЕРЫ
Конструкция и материалы
Картер (станина) связывает рабочие ци-
линдры с фундаментной раяоЙ, образует за-
крытую камеру для шатунного механизма и
пи Я В
I- 520-
if
кг/см2,
Фиг. 79
воспринимает нормальные давления через
параллели (в крейцкопфных двигателях). Кар-
тер изготовляют в виде:
а) отдельных стоек (колонок), располо-
женных в плоскости рамовых подшипников,

72
КОНСТРУКТИВНОЕ ОФОРМЛЕНИЕ СТАЦИОНАРНЫХ И СУДОВЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ [РАЗД. II
причём промежутки между ними закрываются
кожухами или щитами (фиг. 79); сечение стоек—
двутавровое или коробчатое; стойки крейц-
копфных двигателей должны быть снабжены
приливами для крепления направляющей пол-
зуна; конструкция стоек должна обеспечивать
удобную разборку рамовых подшипников;
б) сплошных картеров, увеличивающих
продольную жёсткость двигателя и дающих
возможность устанавливать отдельные ци-
линдры;
в) так называемых блок-картеров (или
блок-цилиндров), в которых рабочие цилиндры
и картер в малых и средних двигателях пред-
ставляют собой одну отливку, а в более круп-
ных—составную отливку с разъёмом в вер-
тикальной плоскости (фиг. 80);
Конструктивные соотношения для станины
Двигатели
тяжёлые лёгкие
крейцкопфные
тронковые
Расстояние ме-
жду анкерными
связями (попереч-
ное) Я, =- B,1 -г 2,5) rf В,- A,5 — 2,0) d
Наименьшая ши-
рина станины
(верхняя пло-
скость) Ва - A,6 -f 1,8) В Вй - A,5 -f- 1,6) Z>
Наибольшая ши-
рина станины (ниж-
няя плоскость) . . Ва - B,0 -f- 2,3) D Вя - A,7 -г 2,0) D
Высота станины . Я - B,8 -г 3,0) S Я = A,5 -г 1,7) 5
Примеры изготовленных кон-
струкций. На фиг. 79 дана стойка четырёх-
тактного дизеля 442/60, снабжённого анкерными
связями. На фиг. 80
ПОИВ дан блок-картер
лёгкого дизеля
430/38с анкерными
связями. На фиг. 81
Фиг. 80.
Фиг. 81.
Фиг. 82.
г) сварной конструкции из листовой стали,
применение которой даёт возможность облег-
чить вес двигателя и заменить сложное тонко-
стенное стальное литьё.
Картеры, работающие на растяжение, в
тяжёлых двигателях отливают из чугуна
СЧ-18—36, а в лёгких — из стали пов. 35-5019.
Картеры, работающие на сжатие (при на-
личии анкерных связей), отливают из чугуна
СЧ-15—32 в тяжёлых двигателях и из леги-
рованного чугуна — в лёгких. Сварные кон-
струкции изготовляют из Ст. 3.
Конструкция картеров должна обеспечи-
вать полную герметичность. Во избежание по-
вышения давления внутри картера сверх атмо-
сферного картер снабжается вентиляционным
устройством, снабжённым сепаратором для от-
деления масляных паров.
Анкерные связи пропускаются от верх-
ней плоскости блок-картера до низа фунда-
ментной рамы. Иногда анкерные связи служат
также и для крепления крышек рабочих ци-
линдров. Анкерные связи устанавливаются
строго центрально (перекосы недопустимы),
при этом должна быть обеспечена равномер-
ная затяжка по всему блоку. Материал свя-
зей — Ст. 4 для тяжёлых и сталь 37ХНЗА для
лёгких двигателей.
приведена колонна тяжёлого крейцкопфного
дизеля с приливами для крепления направля-
ющей ползуна.
Расчёт станин и анкерных связей
Стойки крейцкопфных двигателей, рас-
положенные в плоскости рамовых подшипни-
ков, при наличии анкерных связей испыты-
вают напряжение сжатия от силы затяжки
связей Рд\
ч = YTJf = С1-25-*-1.5) I/ кг1см2'
где X — коэфициент затяжки; / — сечение одной
связи в см2. Кроме того, от действия нор-
мального давления на параллели возникают
напряжения изгиба:
в сечении хх (фиг. 82)
Nba , „
°о = -1Ту7— кг/слР,
в сечении уу
Ned

ГЛ. И]
СИСТЕМА ГАЗОРАСПРЕДЕЛЕНИЯ В ДВИГАТЕЛЯХ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ
73
где обозначения показаны на фиг. 82. Сум-
марные напряжения в сечении х — х,
°2 — ad + аа
для чугуна должны быть меньше 250 кг\си\
Стойки, не снабжённые анкерными связями,
должны быть проверены на растяжение и из-
гиб (от нормального давления).
Анкерные связи устанавливаются с
предварительным затягом Р^ и должны раз-
гружать картер от растягивающих усилий
где?> — диаметр рабочего цилиндра в ел. Рас-
чёт анкерных связей производится графо-ана-
литическим путём (фиг. 83).
Фиг. 83.
При отсутстви-и давления газов в цилиндре:
величина деформации удлинения анкеров
величина деформации укорочения картера
2 EF '
2 с2 E2F2 '
условие равновесия деформаций
Pd = \1c1 = Х2 с2
согласно эскизу BD-\-DC = AC — АВ, т. е.
h h h h
Во время работы двигателя добавляется
усилие Рг:
усилие на анкерные связи
усилие на детали картера
усилие предварительной затяжки
Следовательно, полное усилие на анкерные
связи
где X = 1,35 -=-1,5 — коэфициент затяжки; сх
и С] — жёсткость анкеров и деталей картера
в кг/см. Для определения R графическим
путём задаёмся усилием предварительной за-
тяжки Pd = DE, общей длиной соединяемых
деталей I = AD и их жёсткостью. Строим на
общей высоте DE треугольник BDE дефор-
мации анкеров с основанием BD = Xj и тре-
угольник CDE деформации чугунных деталей
с основанием DC = Х2. Во время работы к
усилию затяжки добавляется усилие Рг от
наибольшего давления газов.
Отложим отрезок ЕМ = Рг и проведём ли-
нию MJ параллельно BE до пересечения с СЕ
в точке J, которая и определит новое поло-
жение общей высоты GJH треугольника де-
формаций. Длина анкеров увеличится на X, =
= DG, а сжатие чугунных деталей умень-
шится до l'2 = GC. Усилие в анкерах равно
R = GH, а в чугунных деталях Т «= GJ. Так
как не должно иметь места отставание дета-
лей остова друг от друга, то усилие Т должно
быть больше нуля, т. е. отрезок GJ должен
оставаться положительным. Наибольшие на-
пряжения растяжения в анкерах а = -рк /см*
не должны превосходить для Ст. 4 и Ст. 5 —
800-i-lOOO кг/см2 и для стали 37ХНЗА — 1200-i-
4-2500 кг\см\
СИСТЕМА ГАЗОРАСПРЕДЕЛЕНИЯ В СУДОВЫХ И СТАЦИОНАРНЫХ
ДВИГАТЕЛЯХ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ
ВПУСКНЫЕ И ВЫПУСКНЫЕ КЛАПАНЫ
КОНСТРУКЦИЯ И МАТЕРИАЛЫ
Впускные и выпускные клапаны обычно
располагаются в рабочей крышке вертикально.
Такое расположение обеспечивает наименьший
износ направляющей втулки шпинделя. Кла-
паны открываются внутрь цилиндра, чем до-
стигается плотное прилегание клапана к седлу
при высоких давлениях. При малых давле-
ниях и разрежении в цилиндре прилегание
клапана обеспечивается пружиной.
Клапаны должны иметь возможно большие
проходные сечения, чтобы получить
высокий коэфициент наполнения. Нормально
имеется два клапана — один впускной и один
выпускной; при скоростях хода поршня свыше
6—7 м\сек целесообразно перехоаить на четыре
клапана. В тихоходных двигателях часто приме-
няют составную конструкцию кла-
пана—стгльной кованый шпиндель и чугунную
тарелку (фиг. 84), в быстроходных двигателях—
шпиндель и тарелка штампуются или отковы-
ваются из одного куска (фиг. 85). Клапаны

74
КОНСТРУКТИВНОЕ ОФОРМЛЕНИЕ СТАЦИОНАРНЫХ И СУДОВЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ
[РАЗД. II
устанавливаются в особый чугунный кор-
пус (фиг. 84) или непосредственно в крышку
*(фиг. 85). Наличие корпуса даёт возможность
сменять и притирать клапаны без разборки
крышки. Непосредственная установка в кор-
пусе крышки позволяет увеличить диаметр
клапанной тарелки при-
мерно на 20%. Опор-
ным седлом тарелки
клапана служат корпус
крышки, корпус клапана
или отдельное сменное
кольцо (фиг. 84). Переход
ют шпинделя к клапанной
тарелке должен быть вы-
полнен с большим радиу-
сом закругления и тща-
тельно обработан, так
как в этом месте возни-
кают наибольшие напря-
жения. В дизелях с над-
Фиг. 84.
Фиг. 85.
дувом шпиндель клапана должен быть уплот-
нён во избежание прорыва газов (фиг. 84).
Впускной клапан судовых дизелей с частич-
ным наддувом, снабжённый золотником, изо-
бражён на фиг. 86. Впускные клапаны газо-
вых двигателей средней мощности,
помимо клапана (фиг. 87) для воздуха, снаб-
жаются газовым клапаном 1 и газовым кону-
сом 2. Подбор размеров последнего позво-
ляет работать на различных сортах газа.
Впускные клапаны крупных горизон-
тальных газовых двигателей
•бывают разнообразной конструкции. Шпиндель
впускного клапана газового двигателя в неко-
торых конструкциях снабжают двухседалищ-
иым клапаном для газа и золотником для воз-
духа. Каналы, подводящие газ и Еоздух, имеют
дроссельные заслонки. Посадка клапана осу-
ществляется пружиной.
На шпинделе впускного клапана газового
двигателя, изображённого на фиг. 88, жёстко
закреплены золотник для атмосферного воз-
духа /, золотник для доменного газа 2 и
воронкообразный клапан для сжатого воздуха 3.
Посадка клапана обеспечивается воздухом,
¦сжатым до 4—5 ати и действующим на пор-
шень 4. Седло 5 для клапана 3 может опу-
скаться и подниматься при помощи системы
рычагов.
Обычно применяют одну клапанную пру-
жину. В быстроходных и крупных двигателях
целесообразно переходить на две пружины
(фиг. 85). Реже применяется посадка клапана
при помощи сжатого воздуха или давления
масла.
Теплоотвод от клапана
осуществляется в основном через
опорное гнездо и направляющую
втулку шпинделя. Температура та-
релки клапана зависит от среднего
индикаторного давления и числа обо-
ротов двигателя и составляет по
опытным данным в °С:
Впускной Выпускной
клапан клапан
Тихоходные ди-
зели : 400-450 600-650
Быстроходные
дизели ...... 450—500 700—800
На фиг. 89 приведены результаты
экспериментального определения тем-
пературы тарелки клапана четырёх-
тактного дизеля с диаметром цилиндра
D = 420 мм, S = 600 мм и п = 143
об/мин. Кривая А даёт температуру
выпускного клапана, кривая В —
отработавших газов в выхлопном ко-
лене, кривая С—впускного клапана.
Для улучшения теплоотвода от шпин-
деля клапана корпусы выпускных кла-
панов охлаждаются водой (фиг. 84).
Ма териа л ы клапанов должны
обеспечивать заданные механические
качества при высоких температурах, а
такжеустойчивость против износа ига-
зовой коррозии. Впускные клапаны ти-
хоходных дизелей, имеющих невысо-
кие средние температуры, изготовляют из угле-
родистой стали 40
(ГОСТ-В-1050-41)
или из легирован-
ной. Ввиду высо-
кой температуры ¦$
выпускных клана- I
нов F00—800° С)
применяют леги-
рованные тепло-
устойчивые стали,
как, например, хро-
моникелькремние-
вую ЭЯЗС (до
1000—1100°С),хро-
мoникeлeвvю ЭЯ2
(до 850° С), силь-
хромовую 30-СХ8-
МА (до 800° С) и
другие (см. т. 3,
стр. 494). Клапан-
ные пружины изго-
товляются обычно
холодной навивкой
с последующей за-
калкой и отпуском.
Материалом для
пружин служат высокоуглеродистые марганцо-
вистая и кремкемарганцовистая (см. т. 3.
фИГ#

ГЛ. II]
СИСТЕМА ГАЗОРАСПРЕДЕЛЕНИЯ В ДВИГАТЕЛЯХ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ
75
стр. 388). Корпусы клапанов изготовляются из Сечение в свету кольцевого канала над
чугуна СЧ-21 - 40, а опорные гнёзда—из перли- клапанной тарелкой (фиг. 90):
тового чугуна СЧ-28—48 или легированного.
А{4)
где d—внутренний диаметр клапана, d0—диа-
метр шпинделя в см.
Фиг. 87.
Конструктивные соотношения
клапанов зависят от быстроходности дви-
гателя, конструкции крышки, количества кла-
панов и способа их установки. Ниже приве-
дены основные конструктивные соотношения
для клапанов дизелей.
Диаметр клапана
Тихоходные дизели d — @,304-0,35) D
Быстроходные дизели . . . d — @,35-г 0,45) D
При четырёх клапанах в
крышке d ¦=- @,28-1-0,32) D
Диаметр клапанной тарелки dx <= A,054" 1,08) d
Диаметр шпинделя клапана d0 — @,2 4-0,25) d
Ход клапана (для а=30 и
¦40°) .А - @,224-0,26) d
Толщина клапанной тарелки 8 = @,104-0,12) d
Ширина опорной поверхно-
сти тарелки j •» 2,5 4-5 мм
Диаметр корпуса клапана . d3 = A,254-1,30) d
Диаметр наружной пру-
жины da — @,724-0,80) d
Диаметр внутренней пру-
жины di — @,704-0,76) d
Диаметр втулки шпинделя
(при установке клапана в
крышке) d5 = A,5 -r-1,8) d.
Расчёт клапанов
Выбрав из конструктивных соотношений
диаметр клапана d, находят проходные сече-
ния клапана, а также средние скорости газа.
Фиг. 88.
Сечение в щели клапана при полном
его подъёме:
/2 = « (d + -к- sin 2a j h cos а,
где с0 — угол образующей конуса гнезда с го-
ризонталью.
"С
500
МО
Ж
юо
У
У
У,
у
0 1 2 3 * 5 6 Рвкг/еиг
Фиг. 89.
Наибольший подъём клапана обычно при-
нимают
Лшах« @,20 -г- 0,25) d.

76
КОНСТРУКТИВНОЕ ОФОРМЛЕНИЕ СТАЦИОНАРНЫХ И СУДОВЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ [РАЗД. II
Средняя скорость воздуха или
газа wm в щели клапана, отнесённая к средней
скорости поршня ст и полному подъёму кла-
пана Л:
F .
wm = cmy м/сек,
где F и /— площади сечения рабочего поршня
и щели клапана в смК
Наибольшая скорость воздуха в кла-
пане при наибольшей скорости поршня:
РАСПРЕДЕЛИТЕЛЬНЫЙ МЕХАНИЗМ
Конструкция и материалы
Распределительный механизм
состоит из распределительного вала и его при-
вода, кулачных шайб, толкателей, рычагов и
предназначен для открытия клапанов. Распре-
делительный вал может быть расположен на
уровне рабочей крышки или на уровне кар-
тера. При верхнем приводе клапаны
приводятся в действие рычагами непосред-
\,57wm]f\ + Мм/сек,
где
Средние скорости воздуха или газа в су-
ществующих двигателях в м/сек: тихоходные
wm = 35 -f- 50, быстроходные wm = 45 -s- 75.
В выпускных клапанах могут быть допу-
щены ббльщие скорости, нежели во всасыва-
ющих.
Средние скорости wm являются условными,
так как они не учитывают величины коэфи-
циента истечения и отнесены к полному ходу
клапанов.
Толщина клапанной тарелки
может быть определена, если рассматривать её
как плоский диск, свободно опёртый по кон-
туру, нагружённый равномерно распределён-
ным давлением, по формуле Баха:
Pz
см,
где рг — наибольшее давление сгорания
в кг/с и*.
Допускаемые напряжения изгиба ои в кг/см^:
для углеродистых сталей 60Э—800, легирован-
ных сталей 800—1200.
\
•и
-а
'////// л* / | \
/ 1
1 )
1 ,
\ \
3
Фиг.
Шпиндель клапана проверяется на наиболь-
шее усилие Яшах, возникающее в момент от-
крытия выпускного клапана и вызывающее
в шпинделе напряжение на сжатие и про-
дольный изгиб:
шах 4
кг'
где d — диаметр тарелки клапана в см, рь —
давление конца расширения в кг/см"*.
Фиг. 91.
ственно от кулачных
шайб распределительно-
го вала. При нижнем
приводе (фиг. 91)
между кулачной шайбой
и рычагом вводится тол-
катель. Обратная посадка
клапанов в обоих слу-
чаях осуществляется пру-
жиной. Конструкция при-
вода к четырём клапанам
посредством двух толка-
телей показана на фиг. 92.
Особенности привода
клапанов газовоздуходувной машины типа
ДТ-16 видны на фиг. 93.
Распределительный вал приводится
в движение от коленчатого обычно набором
цилиндрических колёс, реже применяется пе-
редача винтовыми колёсами, коническими
колёсами или цепью. У судовых двигателей,
реверс которых осуществляется осевой пере-
движкой распределительного вала, шестерни
должны иметь прямой зуб. В быстроходных
нереверсивных двигателях применяют ше-
стерни с косым или шевронным зубом, имею-
щим небольшой наклон A0°), обеспечиваю-
щий плавное зацепление и бесшумную работу.
На привод распределительного вала затра-
чивается около 30/0 эффективной мощности
двигателя.
Модуль зубчатых колёс рекомендуется
брать возможно малым для снижения шума
во время работы. На фиг. 94 приведены реко-
мендуемые модули колёс в зависимости от диа-
метра цилиндра.
Разъёмные опорные подшипники распреде-
лительного вала устанавливаются у каждого
цилиндра и заливаются баббитом. В неразъ-
ёмных подшипниках (для валов, вставляемых
с торца двигателя) ставят бронзовые втулки.
Диаметр шестерни, установленной на колен-
чатом валу, должен иметь минимальные раз-
меры, так как от неё зависят размеры ше-
стерни распределительного вала. Шестерню

ГЛ. II]
СИСТЕМА ГАЗОРАСПРЕДЕЛЕНИЯ В ДВИГАТЕЛЯХ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ
77
рекомендуется крепить к особому фланцу,
предусмотренному на коленчатом валу. Все
шестерни должны быть заключены в закрытую
двигателях кулачные шайбы делаются разъём-
ными (фиг. 96).
Моменты открытия и закрытия клапанов,
зависящие от типа двигателя и его быстро-
ходности, определяются так называемыми фа-
зами распределения и даны в табл. 14.
Крупные газовые двигатели обычно изго-
товляют с продувкой и дозарядкой. Удлинён-
ная продувка не даёт каких-либо преимуществ
по сравнению с укороченной.
Профиль кулачной шайбы должен обес-
печить своевременное открытие и закрытие
клапана, получение наибольшего „времени —
сечения" для прохода газов и плавную без-
ударную работу системы распределения.
Из диаграммы (фиг. 97) пути (S), скорости
(w) и ускорения (j) клапана видно, что на
участке / скорость возрастает от нуля до
максимума, а силы инерции (обратные по знаку
ускорениям) прижимают ролик к кулачной
шайбе. На участке // скорость убывает от
максимума до нуля, а силы инерции отрывают
ролик от кулачной шайбы. На участке III
клапан открыт полностью, а скорость и уско-
рение равны нулю. Скорости и ускорения
ролика определяют двухкратным графическим
диференцированием кривой пути или поль
зуясь методом Пёшля. Замкнутость кинема-
тической цепи обеспечивается установкой на
клапане пружины, давление которой превосхо-
дит наибольшее значение сил инерции (на //
участке).
коробку и обеспечены
постоянной и обиль-
ной смазкой.
М а т е р и а л рас-
пределительного вала
Ст. 5 (тихоходные дви-
гатели) или хромони-
келевая сталь Э10
(быстроходные). Ма-
териал передаточ-
ных шестерён — чу-
гун, стальное литьё и
углеродистые стали
(тихоходные двига-
тели), а также ле-
гированные стали
(быстроходные двига-
тели).
Кулачные шайбы
дизелей обычно уста-
навливают на распре-
делительном валу с
прессовой посадкой и
фиксируют шпонками
(фиг. 95, 96). В не-
больших двигателях
с диаметром цилиндра
примерно до 180 мм
при отдельном при-
воде топливных насо-
сов распределительный вал изготовляют заодно
с кулачными шайбами. В крупных газовых
Фиг. 93.
Чаще всего применяют два профиля ку-
лачной шайбы: а) профиль, образованный

78
КОНСТРУКТИВНОЕ ОФОРМЛЕНИЕ СТАЦИОНАРНЫХ И СУДОВЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ
[РАЗД. II
дугами окружности, как наиболее приближаю-
щийся к теоретическому профилю с постоян-
ными ускорениями, и б) тангенциальный про-
филь, составленный из касательных и дуг
Таблица 14
Моменты еткрытия я закрытия клапанов
Типы двигателей
Четырёхтактные
дизели *:
без наддува . . .
с наддувом Бюхи *
с частичным над-
дувом системы Бур-
мейстер и Вейн *.
Четырёхтактные
крупные газовые **
двигатели ,
Впускной
клапан
ОН
1*
о. со
us
о ч
i»
м <я
со со
Выпускной
клапан
<ин
Е j
2 ¦
н о
О «=f
в градусах
20—4О
75
6о
ЗО-35
Зо—4о
35
35
4О—5О
40-50
45
50
40—45
1*
О.ВЗ
се Я
СО СО
35-35
бо
15
35—35
* Углы, соответствующие продувке камеры сгора-
ния и частичному наддуву апр и ан = 60°.
** Угол, соответствующий нормальной и удлинённой
продувкам камеры сгорания соответственно апр =55-^-70°
и о' = 200 ч- 210°.
окружности. Оба профиля не представляют
затруднений при изготовлении. Из сравне-
е 10
*7
I/
><
Ш
Ш
100 200 J00 400 500 600 мм
Диаметр цилиндра
Фиг. 94.
ния кривых путей этих профилей (фиг. 98)
видно, что профиль /, образованный дугами
ш
\ 40 —
Фиг. 95.
окружности, обеспечивает получение большего
.время — сечения" клапана по сравнению
с тангенциальным 2. Форма кулачной шайбы
делается симметричной, т. е. момент набега-
ния кулака является зеркальным отображением
момента сбега ку-
лака по отноше-
нию к оси симме-
трии кулака. Иск-
лючением является
шайба а со ступен-
чатым подъёмом
(фиг. 96) для впу-
скного клапана га-
зового двигателя
с удлинённой про-
дувкой и дозаряд-
кой. В реверсив-
ных дизелях уста- Фиг 96
навливают два ком-
плекта кулачных шайб для переднего и зад-
него ходов, сдвинутых между собой на угол
реверса (фиг. 99). Кулачные шайбы тихоход-
ных двигателей изготовляют из цементуемой
Ст. 4 или из отбелённого чугуна. В быстро-
ходных двигателях чаще применяют легиро-
ванные стали.
Фиг. 97.
Ролик и ось ролика изготовляют
из цементуемых сталей. Для облегчения веса
ось ролика высверливается, а в теле ролика
просверливают отверстия. Ось ролика укре-
пляется в стальной направляющей (фиг. 91)
или на конце серьги, прикреплённой к картеру.
Толкатель состоит из тонкостенной
стальной трубы, снабжённой по концам за-
калёнными яблочными шарнирами. Передаточ-
ный клапанный рычаг отливают или отковы-
вают из стали и снабжают упорным болтом,
позволяющим регулировать зазор. Конец ры-
чага должен иметь яблочное или шарнирное
30'
90"
120°
Фиг
Фиг. 99.
соединение для привода с толкателем или
ролик для непосредственного привода от ку-
лачной шайбы.
Клапанная пружина нижним своим
концом опирается на корпус клапана или на
крышку, а верхним на тарелку (шайбу), кото-
рая должна иметь надёжное и легко разбираю-
щееся соединение со шпинделем.

ГЛ. II]
СИСТЕМА ГАЗОРАСПРЕДЕЛЕНИЯ В ДВИГАТЕЛЯХ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ
Конструктивные соотношения для основных
деталей механизма распределения
Распределительный вал:
диаметр • . . d = @,2 4- 0,26) D
диаметр сверления (для лёгких
дизелей) '. rf0 ~= @,5 -г 0,7) d
длина подшипников ¦ I =• A,0 4-1.5) d
Кулачные шайбы:
диаметр dx = A,3 ч- 2,0) d
ширина гребня кулака . . . . bt = @,15 -г 0,4) dx
ширина ступицы Ь3 = @,6 4- 0,8) d,
Ролик:
диаметр d, = @,3 + 0,5) dj
ширина . . fc3 « ftj
где ?> — диаметр цилиндра.
Передаточная шестерня, устана-
вливаемая на коленчатом валу, выполняется
диаметром rf4 = A.8 ч- 2,2) d,
где rf — диаметр коленчатого вала.
Расчёт распределительного механизма
Во время работы двигателя на распреде-
лительный механизм действуют следующие
усилия (фиг. 100):
1) усилие кулачной шайбы на ролик Р„,
направленное по нормали к соприкасающимся
поверхностям; сила Рп разлагается на верти-
кальную составляющую Pv, действующую по
оси толкателя, и горизонтальную Р^, действу-
ющую на направляющую толкателя;
2) сила давления газов Рг в цилиндре на
клапан, переменная как по величине, так и
по направлению;
3) усилие клапанной пружины Рар, постоян-
ное по направлению и переменное по вели-
чине;
4) веса клапана и остальных деталей при-
водного механизма G, постоянные по вели-
чине и направлению;
5) силы инерции движущихся частей Ps,
переменные как по величине, так и по на-
правлению;
6) силы трения шпинделя клапана и шар-
ниров распределительного механизма, постоян-
ные по величине и переменные по направле-
нию. Пренебрегая силами трения и веса,
имеем уравнение равновесия системы
Для периода всасывания сила Рг положи-
тельна, так как разрежение в цилиндре стре-
мится открыть закрытый выпускной клапан;
поэтому усилие предварительной затяжки
пружины Р^п должно обеспечить плотность
прилегания клапана к седлу
@,7 ^-0,
кг,
где d — диаметр тарелки клапана в см.
Наибольшее усилие пружины P^fx должно
воспрепятствовать отрыву ролика от кулач-
ной шайбы в период движения клапана с
отрицательным ускорением. Полагая Рг = 0:
Рш«« A,3н- l,5)(Pv+Ps),
где нагрузку пружины увеличивают на
30—50%, учитывая возможность повышения
числа оборотов двигателя.
Для. определения Ps все силы и массы
распределительного механизма должны быть
приведены к оси клапана-или толкателя. Наи-
большая сила инерции движущихся частей:
т
+ f"p)Jm&x
где тт — массы толкателя, тяги и ролика,
а тк, тПр и тр—приведённые массы клапана,
пружины и рычага.
Фиг. 100.
На диаграм-
ме суммарных
усилий на кла-
пан (фиг. 101) с
учётом веса и тре-
ния кривые обо-
значают: cde—уси-
лие пружины [РарУ,
fg— собственный
вес клапана (G);
hi — сила разреже-
ния вовремя всасы-
вания (S); klmn —
ломаную силы тре-
ния (R); rstuw —
силы инерции (Ps).
Из этой диаграммы можно определить
наибольшее усилие /Стах> на которое должны
быть рассчитаны прочные размеры привода;
кроме того, положительное значение /Cmin
указывает на то, что пружина обеспечивает
постоянную кинематическую связь системы
распределения. При малых значениях /(max
клапанный привод рассчитывают на макси-
мальное усилие, действующее на выпускной
клапан при его открытии (рв = 3 -*- 5 атм\
Основные размеры пружины определяются
по известным формулам, причём т < 2500 -f-
-f-3500 кг/см^. Наибольший прогиб пружины
itdx , , „
/шах = -*q— I см> гДе d,bH I — диаметр пру-
жины, толщина проволоки в см и количество
витков пружины, G—модуль упругости стали
при сдвиге в кг\смъ. При совместной работе
двух пружин заменяют последние одной эквива-
лентной. Тогда общий прогиб / = —^ ? см*

80
КОНСТРУКТИВНОЕ ОФОРМЛЕНИЕ СТАЦИОНАРНЫХ И СУДОВЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ
[РАЗД. II
где с = Cj + са — жёсткость эквивалентной
пружины в кг/см.
Длина пружины при открытии клапана
/4 = /S 4- te си, где е = @,2-Ю,5) мм — мини-
мальный зазор между витками.
W
Фиг. 101.
Длина пружины при закрытии клапана
l% = lt + h см, где h — подъём клапана в см.
Длина пружины в свободном состоянии
, 1 \ t / ! l Pi
1 — *з Т /min — '2 "I
ТК о *
•IU /"max
«
Расчёт прочности основных деталей рас-
. пределения
Распределительный вал. Усилие
Pv = Рг + Рпр -f Py «г. Крутящий момент на
кулачной шайбе:
М = *Яр tg а = (R + г + Ло) Pv tg о лгг/сж,
где R и г — радиус шайбы и ролика, Ло —
подъём ролика, соответствующий углу а°.
Наибольший крутящий момент Afmax опре-
деляется из суммарной диаграммы крутящих
моментов для всего распределительного вала.
Изгибающий момент (фиг. 102)
— Pv ~-
М
Суммарное напряжение от изгиба и кручения
мс
не должно превосходить 500 кг/см*.
Прогиб распределительного вала
с с\
EJ 31
мм
должен быть не больше 0,05 —0,10 мм.
Кулачные шайбы. Наибольшие на-
пряжения сжатия по Герцу между шайбой и
роликом:
а) для профиля кулака, описанного выпу-
клыми дугами окружности
б) для прямолинейных участков профиля
аа = 0,418]/ ~- -J- кг\см\
где р и Г\ — радиус дуги шайбы и ролика в см,
Е — модуль упругости закалённой стали
в кг/см2.
Допускаемые напряжения сжатия для
цементованной и за-
калённой поверхности
аа = 7000 -г- 9000 кг\см\
Г
Фиг. 102.
Фиг, 103.
Ролик (фиг. 103). Наибольшие удельные
давления на цапфу ролика и гнезда:
P*= d(L-l) Кг'СМ-
Напряжения в цапфе на срез аср и изгиб
нг/сЖ
Штанга толкателя. Запас жёсткости
РКР
где J — момент инерции сечения в см*, L
длина штанги в см, 46
Яблочные шарниры (фиг. 104, а) про-
веряются на сжатие по формуле Герца:
= 0.388
Рычаг клапана. Наибольший изгибающий
момент в сечении 1 — 1 (фиг. 104, 6)
= РЬ = (Рг + Р
Пр
Напряжение изгиба ои =
М
не Д°лжно
превосходить для литой стали 400—600 кг/см?
и для кованой стали 600—800 jK

гл. щ
СИСТЕМЫ ПРОДУВОК ДВИГАТЕЛЕЙ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ
81
СИСТЕМЫ ПРОДУВОК ДВИГАТЕЛЕЙ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ
ОСНОВНЫЕ СИСТЕМЫ ПРОДУВОК
Системы продувок классифицируют:
а) по расположению продувоч-
ных и выпускных окон: односторонняя
продувка — продувочные и выпускные окна
расположены по одну сторону рабочего ци-
линдра; поперечная продувка — продувочные
И выпускные окна расположены на диаме-
трально-противоположных сторонах цилиндра;
прямоточная продувка — продувочные и вы-
пускные окна расположены по концам ци-
линдра;
б) по расположению продувоч-
ных окон в п л ан е: радиальная, танген~
циальная, эксцентричная, лучевая и др.
в) по относительной высоте продувочных
и выпускных окон-продувочные окна выше, на
одной высоте или ниже выпускных.
КОНСТРУКТИВНОЕ ОФОРМЛЕНИЕ
СИСТЕМ ПРОДУВОК
а) Продувка типа „Русскийдизель*
(фиг. 105) поперечная, бесклапанная, с эксцен-
тричным расположением окон в плане, обес-
печивающая образование устойчивого потока
воздуха на стороне цилиндра, прилегающей
к продувочным окнам. Продувочный насос
объёмного типа или центробежный распола-
гают с торца дизеля.
б) Продувка типа „Русский дизель"
(фиг. 106) поперечная, эксцентричная, с про-
дувочными и выпуск-
ными окнами одинако-
вой высоты. Проду-
вочные окна перекры-
ты автоматическими
кольцевыми клапана-
Фиг. 105.
ми или золотником 1. Продувочный насос
поршневого типа.
в) Продувка петлеобразная „Красное
Сормово", односторонняя бесклапанная с луче-
вым расположением окон в плане. Продувоч-
ный воздух описывает в цилиндре „петлю".
Для лучшего направления воздуха в рубашке
отливают направляющие рёбра. Продувочные
насосы поршневые или объёмные обычно
(фиг. 107) устанавливают сбоку рабочего ци-
линдра и приводят в движение от коленчатого
вала. Реверс насоса типа „Рут" осуществляет-
6 Том 10
ся поворотом золотников 1. Для нормальной
зарядки рабочего цилиндра в быстроходных
двигателях применяют охлаждаемые золот-
ники 1 на выпуске (фиг. 108), перекрывающие
выпускные окна по окончании процесса вы-
пуска.
г) Продувка типа Крупп (фиг. 109)
поперечная, бесклапанная, характеризуется
Фиг. 106.
наличием добавочных окон, придающих струям
продувочного воздуха вертикальное направле-
ние и препятствующих образованию мёртвой
зоны в середине цилиндра.
д)ПродувкатипаЗульцер (фиг. 110)
поперечная, эксцентричная, с двумя рядами
продувочных окон; верхний, а иногда и оба
ряда перекрыты автоматическими клапанами.
Наличие верхнего ряда окон обеспечивает
дозарядку рабочего цилиндра. Продувочные
насосы поршневого типа.
е) Продувка типа Полар (фиг. 111)
односторонняя, эксцентричная, с продувоч-
ными и выпускными окнами одинаковой вы-
соты. Продувочные окна перекрыты пластин-
чатыми клапанами. Центробежный продувоч-
ный насос смонтирован на двигателе.
ж) Продувка п р я м о т о ч но-к л а-
п а н н а я (фиг. 112) прямоточная, тангенциаль-
ная, с управляемыми клапанами (или золотни-
ками) для выпуска. Наличие клапанов позво-
ляет осуществлять дозарядку рабочего ци-
линдра. В быстроходных двигателях устана-
вливают до четырёх выпускных клапанов. Про-
дувочный насос объёмного типа (фиг. 113) с
четырьмя лопастями устанавливается сбоку
двигателя и приводится в движение цепью -
з) Продувка прямоточная, бес-
клапанная, с двумя расходящимися порш
нями и двумя коленчатыми валами.
Основные требования,предъявляе-
мые к системе продувки: а) простая конфи-
гурация окон и надёжная конструкция распре-

82 КОНСТРУКТИВНОЕ ОФОРМЛЕНИЕ СТАЦИОНАРНЫХ И СУДОВЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ [РАЗД. И
Фиг. 110.
Фиг. ИЗ,

ГЛ. II]
СИСТЕМЫ ПРОДУВОК ДВИГАТЕЛЕЙ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ
делительных органов; б) небольшой избыток
(<р= 1,2-т- 1,4) и невысокое давление (ps =
= 1,1-f-1,4 кг\смт) продувочного воздуха;
в) хорошая очистка рабочего цилиндра (f =
= 0,05+-0,10).
Наиболее совершенная система продувки —
прямоточная, при которой достигаются
наиболее высокие ре = 5,5 — 6,5 кг\см"* при
нормальном расходе топлива.
КОНСТРУКЦИЯ И МАТЕРИАЛЫ РАСПРЕ-
ДЕЛИТЕЛЬНЫХ ОРГАНОВ
Автоматические клапаны для продувки из-
готовляют либо жёсткими кольцевыми
(фиг. 114) из отожжённой мягкой стали 20
или 30 (ОСТ 7123) без каких-либо пружин,
или прямоугольными (фиг. 115) в виде длин-
= 0,34-0,4
ных тонких (s ¦
1,4 мм) пластин из пру-
Фиг. 114.
жинной ленточной стали высшего качества.
Последний тип клапанов применяют в бы-
строходных двигателях.
Выпускные клапаны двигателей с пря-
моточной продувкой по конструкции и мате-
риалу не отличаются от выпускных клапанов
четырёхтактных двигателей. Количество кла-
панов от одного до четырёх (быстроходные
дизели). Клапаны приводят в действие толка-
телями от кулачных шайб на распределитель-
ном валу.
Продувочные и выпускные окна
тихоходных дизелей отливают вместе со втул-
кой, а в быстроходных — выфрезеровывают.
Окна значительных размеров снабжаются пе-
регородками, чтобы обеспечить лучшее на-
правление воздуха. На фиг. 116 показаны
двухрядные эксцентрично расположенные про-
дувочные окна дизеля типа СД29/50 завода
«Русский Дизель". В табл. 15 приведены кон-
структивные данные по продувке.
Расчёт продувки и выпуска
Для определения располагаемого „время—
продувки и выпуска строят
диаграмму .время — сечение\ исходя из за-
данных размеров окон (фиг. 117). Описав из
центра О полуокружность радиусом R = —s—
/32
и отложив поправку Брикса -^у-, находят но-
вый центр О'. Проведя горизонталь d—1 до
пересечения с полуокружностью и соединив
точку 1 с центром О', находят центральный
угол а?, соответствующий всему периоду
выпуска. Истинное положение кривошипа для
момента начала выпуска.определяют, проведя
Вид со стропы продубки
поМ
из центра О пря-
мую 0V парал-
лельно 04. Анало-
гично находят цен-
тральный угол для
периода продув-
ки в».
Для построения
диаграммы «вре-
мя — сечение" от-
кладывают по оси
абсцисс углы пово-
рота кривошипа а°,
а по оси ординат—
величины линей-
ных открытий окон
в см или мгно-
венные значения Фиг> 116-
живых сечений
окон в см\ Масштаб площадей — 1
= ab
sin 3 см2сек, где а — масштаб
сечения
-jfat
6 In
высоты окна, Ь —масштаб общей ширины
окон, р — угол наклона продувочных окон к
оси цилиндра, п—число оборотов вала в ми-
нуту.
Располагаемое „время—сечение" (fdt
в см7сек получается планиметрированием
площадей отдельных участков диаграммы и
умножением их на масштаб площадей, а
именно:
для свободного выпуска — площадь I. . .
л раса
продувки — площадь III.... Арпасп
принуждённого выпуска -*- площадь /7-4-
+ Ш ' ' ' ~п. в.'

КОНСТРУКТИВНОЕ ОФОРМЛЕНИЕ СТАЦИОНАРНЫХ И СУДОВЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ [РАЗД. И
Таблица 15
Конструктивные данные по продувке
Системы продувки
Высота окон в
процентах от хода
поршня 5
продувочных нижних . .
продувочных верхних .
Общая ширина
окон в процентах от rcZ)
выпускных
продувочных нижних . .
продувочных верхних .
Угол наклона
продувочных окон к оси
Коэфициент избытка
воздуха для продувки . .
Коэфициент остаточных
Отношение •— ••-
Среднее эффективное
давление (для дизелей
средней быстроходно-
сти) ре
Тип продувочного насоса
Количество насосов на
Обо-
значе-
ние
ав
йп.н
<*п.в
ьп. н
ьп. в
«°п
V
Т
/
Типы дизелей
„Русский
дизель"
18—23
до—15
3°-35
85-35
3°
1,2—1,3
0,07—0,09
1,4-1,6
5,о-б,о
Поршневой
Объемный
- i
„Русский
дизель"
Зульцер
i6-i8
6-9
26-28
За-35
25-35
35-35
30-40
1,2—1,4
о,о8—о,ю
!»5—1.7
5.0-5,5
Поршневой
1—2
„Красное
Сормово"
МАН
ЗО—22
9—ю
38—40
ЗО—35
ioo—Ю5
ЬЗ—1,4
0,12—0,15
!.4-1,5
4,5-5,о
Поршневой
Объёмный
i
.Русский
дизель"
Фиат
22—24
22—24
23—25
33-35
25—40
1,4
о,о8—o,i
1,25-1,5
4.5-5.O
Поршневой
1—2
Коломенский
завод
Бурмейстер
и Вейн
35-4O
(клапана)
IO—12
55-75
35—ЗО
(танг. наклон
в гориз. пло-
скости)
i,i—i,35
0,05—0,06
1.3—1,5
5.5—6.0
Объёмный
1—2
Условные средние скорости воздуха и
газа в м/сек за периоды:
Vs(l — ав)
свободного выпуска wa = —* '-»
У а
драсп
пускной системе^ = pv + Д/»г = A,03 ч-1,05) +
+ 0,05 ата; коэфициент истечения при вы-
пуске {Ав = 0,70 ч- 0,80; давление рь и темпе-
S-2R
принуждённого выпуска wn в =
драсп *
лп.в
продувки
драсп
Теоретически не о б х од и м о е «вре-
мя — сечение" открытия окон.
а) »Время — сечение" выпуска до начала про-
дувки определяют, исходя из законов истече-
ния при установившемся движении (фиг. 118).
Для тихоходных и средней быстроходности
двигателей, пренебрегая изменением объёма
цилиндра за время выпуска, найдём (по Орлину)
драсч __
0.102^)
/n.\0,115 I
Х( —) —0,59 \
\Pd> -I
НМТ
Фиг. 117.
где показатель политропы расширение газов
принят — т = k = 1,3; противодавление в вы-
ратура Ть конца расширения определяются из
теплового расчёта; средний объём цилиндра

ГЛ. II]
СИСТЕМЫ ПРОДУВОК ДВИГАТЕЛЕЙ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ
85
за процесс выпуска в мь,
V=—^-^——
ps — давление продувочного воздуха, для ти-
хоходных двигателей, ps = 1,10 -s- 1,25 ата,
средней быстроходности и быстроходных ps=±
= 1,25 ч- 1,40 ата.
б) При определении расчётного .время —
сечения" для продувки принимают, что в те-
Давпен. в ресивере
продув, воздуха"-^
Давлен, атмосф/
Фиг. 118.
чение всего процесса в цилиндре и ресивере
давление продувочного воздуха постоянно.
Теоретически необходимое „время — сече-
ние" продувки:
где коэфициент избытка продувочного воз-
духа для прямоточной продувки <р = 1,1-т- 1,25;
прочих систем продувки ср = 1,2-г-1,4; р0 и
То — давление в kzjcm2 и температура окру-
жающей среды в °К, Ts=Tq(—) — тем-
пература в ресивере продувочного воздуха
в °К; показатели политроп для поршневого
продувочного насоса п= 1,5 -5- 1,6; для объём-
ного и центробежного насоса п = 1,6 -г- 1,8;
коэфициент истечения при продувке \>п =
= 0,7ч-0,8.
При проектировании задаются размерами
продувочных окон и фазами их открытия и
находят располагаемое „время — сечение" при
2.0
1,6
1,2
0.8
ОА
0
а
I | | i |
"^Р^.Х=^^2-х атомные
Продукты сгорания ""
\
газы
\
\
\
\
\\
\
0,5 0J6
0,7 0,8
Фиг. 119.
0,9
продувке. Далее, по известным <р, [in, Ts и Аа
определяется по вышеприведённой формуле
значение функции <\>п, которая позволяет найти
отношение давлений ^-*- (фиг. 119), а затем и
перепад давлений bps=ps—Рц> устанавли-
вающийся при принятых уеловиях в проду-
вочных окнах.
в) При определении „время — сечения" вы-
пуска во время продувки принимают, что да-
вление в цилиндре рц и удельный объём v в
течение этого процесса остаются постоянными.
Необходимое „время — сечение" прину-
ждённого выпуска
драсч __
0,185^
м2/сек,
где средняя температура в цилиндре Т =
= jV~r—^ °K; Ts и Тг в °К — темпера-
туры продувочного воздуха и продуктов сго-
рания, функция ^в = /( ) может быть взята
\Ps '
из графика (фиг. 119), построенного для про-
дуктов сгорания (х =1,3); коэфициент истече-
ния |лв = 0,70 ~ 0,80.
г) При клапанном распределении выпуска
(прямоточная продувка).время—сечение" вы-
пуска
м2сек>
где d — диаметр клапана в м\ Л— подъём кла-
пана в м; <р — угол поворота мотыля.
Таким образом, при определении „время —
сечения" выпуска надо учитывать кривую
пути клапана.
д) Отношение располагаемого „время—се-
чения" к теоретически необходимому в суще-
ствующих дизелях составляет для:
свободного выпуска
Арасп
Арасч
в
=0,3 ~ 0,6,
Арасп
принуждённого выпуска . . . —_'„„'. = 1,0 -г 1,5,
продувки
,расч
Лп. в.
.расп
Ап
Арасч'
1,0 4- 1,5.
НАДДУВ
Классификация способов наддува
Основным и наиболее эффективным спо-
собом повышения удельной мощности является
наддув.
Наддув применяют главным образом в че-
тырёхтактных двигателях вследствие наличия
всасывающего хода и хода выпуска, облегчаю-
щих ввод дополнительного сжатого воздуха.
По способу осуществления наддув подраз-
деляют: а) на полный наддув, т. е. запол-
нение цилиндра воздухом повышенного давле-
ния в течение всего хода всасывания; б) ча-
стичный наддув, т. е. заполнение цилин-
дра сначала воздухом из атмосферы, а затем
в конце всасывания добавочным зарядом воз-
духа повышенного давления.
По степени повышения удельной мощно-
сти различают: а) нормальный наддув,
при котором среднее эффективное давление
увеличивается в Xw = 1,2 ч-1,5 раза; 5) по-
вышенный наддув, дающий увеличение
мощности в Хя = 1,5 -*-2,0 раза;в) высокий
наддув для ~КН свыше 2,0.

86Г
КОНСТРУКТИВНОЕ ОФОРМЛЕНИЕ СТАЦИОНАРНЫХ И СУДОВЫХ;ДВИГАТЕЛЕЙ
[РАЗД, I!
При наддуве- четырёхтактных двигателей,
как правило, применяется продувка ка-
меры сжатия, происходящая при одно-
временном открытии впускного и выпускного
клапанов ; на протяжении от 100 до 140°
(фиг. 120).
Системы наддува и их конструктив-
ное оформление.
В четырёхтактных двигателях получили рас-
пространение следующие системы наддува.
м
60°
т
/
Выпускиой
к папам м
/—ч
Т
J
/
Ш
-60
ВпускноС
Нпапан'
м
\
7
ч
Qpodyffha
Фиг. 120.
а) Полный газотурбинный наддув показан
на фиг. 121. Отработавшие газы из цилиндра
направляются в газовую турбину /, устано-
вленную на одном валу с нагнетателем 2; воз-
дух, засасываемый
из атмосферы тур-
бок о мпрессо ром,
сжимается в нём
до давления над-
дува (рн) и подво-
дится к всасываю-
щим клапанам 3.
Из индикатор-
ной диаграммы
видно (фиг. 122, а)
что на участке 1—2
происходит вытал-
кивание газов в
турбину при повы-
шенном противо-
давлении (рг =
= 1,25 4-1,5 ата);
на участке 2—3 —
продувка камеры
сжатия, и, наконец,
на участке 3-4
зарядка цилиндра
воздухом повы-
шенного давления
(рн= 1,2ч-1,4 ата).
Выпускной кол-
лектор разделяют
на несколько вет-
вей для частичного
использования ки-
нетической энер-
гии газов и для
обеспечения про-
дувки.
Газовая тур-
Фиг, т. , бина (фиг. 123)
состоит из однове-
нечного активного колеса типа Лаваля; рас-
полагаемый перепад давлений срабатывается
в соплах турбины и превращается в кинетиче-
скую энергию на выходе из сопел. Число
оборотов ротора турбины 8000-150U0 в ми-
нуту. Температура отработавших газов перед
турбиной tr = 450 -f- 550° С. Рекомендуемый ма-
териал лопаток сталь ЭИ-69, см. гл. VIII*
Турбокомпрессор центробежного типа имеет
две ступени и переставной диффузор для регу-
лирования давления.
Газовую турбину целесообразно распола-
гать с торца двигателя на высоте выпуск-
ного коллектора.
б) Полный, так называемый, „механи-
ческий наддув" осуществляется объём-
ным или центробежным наддувочным насосом
с механическим приводом от двигателя (зуб-
чатые колёса, цепь). Между двигателем и на-
сосом рекомендуется установка упругой муфты.
Кроме того, судовые двигатели часто снаб-
жают муфтой для отключения насоса при пе-
реходе на долевые режимы, не требующие
наддува.
в) Полный наддув четырёхтактного крейц-
копфного дизеля (фиг. 124). Нижняя полость
рабочего цилиндра закрывается кожухом и
используется в качестве наддувочного насоса;
устанавливаются комплекты всасывающих /
и нагнетательных 2 автоматических клапанов,
а также сальник на штоке.
Так как наддувочные насосы работают в
два такта, то нет необходимости ставить их
во всех цилиндрах. Процесс выпуска и за-
рядки цилиндра показан на фиг. 122, б.
г) Частичный наддув системы Б у р-
мейстер и Вейн. Всасывающий патрубок
снабжён двумя полостями и золотником (фиг.
125) с приводом от клапана. Воздух на уча-
стке 3—41 (фиг. 122, в) засасывается из атмо-
сферы, а на участке 4г—4 подаётся под да-
влением из ротативного наддувочного насоса.
На участке 2—3 происходит продувка камеры
сгорания.
д) Частичный наддув, использующий с и-
стему двухстороннего наполне-
ния цилиндра. При нисходящем движении
поршня воздух засасывается из атмосферы.
Около н. м. т. (примерно за 20—30°) откры-
ваются наддувочные окна, перекрытые авто-
матическими клапанами, через которые и по-
ступает воздух повышенного давления из пор-
шневого наддувочного насоса. Удельная мощ-
ность повышается на 20—30%.
е) Система частичного наддува
ВИБУ основана на использовании инерции
столба воздуха во всасывающем трубопро-
воде. Каждый цилиндр снабжается индиви-
дуальной всасывающей трубой определённой
длины, кроме того, для усиления образования
вакуума при всасывании изменяется профиль
всасывающей кулачной шайбы. Во время ра-
боты разрежение в цилиндре достигает 0,3—
0,4 ата при скорости воздуха в клапане w —
= 200ч-300 м/сек. Увеличение удельной мощ-
ности составляет от 1,25 до 1,4. Система ВИБУ
нерентабельна для судовых установок, так
как требует длинных индивидуальных всасы-
вающих трубопроводов и работы на постоян-
ном числе оборотов.
Среди разобранных систем наддува в тихо-
ходных судовых дизелях наибольшее распро-
странение нашла система прямоточно-клапан-
ная (фиг. 112), а в быстроходных—системы
газотурбинного и механического наддува.
В двухтактных двигателях наддув приме-
няется в виде частичного и полного высокого
наддува.

11]
СИСТЕМЫ ПРОДУВОК ДВИГАТЕЛЕЙ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ
87
Частичный наддув осуществляется
посредством ввода в цилиндр воздуха повы-
шенного -давления (рн = 1,6 ата) через упра-
вляемые клапаны, установленные у второго
Выпуск
Продувка
Расчёт системы наддува
Тепловой расчёт двигателей с надду-
вом в основном не отличается от нормаль-
Надд6
Продувка
г з
П
Фиг. 122.
ряда продувочных окон. Наддувочный насос
поршневой или ротативный. Удельная мощ-
ность увеличивается на 20—25%.
Фиг. 123.
Полный высокий наддув осуще-
ствляется посредством поршневого или цен-
тробежного продувочного насоса высокого
давления (рн = 2 -г- 3 ата) и
газовой турбины на выпуске.
При этой системе рабочий ци-
ного за исключением величин, связанных с
повышением начального давления ра до ран.
Коэфициент наполнения ч\н при
условии полной продувки камеры сжатия G=0)
возрастает в отношении
X _' ВРаН
Все давления при наддуве, в том числе
и среднее индикаторное, повышаются в отно-
шении степени наддува Хк = ^2. Это об-
стоятельство ограничивает при неизменной
степени сжатия повышениг мощности. Даль-
нейшее увеличение Х« возможно при сниже-
нии е, не переходя, однако, нижнего предела,
обеспечивающего надёжный пуск (?т{п =
= 10-4-12). Допускают повышение максималь-
ного давления цикла до рг—1Ъ-г-85 ата.
Температуры рабочего процесса при
наддуве и без наддува примерно одинаковы.
Механический к. п. д. при газотурбинном над-
дуве повышается до y^j *= —~ -?> . v > если
считать работу трения постоянной (ч\м — меха-
нический к. п. д. двигателя без наддува).
Расход т о п л и в а при наддуве Бюхи не
отличается от нормального. При наддуве сме-
Фиг. 124
Фиг. 123.
линдр продувается воздухом высокого давле-
ния. Удельная мощность двигателя увеличи-
вается в 2—3 раза (ре — 12~s- 15 кг/см2).
ханическим приводом расход топлива выше
на 5—8%. Поэтому целесообразно отключать
наддувочный насос при понижении нагрузки.

88
КОНСТРУКТИВНОЕ ОФОРМЛЕНИЕ СТАЦИОНАРНЫХ И СУДОВЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ
[РАЗД. И
При применении наддува к построенному
двигателю необходимо проверить прочные
размеры коленчатого вала, а также системы
«движения" на новое давление рабочего про-
цесса; увеличить объём камеры сжатия до
требуемой степени сжатия; изменить моменты
распределения, а также обеспечить продувку
камеры сжатия; проверить, обеспечивает ли
топливный насос увеличенную подачу то-
плива при наддуве; снабдить двигатель над-
дувочным устройством.
Необходимую мощность насоса для
наддува можно определить, исходя из коли-
чества воздуха, потребного для сгорания и
для продувки камеры сжатия:
кг/сек,
~сек — т« 3600
где ан — коэфициент избытка воздуха для сго-
рания при наддуве, LT — теоретически необ-
ходимое для сгорания количество воздуха,
Lт = 14,33 кг/кг топлива, <ря=1,2-г- 1,3—коэфи-
циент избытка воздуха на продувку, GT -
часовой расход топлива в кг.
Мощность насоса для наддува:
я-1
где показатель политропы сжатия для насо-
сов поршневого типа я=1,6-т-1,8; центро-
бежного типа п — 1,8 -г- 2,0.
Диаметр колеса ротативного насоса
определяется из выражения
и = — м,
где и — окружная скорость колеса в м/сен;
п—число оборотов насоса в минуту; для
объёмных насосов и = 15 f- 40 м/сек, для
центробежных насосов и = 150 ~ 250 м/сек.
Мощность газовой турбины/Угя1
при газотурбинном наддуве определяется из
уравнения баланса мощности:
откуда
= Nt m =
г. тп.
л. с.
кг/сек,
где теплоперепад ha —
п-У
(
кал/кг,
Pm11 T m— давление и температура перед тур-
биной.
Диаметр к о л е с а газовой турбины
Dm определяется из уравнения расхода газа:
где идеальная скорость истечения
Коэфициент скорости <р = 0,9 -г- 0,95.
о
Удельный вес газа у = ——, кг\м%.
Угол наклона сопел а = 20 н- 25°.
Степень парциальности е = 0,75 -г- 0,85.
Отношение высоты сопла (hc) к (Dm), т. е.
^-=0,095 4-0,15.

Глава III
КОНСТРУКТИВНОЕ ОФОРМЛЕНИЕ АВТО-ТРАКТОРНЫХ
ДВИГАТЕЛЕЙ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ
АВТО-ТРАКТОРНЫЕ ДВИГАТЕЛИ
ОСНОВНЫЕ ПАРАМЕТРЫ
АВТО-ТРАКТОРНЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ
Число оборотов. Число оборотов (табл.
1—6) всех типовых авто-тракторных двигателей
непрерывно повышается. В табл. 1 приводятся
основные параметры некоторых советских
автомобильных карбюраторных двигателей.
Средняя скорость поршня. Наибольшее
значение средних скоростей поршня (табл. 2
и 5) составляет для автомобильных карбю-
раторных двигателей ~ 13 м/сек, для дизе-
лей~12,5 м/секилпя тракторных двигателей—
7 м/сек.
Степень сжатия. Для карбюраторных дви-
гателей пределы повышения степени сжатия
лимитируются в основном октановым числом
Литровая мощность. В соответствии с уве-
личением быстроходности карбюраторных дви-
гателей и повышением степени сжатия растёт
их литровая мощность.
Для дизелей из-за необходимости работать
пока ещё с повышенными значениями коэфи-
циента избытка воздуха литровая мощность
четырёхтактных двигателей не превышает
23 л. с. >л при 3000 об/мин.
Основные параметры некоторых моделей
двухтактных автомобильных двигателей Ди-
зеля указаны в табл. 3.
Литро-оборотная мощность. Непрерывно
растёт и литро-оборотная мощность как карбю-
раторных двигателей, так и двигателей Дизеля.
В табл. 4 и 5 приводятся основные пара-
метры некоторых моделей тракторных дизелей.
кг
Ъ.с
8
7
6
5
1
100%
1
S3
% 200
160
1<tQ
100%'
133%,
кг
1200
1100
900
Фиг. 1. Влияние наддува в двигателях Дизеля.
топлива. В табл. 1 даны основные параметры
некоторых моделей тракторных карбюратор-
ных двигателей.
В дизелях величина степени сжатия е опре-
деляется возможным сокращением периода
запаздывания воспламенения топлива, умень-
шением жёсткости работы двигателя и облег-
чением пуска его в ход, поэтому е находится
в зависимости от применяемых чисел оборо-
тов. С повышением быстроходности двигате-
лей степень сжатия увеличивают:
Число оборо-
тов в минуту . 1500 2000 2400 3000 3500
Степень сжа-
тия ...... 15-16 16-17,5 17-18 17,5-19 20-21
Основные параметры некоторых моделей
четырёхтактных автомобильных двигателей
Дизеля приводятся в табл. 2.
Среднее эффективное давление. Для всех
гипов авто-тракторных двигателей ре также
повышается.
В дизелях уменьшение коэфициента избыт-
ка воздуха значительно повышает среднее эф-
фективное давление.
ре 2,5 5,0 5,5 6,5
о 2,5 1,9 1,6 1,4
Большое влияние на величину рассматри»
ваемого параметра оказывают быстроход-
ность и способ образования рабочей смеси
дизеля, так как с увеличением быстроходности
резко возрастают затруднения, связанные с над-
лежащей подготовкой смеси к воспламенению.
Применение надцува в автомобильном
дизелестроении даёт повышение среднего
эффективного давления на 30—35% (фиг. 1).

90
КОНСТРУКТИВНОЕ ОФОРМЛЕНИЕ АВТО-ТРАКТОРНЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ
[РАЗД. IV
Таблица 1
Основные параметры автомобильных карбюраторных двигателей отечественного производства
Двигатели
ГАЗА .....
ГАЗ-АА ....
ГАЗМ
ГА351
ГАЗИ
ГА311-А ....
ЗИС-5 . ... .
ЗИС-16 ....
ЗИС-101
чугунные
поршни . .
ЗИС-101
алюминиевые
поршни. . .
ЗИС-101А ...
ЗИС-120 . . . .
ЗИС-110 ....
КИМ-Ю ....
«Москвич* . . .
М-20 „Победа*.
Мощ-
ность
Ne
в л. с.
4о
42
5О
7о
7б
85
73
88
9°
но
пб
9О*
Но
Зо
23
52
Число
оборо-
тов
л
32OO
збоо
з8оо
э8оо
34О0
Збоо
2300
2700
з8оо
32О0
3°оо
37OO*
35°°
4зоо
34°°
Збоо
Диа-
метр
цилин-
дра D
в мм
98.43
98.43
98.43
8а
8з
8э
Ю1,6
Ю1,б
85
85
85
Ю1,б
9°
63.5
67,5
8э
Ход
поршня
в мм
"°7.95
IO7.95
>°7.95
но
но
но
.3
.3
137
137
127
-3
и8,о
92,5
75
100
Число
цилин-
дров
t
4
4
б
б
б
б
б
8
8
8
б
8
4
4
4
Литраж
Vs
в л
3.28
3.28
3.28
3.48
348
348
5.55
5.55
5»7б
5.7б
5.55
б
1,172
i,o8
3,12
Литровая
мощность
Ne
в л. с.1л
12,3
12,8
15.3
2О,Э
31,8
24.4
13.2
15.9
*5>б5
i9. i
30,3
1б,Э
аз-3
25.50
21,4
зб,о
Литрообо-
ротная
мощность
Ne
Vs]n
в л. с.\л на
оборот
о,оо55
0,00492
0,00547
0,0072
0,00641
0,00678
0,00575
0,0057
0,0056
0,00598
0,00674
о.ооб
о.ообб
o,oo6i
0,0063
0,007а
Среднее
эффектив-
ное давле-
ние
Ре
в кг/см*
5
4.5
4.9
6,45
5.7
6,i
5,15
5.28
5.'
5.4
6,i
5.4
6,о
5.48
5.65
6,5
Степень сжатия •
4.22
4,22
4.6
6,3
6.5
6,5
4.7
5.7
4.8
5.5
5.5
6,оо
6,85
5.75
6,5
• По регулятору 80 л. с. при 2400 об/мин.
• Таблица 2
Основные параметры некоторых моделей четырёхтактных автомобильных двигателей Дизеля
Двигатели
Ne
в л. с.
п в
об/мин
в л. с.1л
в л. c-IJi
на оборот
Ре
в кг/см*
т
в м/сек
Ne
в кги.с.
s
в кг/л
Ситроен ...
Мерседес-Бенц
Перкин ....
Гаыомаг . . .
Дейц
Оберхенсли .
Гентел . . .
Бюссвнг NAG
Заурер ....
„Геркулес" . .
Заурер ....
ЗИС D-7 . . .
Камминс . . .
Додж
АЕС
АЕС
„Геркулес" . .
МАН .....
.Геркулес" . .
4°
45
45
50
5о
55
6а
7О
75
83
88
96
IOO
IOO
too

123
135
«77
35OO
3000
3500
4000
2500
2200
2000
2200
3000
2600
3000
2200
2200
3500
2000
2400
2400
2400
1800
22,6
17.8
16,5
12,8
2О,8
13.1
I4.O
9.5°
19,0
6,90
30,7
15.6
16,4
18,5
14.8
15.З
".7
12,2
15.4
0,0063
0,0050
0,ООб5
О,ОО45
0,0074
О.ОобО
О,ОО7О
О,ОО43
0,0069
О,Ооб5
0,О080
o,oo7i
0,0075
0,0071
0,0064
0,0063
0,0075
0,0073
0,0080
5.08
5,4°
4
6,60
6,60
6,3°
4.20
6,20
5.8а
7.оо
6,38
6,75
6,4°
6,7°
5.7°
6,75
6
5.3
4.8
6,о
6,8
7.о
4.5
4.8
4.°
8,3
6,о
5-1
5.3
4,6
5.о
б,з
97
8а
95
136
112
75
8i
83
86
96
15.5
16
12,5
16
15
16
Таблица 3
Основные параметры некоторых моделей двухтактных автомобильных дизелей
Двигатели
Ne
в л. с.
п в
О б/МИН
1L
В Л. С./Л
N
в л. с./л
на оборот
в кг/см?
e
в кг/л. с.
j кг!л
86
i7O
133
I7O
86.0
101
IOI
84,0
¦
15.5
15.5
15.5
15,5
16
15.5
—
17,0
ЯАЗ-204
Лиллуаз
Юнкере
Лиллуаз
CMC .
Лиллуаз
Круп п
но
5°
6о
66
75
но
9°
2000
1500
3000
2000
2000
3000
2100
2000 .
23.5
i8,5
35-°
23.5
18,5
23.5
3°>°
3°.°
аз,о
0I2O
OI28
OI2O
O12O
OlOO
OI4O
5.4O
5.5O
5.3°
5,5°
5.55
5.4°
4.57
4,57
5.5O
9.о
9.2
3.7
9
3,3
7,83
8,38

ГЛ. Ill]
АВТО-ТРАКТОРНЫЕ ДВИГАТЕЛИ
91
Таблица 4
Основные параметры тракторных дизелей отечественного производства
Дизели
М-17 (ЧТЗ) . .
КМД-46 (ЧТЗ) .
Д-35 (КД-35) . .
4Д (СТЗ НАТИ)
М-Д (АТЗ) . .
Мощ-
ность
*W
В Л. С.
75
93
37
59
59.5
Число
оборо-
тов
л
850
IOOO
1400
1350
1300
Диа-
метр
цилин-
дра D
в мм
45
'45
IOO

135
Ход
поршня
в мм
305
305
13О
»5з
153
Число
цилин-
дров
i
4
4
4
4
4
Литраж
Vs
в л
»3.5з
*3оз
4.08
6.3
7-3
Литровая
мощность
N.
Vs
В Л. С.\Л
5.55
6,85
9>°4
8,4
8,35
Лйтро-
оборотная
мощность
Ne
Vs.n
0,0065
0,0068
0,0065
0.0067
0.0064
Среднее
эффектив-
ное да-
вление
р- в кг 1см2
5.85
б,з
5.8з
6,оа
5.7
Степень
сжатия
•
»5,5
15.5
*7
i6
1б
Таблица 5
Основные параметры некоторых моделей тракторных дизелей
Двигатели
Аллис-Чалмерс . . .
Клетрак F
А
В
Катерпиллер ....
Такт-
ность
а
4
4
4
4
в л. с.
но
и4
3°.5
38
до
п
в об/мин
i6oo
1400
i53o
1400
1800
i
б
б
4
б
б
Ne
Vs
В А' С. /Л
2б,5
ю,4
",3
7,8о
".7
Ne
Vs-n
л. с.
" л. об мин
0,0013
о,оо74
О.0О74
О.0О55
о,ооб5
°е
в кг/см*
5.4O
6,7°
6,6о
5.оо
5,85
ет
в м/сек
5,8о
7, ю
5,8о
5,3°
G
Ne
в кг/л. с.
i6,7
О
Vs
в кг/л
143
При переводе бензиновых двигателей на
генераторный газ происходит падение их мощ-
ности, вызванное меньшим значением тепло-
творной способности газо-воздушной смеси
E50 кал/м*) по сравнению с теплотворной
способностью бензино - воздушной смеси
(880 кал/м3), уменьшением объёма продуктов
горения, уменьшением коэфициента наполне-
ния из-за повышения температуры смеси и
увеличения сопротивления при всасывании.
Общая потеря мощности составляет 45—55%.
Для компенсации этой потери увеличивают
степень сжатия при работе на генераторном
газе до 7—7,5, что уменьшает потерю мощ-
ности на генераторном газе до 25—35%.
Значения ре для бензинового двигателя при
переводе его на газ (см. также ЭСМ т. 11, гл. IV):
Топливо , р в %
Бензин 100
Генераторный газ 80—70 при повышенной
степени сжатия
Бутан 100
Пропан 99,5 при нормальной
степени сжатия
Метан 92,5
Нефтяной газ . , 93,5
Тактность двигателей. Применение авто-
тракторяых дизелей двухтактного типа с пря-
моточной продувкой осуществляется либо по
принципу двух противоположно движущихся
поршнеч, либо выпуском через клапаны,
например, дизель ЯАЗ-204.
Наибольшие достигнутые значения неко-
торых параметров дизелей приводятся в
табл. 6.
Таблица 6
Наибольшие достигнутые значения некоторых
параметров днзглей
Параметры
Среднее эффектив-
ное давление в кг!см*
Удельный вес в
кг/л, с
Число оборотов
Удельный расход
топлива в кг1л. с. ч .
Литровая мощность
в л, с./л
Четырёх-
тактные
7>о
4.о
4ооо
0,190
23,6
Двухтактные
ЯАЗ-204
5.4
3.8
2ООО
O.2O5
33,5
Юнкере
5.5
3.7
Зооо
о. 195
Зо.о
Крупп
5.5
3.8
2ООО
О,2Ю
23,О
Основными затруднениями в осуществлении
двухтактного быстроходного дизеля являются
невозможность достигнуть хорошей очистки и
наполнения цилиндра при больших скоростях,

92
КОНСТРУКТИВНОЕ ОФОРМЛЕНИЕ АВТО-ТРАКТОРНЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ
|РАЗД. IV;
значительный расход мощности на привод
продувочного агрегата и, наконец, сложность
самого двигателя.
Расход мощности на продувку (в
мощности двигателя) дан на фиг. 2
Н
7о от
•
с
А
У\
Г
/
И
/
И
J S
/
А
I:
I:
1,0 1,1 1,2 1,3 1fi 1,5 кг/см*
Давлена? продувочного воздуха
Фиг. 2. Расход мощности на продувку
двухтактных двигателей Дизеля (в °/0 от
мощности двигателя): 1 — двусторонняя
продувка, Р = 1,7; 2 — односторонняя про-
дувка 8=1,4; 3—прямоточная продувка,
В = 1,25.
О #5 1.0 1? 2,0 VRn
Фиг. 3. Влияние объёма цилиндра
на литровую мощность.
V
\
--—
показано на фиг. 3, а на вес отдельных деталей
двигателя — на фиг. 4.
Удельный вес двигателя. Повышение
быстроходности и степени использования
рабочего объёма позволило
уменьшить удельные веса всех
типов двигателей (фиг. 5).
Литровый вес двигателя.
Те же причины вызвали и
уменьшение литрового веса дви-
гателей, значения которого
даны в табл. 2 и 3.
О 0,5 1,0 1,5 2.V Vs n
Фиг. 4. Влияние объёма
цилиндра на вес деталей
двигателя.
\
\
\
\
V
\
3'
2
\
\
ч
\
\
'1932 34 36 38 40 42 * «¦ год
Фиг. 6. Эволюция удельных весов дви-
гателей: / — автомобильные карбюратор-
ные двигатели; 2 — автомобильные дизе-
ли; 3 — тракторные дизели.
Число цилиндров. Влияние объёма одного
цилиндра на возможную литровую мощность
Таблица 7
Эволюция основных типов автомобильных
двигателей Горьковского и Московского заводов
Модель дви-
гателя
ГАЗ-АА . .
ГАЗ М-1 . .
ГАЗ-11 . . .
ГАЗ М-20 . .
ЗИС-5 . . .
ЗИС-16 . . .
ЗИС-120 . .
о я
о
В* X
О Я
ю ч
а я
3.28
3.28
3.48
2,2
5.55
5.55
5.55
тия
я
и
А
X
а>
С
0J
н
и
4.3
4.6
5.6
4.6
5.7
6,о
m
о
о.
X
S
S
я
о
ч
и
S
4
4
б
б
б
б
09
o.ais
° ч s
О н ^ ^*
О ^"я °
s z я о
Toss
22OO
28ОО
34OO
3600
2300
2б00
2700
№ Ц
1 и
Л
Ч А
3 ^*
si
5 °
4о
5°
7б
5О
г
до
Двигатель
установлен
на автомо -
биле
ГАЗ-А и
ГАЗ-АА
Ml и
ГАЗ-ММ
ГАЗ-51
„Победа"
ЗИС-5 и2Г-6
ЗИС-150
В табл. 7 представлена эволюция основных
типов автомобильных двигателей Горьковского
и Московского автомобильных заводов с на-
чала автостроения в СССР (выпуск автомо-
биля ГАЗ) до 1946 г. Из таблицы видно, как
путём увеличения степени сжатия и числа
оборотов при том же рабочем объёме цилин-
дров и конструктивном выполнении повы-
шается мощность двигателя.
КОНСТРУКЦИЯ АВТО-ТРАКТОРНЫХ
ДВИГАТЕЛЕЙ
Карбюраторные двигатели
Автомобильные двигатели. Двига-
тель ГАЗ-АА (фиг. 6) — четырёхцилиндро-
вый, мощностью 40 л. с. при 2200 об/мин, уста-
навливается на 1,5-тонном автомобиле ГАЗ-АА.
Блок цилиндров отлит, за одно целое с верхней

Фиг. 7. Двигатель М-1.

ГЛ. HI]
АВТО-ТРАКТОРНЫЕ ДВИГАТЕЛИ
95
половиной картера. Головка блока съёмная.
Поршни из алюминиевого сплава с разрезной
юбкой. В верхней части поршня три чугунных
кольца (два компрессионных и одно масло-
съёмное). Поршневой палец — плавающий, со
стопорным кольцом в верхней головке шатуна.
Шатуны двутаврового сечения.
Коленчатый вал трёхопорный, с коленами,
расположенными в одной плоскости. PacпoлoJ
жение клапанов нижнее, одностроннее, с правой
стороны двигателя.
Система смазки двигателя комбинированная.
Из нижней части картера масло шестерёнча-
тым насосом подаётся через сетчатый фильтр
в клапанную коробку двигателя, откуда посту-
пает самотёком в коренные подшипники
коленчатого вала и в крайние подшипники
распределительного валика.
Охлаждение двигателя термосифонное, уси-
ленное центробежным насосом (нагнетающая
трёхлопастная крыльчатка расположена в
верхней части головки блока, укреплена на
оси, составляющей одно целое с осью венти-
лятора). Характеристика двигателя ГАЗ-АА
дана на фиг. 8, а.
смазываются коренные подшипники и подшип-
ники распределительного валика.
Подача бензина из бака в карбюратор М-1
производится диафрагменньш бензонасосом
через отстойник и фильтр. Воздухоочиститель
масляного типа.
Система охлаждения усилена за счёт уве-
личения размера водяного насоса и увеличе-
ния поверхности охлаждения радиатора.
Система зажигания имеет автоматическую
регулировку опережения центробежным регу-
лятором. Характеристика двигателя М-1 дана
на фиг. 8, б.
Двигатель ГАЗ-11 (фиг. 9) — шестици-
линдровый, мощностью 76 л. с. при 3400 об/мин»
устанавливается на грузовом 2—2,5-тонном
автомобиле ГАЗ-51.
Поршни отлиты из алюминиевого сплав»
с меньшим (по сравнению с М-1) содержа-
нием меди и повышенным содержанием крем-
ния для уменьшения теплового расширения.
Поверхность поршней оксидирована.
Подшипники коленчатого вала с тонкостен-
ными биметаллическими вкладышами (сталь-
ная лента с баббитовой заливкой). Толщина
*2
38
ЗЬ
30
2*
22
Ш
>*р
1цр
кгм
16
Щ
12
10
Ш Ю00 №0 1800 2200 2600 Поб/мин
50
+2
38
30
26
22
18
I
k^
1
1
I
L
У
м
f
350
300
250
600 1000 ftOO /800 2200 2600 3000 П об/мин
Фиг. 8. Внешние характеристики двигателей: а — ГАЗ-АА; 6 — М-1.
Двигатель М-1 (фиг. 7) — четырёхцилин-
дровый, мощностью 50 л. с. при 2800 об/мин,
устанавливается на легковом автомобиле М-1.
Двигатель представляет собой конструктивное
развитие двигателя ГАЗ-АА. Основные раз-
меры те же; степень сжатия повышена с 4,2
до 4,6. Увеличен подъём клапанов на 0,8 мм,
увеличены фазы газораспределения, проход-
ные сечения карбюратора и выпускного тру-
бопровода. Коленчатый вал снабжён противо-
весами.
Система смазки двигателя усовершенство-
вана: от масляного насоса под давлением
слоя баббита шатунных вкладышей 0,65 мм*
коренных—0,85 мм.
На двигателе установлен карбюратор К-23
с падающим потоков рабочей смеси.
Изменение опережения зажигания автома-
тическое — центробежным регулятором и
вакуумным автоматом. Свечи 14-мм.
. Система смазки двигателя комбинирован-
ная: подшипники коленчатого и распредели-
тельного валов и распределительные шестерни
смазываются под давлением, остальные де-
тали — разбрызгиванием масла, выдавливае-
мого из шатунных подшипников, и через

96
КОНСТРУКТИВНОЕ ОФОРМЛЕНИЕ АВТО-ТРАКТОРНЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ
[РАЗД. IV
отверстия в нижних головках шатунов. Масло
из картера отсасывается масляным насосом
из верхних слоев при помощи плавающего
маслоприёмника. Фильтрующей средой масля-
ного фильтра являются витки бугорчатой
латунной ленты, за счёт бугорков которой
образуются щели шириной 0,06 мм.
Система охлаждения двигателя принуди-
тельная.
Двигатель ЗИС-5 шестицилиндровый,
мощностью 73 л. с. при 2300 об/мин, устана-
вливается на 3-тонном автомобиле ЗИС-5.
Двигатель ЗИС-5М (фиг. 10) форсирован
до 77 л. с. при 2400—2500 об/мин. Форсировка
достигнута за счёт повышения степени сжа-
тия с 4,6 до 5,3, улучшения формы всасывающих
каналов и подбора специальной регулировки
карбюратора МКЗ-6. Двигатель ЗИС-5М имеет
новую головку блока. Кроме того, \8-мм свечи
М 20/20 заменены на более „холодные" 18-мм
свечи М 12/15.
В основу конструкции двигателей со-
ветских автомобилей ЗИС-110, ЗИС-120,
ГАЗ-51 и М-20 положены новейшие достиже-
ния автомобильной техники с учётом специфи-
ческих особенностей производства и эксплоата-
ции автомобилей в СССР [38].
С целью повышения надёжности и увели-
чения износоустойчивости все двигатели
снабжены двойной системой фильтрации масла,
принудительной вентиляцией картера; колен-
чатые валы снабжены противовесами и терми-
чески обработаны; повышена жёсткость верх-
них картеров; улучшена система карбюрации.
В систему охлаждения введены термостаты
и т. д. На двигателях ГАЗ введены гильзы.
Поршневые пальцы двигателей ЗИС смазы-
ваются под давлением.
С целью повышения экономичности повы-
шена степень сжатия, улучшена система газо-
распределения и подогрева смеси.
С целью упрощения ремонта и обслужи-
вания введены тонкостенные взаимозаменяе-
мые вкладыши коренных и шатунных подшип-
ников, установлены самоуплотняющиеся саль-
ники водяных насосов, введены сменные филь-
трующие элементы в фильтрах тонкой очистки
и т. д.
Для упрощения управления двигателем
улучшены пусковые устройства, введены
вакуумкорректоры.
Основные данные двигателей советских
автомобилей приведены в табл. 1.
Двигатель ЗИС-110 (фиг. 11 —12) вось-
мицилиндровый, четырёхтактный, карбюра-
торный, бензиновый с батарейным зажига-
нием.
Внешняя характеристика двигателя пред-
ставлена на фиг. 13. Порядок работы цилин-
дров 1—6—2—5—8—3—7-4. Цилиндры чугун-
ные, отлиты заодно с верхней частью картера,
расположены вертикально в ряд. Нижний кар-
тер штампованный из листовой стали. Головка
. цилиндров съёмная, общая для всех цилиндров,
чугунная. Поршни алюминиевые, с двумя
уплотнительными и одним маслосъёмным коль-
цами. Поршневые пальцы плавающего типа.
Шатуны двутаврового сечения, стальные,
имеют сверление для смазки поршневого
пальца. Вкладыши шатунных подшипников
тонкостенные, стальные, с баббитовой залив-
кой, взаимозаменяемые.
Коренных подшипников девять. Вкладыши
коренных подшипников тонкостенные, сталь-
ные, с баббитовой заливкой.
Коленчатый вал стальной, термически обра-
ботанный, динамически сбалансированный,
снабжён демпфером для гашения крутильных
колебаний.
Маховик отлит из чугуна, снабжён зубча-
тым венцом для пуска от стартера.
Клапаны нижние, односторонние, приво-
дятся в действие от распределительного вала
толкателями. Толкатели гидравлические, само-
регулирующиеся, без зазора.
Привод распределительного вала осуще-
ствляется бесшумной цепью. Распределитель-
ный вал лежит в восьми подшипниках в верх-
ней части картера.
Система смазки двигателя смешанная: под
давлением и разбрызгиванием. Масляный на-
сос шестерёнчатый наружный, с клапаном,
ограничивающим давление масла.
Масляный фильтр грубой очистки пластин-
чатого типа. Масляный фильтр тонкой частич-
ной очистки со сменным фильтрующим эле-
ментом. Указатель уровня масла — стержень
с меткой и надписью .Полно". Указатель
давления масла — манометр шунтового типа
с датчиком.
Охлаждение двигателя водяное, принуди-
тельное, с центробежным насосом и термо-
статом сильфонного типа. Вентилятор смонти-
рован на валике водяного насоса, приводится
во вращение трапециевидным ремнём.
Карбюратор типа МКЗ-ЛЗ с падающим
потоком. Воздухоочиститель масляного типа
с глушителем шума всасывания. Топливный
насос диафрагменного типа.
Зажигание батарейное от шестивольтовой
аккумуляторной батареи. Распределитель имеет
автоматическую регулировку момента зажи-
гания центробежным и вакуумным регулято-
рами.
Запальные свечи имеют специальную резьбу
10X1 мм.
Генератор постоянного тока, шунтовой,
снабжён реле обратного тока, регулятором
напряжения и ограничителем тока. Приводится
в действие от ремня вентилятора.
Стартер с принудительным электромагнит-
ным включением.
Сцепление однодисковое, сухое, полу-
центробежного типа.
Подвеска двигателя в трёх точках с двумя
резиновыми стабилизаторами.
Двигатель ЗИС-120 (фиг. 14—15)
шестицилиндровый, четырёхтактный, карбю-
раторный, бензиновый, с батарейным зажи-
ганием. Порядок работы цилиндров 1—5—3—
6—2-4.
Чугунные цилиндры отлиты заодно с верх-
ней частью картера, расположены вертикально
в ряд. Нижний картер штампованный из листо-
вой стали. Чугунная головка цилиндров съём-
ная, общая для всех цилиндров. Поршни алю-
миниевые с тремя уплотнительными и одним
маслосъёмным кольцами. Поршневые пальцы
плавающего типа. Шатуны двутаврового
сечения, стальные, имеют сверление для
смазки поршневого пальца. Вкладыши шатун-
ных подшипников тонкостенные, стальные,
с баббитовой заливкой, взаимозаменяе-
мые.

Том Ю. ГЛ. 3 2006
Фиг. 9. Двигатель ГАЗ-П.

Фиг. 10. Двигатель ЗИС5-М.

Фиг. П. Двигатель ЗИС-110 (продольныйразрез).

98
КОНСТРУКТИВНОЕ ОФОРМЛЕНИЕ АВТО-ТРАКТОРНЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ
[РАЗД. IV
Коренных подшипников семь. Вкладыши
коренных подшипников тонкостенные, сталь-
ные, с баббитовой заливкой.
Коленчатый вал стальной, термически
обработанный, шейки подвергнуты поверхно-
стной закалке с нагревом в высокочастотном
руемые. Зазоры между толкателями и кла-
панами 0,20—0,25 мм для всех клапанов, регу-
лируются и устанавливаются на прогретом
двигателе. Распределительный вал приводится
парой шестерён с винтовым зубом; лежит в че-
тырёх подшипниках в верхней части картера.
I
Фиг. 12. Двигатель ЗИС-110 (поперечный разрез).
магнитном поле, динамически сбалансирован,
имеет противовесы. Маховик отлит из чугуна,
снабжён зубчатым венцом для пуска от стар-
тера.
Клапаны нижние, односторонние, приво-
дятся в действие от распределительного вала
толкателями. Толкатели тарельчатые, регулн-
Система смазки двигателя смешанная: под
давлением и разбрызгиванием. Масляный на-
сос шестерёнчатый, расположен в нижней части
масляного картера. Масляный фильтр комби-
нированный: пластинчатый—1000/0-ной очистки
и со сменными фильтрующими элементами —
частичной (параллельной) очистки. Указатель

гл. Ill]
АВТО-ТРАКТОРНЫЕ ДВИГАТЕЛИ
99
уровня масла — стержень с двумя метками.
Номинальный объём масла в двигателе 8 л
(уровень по верхнюю метку стержня). Указа-
тель давления масла— манометр.
Охлаждение двигателя водяное, принуди-
тельное, с центробежным насосом. Вентилятор
смонтирован на валике водяного насоса, при-
водится во вращение трапециевидным ремнём.
Карбюратор типа МКЗ-14 с экономайзером,
ускорительным насосом и ограничителем числа
N.
пс
140
130
120
110
100
90
во
70
60
50
/
/
/
—-' —
/
—
2"
/-,
/
,3
-у
/
/
S
/
/
s
У
/
М
кг м
36
3?
28
24/
Че
эдсч
340
320
300
280
260
1000 1500 2000 2500 3000 150О°6/мин
Фиг. 13. Внешняя характеристика двигателя ЗИС-110:
/ — эффективная мощность Ng л. с.; 2 — крутящий
момент М кгм; 3 — удельный расход топлива g
• г!э. л. с. ч.
оборотов. Воздухоочиститель масляного типа.
Топливный насос диафрагменного типа.
Зажигание батарейное от аккумуляторной
батареи 12 в. Распределитель имеет автомати-
ческую регулировку момента зажигания цен-
тробежным и вакуумным регуляторами. За-
пальные свечи имеют специальную резьбу
14 X 1.25 мм.
Генератор постоянного тока с регулятором
напряжения. Стартер с принудительным элек-
тромагнитным включением. Сцепление двух-
дисковое, сухое.
Подвеска двигателя в трёх точках; сухой
вес двигателя со сцеплением и коробкой пере-
дач 555 кг, без сцепления и коробки пере-
дач 420 кг.
Двигатель ГАЗ-51 (фиг. 16—17) шести-
цилиндровый, четырёхтактный, карбюраторный,
бензиновый, с батарейным зажиганием. Внеш-
няя и регуляторная характеристики двигателя
представлены на фиг. 18. Цилиндры отлиты
заодно с верхней частью картера, снабжены
в верхней части короткими гильзами из кисло-
тоупорного чугуна. Нижний картер штампо-
ванный из листовой стали, с резервуаром в
задней части. Головка цилиндров съёмная, алю-
миниевая, общая для всех цилиндров.
Поршни алюминиевые, лужёные, шлифо-
ванные по копиру.
Коленчатый вал стальной, шейки подвер-
гнуты поверхностной закалке.
Коренных подшипников четыре. Вкладыши
коренных подшипников тонкостенные, с баб-
битовой заливкой. Распределительный вал
чугунный литой или стальной кованый. Кла-
паны нижние односторонние. Толкатели
тарельчатые, регулирующиеся. При холодном
двигателе зазор между клапанами и толкате-
лем 0,28 мм для впускных и 0,30 мм для вы-
пускных клапанов.
Система смазки двигателя смешанная: под
давлением и разбрызгиванием. Емкость си-
стемы 7,2 л (приблизительно). Маслоприёмник
плавающий. Масляных фильтров два: 100%-ной
грубой очистки — пластинчатый (очистка
фильтра производится рукояткой, выведенной
наружу), тонкой очистки — со сменным филь-
трующим элементом. Очистка частичная.
Вентиляция картера принудительная. Под-
веска двигателя эластичная в четыоёх точках
на круглых резиновых подушках. Бензиновый
насос диафрагменного типа с верхним отстой-
ником и с дополнительным ручным приводом.
Карбюратор вертикальный, балансированный,
с обратным потоком и с переменным сече-
нием диффузора. В карбюратор встроен огра-
ничитель числа оборотов. Карбюратор обору-
дован ускорительным насосом и экономайзером.
Воздушный фильтр сетчатый, с масляным
резервуаром. Водяной насос центробежного
типа. Термостат установлен в патрубке головки
блока. Подогрев воды для облегчения запу-
ска в холодное время осуществляется спе-
циальной бензиновой лампой.
Вентилятор четырёхлопастной. Привод
двумя трапециевидными ремнями от коленча-
того вала.
Двигатель М-20 (фиг, 19—20) четырёх-
цилиндровый, четырёхтактный, карбюратор-
ный, бензиновый, с батарейным зажиганием.
Порядок работы цилиндров 1—2—4—3.
Цилиндры выполнены в одном блоке, снаб-
жены гильзами из кислотоупорного чугуна.
Головка цилиндров алюминиевая. Поршни
алюминиевые, лужёные, шлифованные по ко-
пиру. Поршневых колец четыре: два уплотни-
тельных и два маслосъёмных. Верхнее уплот-
нительное кольцо хромированное, остальные
лужёные.
Коленчатый вал стальной, кованый. Шейки
подвергнуты поверхностной закалке. Число
опор четыре.
Распределительный вал чугунный литой
или стальной кованый. Число опор четыре.
Коренные и шатунные подшипники снабжены
тонкостенными стальными вкладышами, зали-
тыми баббитом. Подшипники распределитель-
ного вала снабжены тонкостенными стальными
залитыми баббитом втулками.
Клапаны нижние односторонние. Толкатели
тарельчатые, регулирующиеся. При холодном
двигателе зазор между клапаном и толкателем
0,28 мм для впускных и 0,30 мм для выпуск-
ных клапанов.
Система смазки смешанная. Подшипники
коренные, шатунные и распределительного
вала и толкатели смазываются под давлением,
остальные рабочие поверхности — разбрызги-
ванием.
Двигатель снабжён плавающим масло-
приёмником и двойной фильтрацией масла.

Фиг. 14. Двигатель ЗИС-120 (продольный разрез).

ГЛ. IJIJ
АВТО-ТРАКТОРНЫЕ ДВИГАТЕЛИ
101
Масляный фильтр грубой очистки пластинча-
того типа включён в систему последовательно;
масляный фильтр тонкой очистки со сменным
фильтрующим элементом включён в систему
параллельно магистрали.
Система охлаждения водяная, с принуди-
тельной циркуляцией воды, осуществляемой
с баббитовой заяивкой). Поршни отлиты из
алюминиевого сплава. В верхней части поршня
четыре кольца (три уплотннтельных и одно
маслосъёмное).
Газораспределение с нижним боковым рас-
положением клапанов. Распределительный
валик установлен в четырёх подшипниках,
Фиг. 15. Двигатель ЗИС-120 (поперечный разрез).
центробежным насосом. Водяная рубашка на
всей длине цилиндров. Двигатель снабжён тер-
мостатом с перепуском. Вентилятор четырёх-
лопастной, штампованный, приводится трапе-
циевидным ремнём.
Карбюратор вертикальный, балансирован-
ный с диффузором, переменного сечения, имеет
ускорительный насос и экономайзер. Бензи-
новый насос диафрагменный с верхним отстой-
ником и дополнительным ручным приводом.
Воздухоочиститель сетчатый с масляным
резервуаром и глушителем шума всасывания.
Зажигание батарейное. Напряжение в пер-
вичной цепи 12 в. Запальные свечи )8-мм М12/10.
Из зарубежных автомобильных двигателей
заслуживают внимание следующие:
Двигатель Студе бе к ер (.Геркулес")
шестицилиндровый, мощностью 95 л. с. при
2500 об/мин, устанавливается на 2,5-тонном
армейском автомобиле Студебекер. Коленча-
тый вал семиопорный, без противовесов. Вкла-
дыши коренных и шатунных подшипников
тонкостенные биметаллические (стальная лента
Система смазки двигателя комбинированная.
В систему охлаждения включён термостат.
Двигатель снабжён карбюратором Картер,
модель 429-S с падающим потоком рабочей
смеси.
Двигатель Виллис (фиг. 2!) четы-
рёхцилиндровый, мощностью 60 л. с. при
3600 об/мин, устанавливается на легковом
армейском автомобиле Виллис MB.
Коленчатый вал трёхопорный, с противо-
весами. Подшипники коленчатого вала с тон-
костенными биметаллическими вкладышами.
Поршни отлиты из алюминиевого сплава и
имеют юбку овальной формы. В верхней части
поршня три кольца (два уплотнительных и
одно маслосъёмное). Газораспределение с ниж-
ним боковым расположением клапанов.
Распределительный валик установлен в че-
тырёх подшипниках, приводится от коленча-
того вала парой шестерён с бесшумной цеп-
ной передачей. Система смазки двигателя ком-
бинированная. В систему охлаждения включён
термостат.

Фиг. 16. Двигатель ГАЗ- 51 (продольный разрез).

ГЛ. III]
АВТО-ТРАКТОРНЫЕ ДВИГАТЕЛИ
103
Двигатель снабжён двухдиффузорным кар-
бюратором Картер модели WO-539S с падаю-
щим потоком рабочей смеси.
Тракторные двигатели. Двигатель
СТЗ 15/30 (ХТЗ 15/30) (фиг. 22) четырёхци-
линдровый, мощностью 30 л. с. при 1100 об/мин,
устанавливался на колёсных тракторах Ста-
линградского и Харьковского трак-
торных заводов.
Коленчатый вал двухопорный на
шариковых подшипниках. Шатунные
Газовые двигатели
При переводе карбюраторных двигателей с
жидкого топлива на газообразное наиболее рас-
пространённым методом борьбы с понижением
мощности является повышение термического
к. п. д. путём увеличения степени сжатия.
Фиг. 17. Двигатель ГАЗ-51 (поперечный разрез).
подшипники цмеют бронзовые вкладыши, за-
литые баббитом. Поршни чугунные, с четырьмя
кольцами в верхней части (три уплотнитель-
ныхи одно маслосъёмное). Поршневые пальцы
плавающие. Карбюратор типа Энсайн RW для
керосина, с впрыском воды в цилиндры.
Двигатель СТЗ-НАТИ (фиг. 23)
четырёхцилиндровый, мощностью 50 л. с. при
1550 об/мин, устанавливается на гусеничном
тракторе СТЗ-НАТИ.
В отличие от двигателя СХТЗ имеет пять
коренных подшипников, снабжённых стальными
вкладышами, залитыми баббитом.
При переводе дизелей на газообразное то-
пливо приходится итти по пути снижения сте-
пени сжатия и увеличения объёма цилиндров.
Основные параметры некоторых моделей газо-
вых двигателей даны в табл. 8.
Газовый двигатель автомо-
биля ГАЗ-42. Повышение степени сжатия
достигается постановкой головки блока с
уменьшенными камерами сжатия.
Для увеличения коэфициента наполнения дви-
гателя всасывающий коллектор газового дви-
гателя разъединён от выпускного, чем устра-
няется вредный подогрев газо-воздушной смеси.

104
КОНСТРУКТИВНОЕ ОФОРМЛЕНИЕ АВТО-ТРАКТОРНЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ
ЬРАЗД. IV
Проходные сечения всасывающего коллектора
увеличены, и последний снабжён внутри про-
дольной перегородкой в виде лотка (фиг. 24),
в котором конденсируется бензин при запуске
холодного двигателя. Постановка лотка не
позволяет бензину стекать через смеситель в
резиновый шланг, и тем самым устраняется
возможность порчи шланга.
Для запуска двигателя н внутригаражного
маневрирования устанавливается карбюратор
С-2.
We
ас
\
70
66
62
58
5*
50
18]-
Ю.
?6
ЮОО то 1800 2200 ?600 3000 ЗШ об/мин
Фиг. 18. Внешняя и регуляторная характеристики двига-
теля ГАЗ-51: / — эффективная мощность N л. с.;
2 — крутящий момент М кгм; 3 — удельный расход то-
плива ggi/9. Л. С. Ч.
Для образования рабочей смеси служит сме-
ситель (фиг. 25). Верхний патрубок смесителя
гибким шлангом соединён с воздухоочистите-
лем. Регулировка количества воздуха осуще-
Таблица 8
Основные параметры некоторых моделей газовых
двигателей
—
/
/
L
/
L-j—,
/
—
/
и——
1
\.
3
Ml!
/
2
¦
/
1 .
У
/1
\
\
1
\
т. —
¦ —
М
kin
22
20
18
16
/4
Яе
г
элс.ч
350
300
250
?00
Двигатель
ГАЗ-42.
ЗИС-21 .
ХТЗ-
НАТИ-Т2Г
МГ-17 .
«t
в •
а?
30
45
п в об/мин
2400
24OO
1350
870
1
аз
м
3.99
3,ОЗ
Разрежение
во всасываю-
щем коллек-
торе в мм
рт. ст.
ГЗР
95°
Ко^фициент
наполнения т]
о,бз
о,5
Степень ежа-
тия s
6.5
7.°
8.5*
8,о
Удельный рас-
ход чурок
в л г 1л. с. ч.
о, 8— i.o
о,8—i.o
о.9
* При пуске бензином — 4,5.
ствляется заслонкой, которая управляется ры-
чажком, находящимся на рулевой колонке с
правой стороны.
Газовый двигатель автомо-
биля ЗИС-21. При переоборудовании бен-
зинового двигателя ЗИС-5 в газовый на иём
устанавливается головка блока с уменьшен-
ными камерами сжатия.
Всасывающий и выпускной коллекторы от-
литы отдельно.
Проходные сечения всасывающего коллек-
тора увеличиваются с размера 36\5 X 36,5 мм$
у бензинового двигателя до 42 X 42 мм* у
газового. Диаметр входного отверстия всасы-
вающего коллектора также увеличивается с
41 до 46 мм. На всасывающем коллекторе
делается прилив для установки пускового кар-
бюратора типа Солекс С-2.
Газовый двигатель Т2Г трактора
ХТЗ-НАТИ-Т2Г строится на базе двигателя
СТЗ-НАТИ.
Карбюратор пусковой ГАЗ-Зенит. Система
зажигания от магнето типа БС-4 или СС-У.
Для компенсации потери мощности при
переводе керосинового двигателя на газ и
облегчения его запуска в конструкцию двига-
теля введены следующие изменения.
Головка блока цилиндров заменяется но-
вой с уменьшенными камерами сжатия (фиг.2E).
Основная камера сжатия 3 при запуске двига-
теля на бензине соединяется с дополнительной
камерой 2, при этом степень сжатия умень-
шается до 4,5. Соединение камер произво-
дится открытием декомпрессионного клапана /.
Газовый двигатель. МГ-17, поста-
вленный на трактор ЧТЗ СГ-65, построен на
базе дизеля М-17, у которого степень сжатия
понижена до 8. Система зажигания — от двух
магнето типа БС-4, по две свечи на каждый
цилиндр.
Литраж двигателя увеличен с 13,52 до 15,6 л
путём увеличения диаметра цилиндров со 145
до 155 мм. В соответствии с этим в блоке уве-
личен диаметр расточки под гильзы (фиг. 27).
Размеры всасывающих и выпускных кана-
лов в головке увеличены.
Запуск двигателя МГ-17 производится с по-
мощью специального пускового бензинового
двигателя В-20 мощностью 18 а. с. при
220 об/мин.
Двигатели низкого сжатия, работающие
на тяжёлом топливе
Двигатель Гессельмана. Топливо
(газойль или соляровое масло) впрыски-
вается в начале хода сжатия или в конце
всасывания. Воспламенение топлива осуще-
ствляется посредством запальной свечи. Дви-
гатели этого типа строятся различных моделей
с разными мощностями — от 25 до 170 л. с.
Основные параметры двигателей Вокеш-
Гессельмана приведены в табл. 9.
На фиг. 28 показана камера сгорания дви-
гателя Вокеш-Гессельмана с поршневым во-
ротником, двигатель при я — 3000 об/мин даёг
среднее эффективное давление рв == 7 кг/см*.
Удельный расход топлива 230—26Э г\л. с. ч.
Двигатели Ares, Stewit, Edgar Brandt по-
строены по принципу Гессельмана. Основные
параметры двигателей Ares « Stewit даны в
табл. 10.
Двигатель с головкой (фиг. 29, a) Ares имеет
двойное зажигание. В период всасывания и сжа-
тия благодаря кольцу /.снабжённому лопастями
и зажатому между блоком и головкой, имеет
место сильное завихрение воздуха, обеспечи-

Том 10, гл. 3 2006
Фиг. 19. Двигатель М-20 (продольный разрез).

Том 1о, гл. 3 2006 Фиг. 31. Дизель Лиллуаз (поперечный разрез).

i
-130 и

ГЛ. Ш]
АВТО-ТРАКТОРНЫЕ ДВИГАТЕЛИ
105
лающее хорошее перемешивание его с топли-
вом, впрыскиваемым форсункой 2. Вместе с
тем кольцо 7, сильно нагреваясь, является
тепловым катализатором, способствующим луч-
шему сгоранию.
В двухтактном двигателе с головкой Stewit
(фиг. 29, б) между головкой и блоком зажато
кольцо 1. Воздух и впрыснутое топливо во
время сжатия с большой скоростью и завих-
рениями поступают в камеру 2, где и воспла-
клапана топливо попадает иа решётку тепло-
вого аккумулятора 5. Под воздействием на-
гретой решётки топливо испаряется, а воздух,
во время сжатия устремляющийся в камеру 4,
перемешивается с парами топлива, образуя
рабочую смесь. Рабочая смесь, проникая череэ
решётку к свече, воспламеняется, чем и осу-
ществляется рабочий ход двигателя.
Для осуществления впрыска топлива в дви-
гателях низкого сжатия применяются специаль-
ные форсунки. Форсунка открытого типа дви-
гателя Вокеш-Гессельмана (фиг. 30) имеет два
, отверстия, направляющие струи то-
vl плнва навстречу воздушному потоку к
Фиг. 20. Двигатель М-20 (продольный разрез).
меняются. Выступ 3, нагреваясь во время ра-
боты двигателя, служит катализатором.
Запуск и работа двигателя с головкой
Edgar Brandt (фиг. 29, в) на малых нагруз-
пах осуществляются на бензине, но при уве-
личении нагрузки двигатель автоматически
переключается на тяжёлое топливо. Принцип
работы этого двигателя следующий.
Клапан 2 под воздействием рычага / от-
крывается, и топливо по каналу 3 поступает
в камеру 4. Благодаря отражателю на тарелке
параллельно ему. Вращательное движение
топлива обеспечивает лучшее его перемешн-
вание с воздухом.
Дизели
Двигатель Лиллуаз (фиг. 31 и 32}
двухтактный, однорядный, трёхцилиндровы и,
со струйным распиливанием топлива, мощно-
стью 75 л. с. при п = 1500 об/мин. Литраж 2,7 л„
D = 85 мм, S = 96 мм, рв = 5,55 кг/см2,
г = 15,5.

Фиг. 21. Двигатель Виллис.

¦иг. 2?. Двигатель СТЗ 15/30.

¦иг. ??. Двигатель СТЗ 15/30.

Фиг. 23. Двигатель СТЗ-НАТИ.

ГЛ. III]
АВТО-ТРАКТОРНЫЕ ДВИГАТЕЛИ
109
Продувка через окна. Габаритные размеры:
высота 1093 мм, ширина 535 мм, длина
1304 мм. Коленчатый вал четырёхопорный, с
противовесами, изготовлен из стали 3245. Верх-
няя головка шатуна имеет игольчатый под-
шипник. Поршень имеет семь колец, из них
стью 75 л. с. при 850 об/мин, устанавливается
на тракторах ЧТЗ С-65, а также на различных
машинах, применяемых для механизации строи-
тельных работ. Литраж 13,52 л, D = 145 мм,
5=205 мм,~=г = 1,42.Степень сжатия е = 15,6.
Таблица $
Основные параметры двигателей низкого сжатия, работающих на тяжёлом топливе
Модель двигателя
Вокеш Гесселыиав .
в л. с.
IOO
•37
X
К
хо
о
К со
28OO
зооо
2ООО
i
б
б
б
В Л. С.\Л
18,4
>3
Ne
в л. с/л
на оборот
о,ообб
0,0065
0,0065
в кг/см3
5.9
5.9
5.5
.I
IO
7,6
99,6
92,5
i
5
5
Примечание. Для работы в стационарных условиях мощность понижается на 20—30% и число оборотов
ка 10%.
три маслосъёмных. Поршневой палец заще-
млён болтом в бобышке поршня. Топливный
насос индивидуальный на каждый цилиндр.
Охлаждение водяное. Смазка коренных под-
шипников коленчатого вала под давлением.
Общий вес 715 кг.
Автомобильный двигатель ЯАЗ-204
(фиг. 33 и 34) двухтактный, с прямоточной
продувкой воздуха, непосредственным впры-
ском топлива и водяным охлаждением, мощно-
стью ПО л. с. при п = 2000 об/мин, устанавли-
вается на шасси 5-тонных грузовиков ЯАЗ-200.
Двигатель имеет четыре цилиндра, степень ежа*
тия е = 16, диаметр цилиндра D — 108 мм, ход
поршня 5 = 127 мм. В трёхцилиндровом выпол-
нении этот двигатель устанавливается на авто-
мобили У-ЗИС-253.
Для запуска в холодных условиях приме-
няется факельная форсунка с запальной све-
чой в воздушном ресивере.
Сухой вес (с топливным насосом и пусковым
двигателем, но без радиатора) 2000 кг. Габа-
ритные размеры: высота 1720 мм, ширина
998 мм, длина 1974 мм.
Таблица 10
Основные параметры двигателей
Ares и Stewlt
Двигатель
Ares . .
Stewit .
Диаметр
цилиндра
D в мм
»«5
94
Ход порш-
ня 5 в мм
2ОО
110
Степень
сжатия в
6,2
5.6
Число
оборот, л
45°
2ООО
Удельный
расход
топлива
в г/л. с. ч.
2ОО—22O
22Э
8"
а»
О щ
Удельный расход топлива 0,205—0,215
кг\л. с. н. Пуск от бензинового двигателя
{Ne = 20 л. с. при п = 2200 об/мин).
Фиг. 24. Всасывающий коллектор двигателя ГАЗ-42.
В качестве продувочного насоса приме-
няется ротативный объёмный насос.
Одной из особенностей двигателя ЯАЗ-204
является применение насоса-форсунки.
Тракторный дизель М-17 (фиг. 35)
четырёхтактный, четырёхцилиндровый, одно-
рядный, с предкамерным смесеобразованием,
с верхним расположением клапанов, мощно-
Топливный насос типа Бош с отдельными
секциями (насосами) на каждый цилиндр
дизеля. Форсунка закрытого типа, штиф-
товая.
Смазка под давлением от шестеренчатого
масляного насоса.
На новых тракторах ЧТЗ С-80 устанавли-
вается двигатель КМД-46 (см. табл. 4\.

по
КОНСТРУКТИВНОЕ ОФОРМЛЕНИЕ АВТО-ТРАКТОРНЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ
[РАЗД. IV
1-0.?*-!
Тракторный дизель КД-35-НАТИ
(фиг. 36). Двигатель четырёхтактный, четырёх-
цилиндровый, однорядный, с вихревой каме-
рой и верхним расположением клапанов, мощ-
ностью 37 л. с. при 1400 об/мин, устанавли-
вается на с.-х. тракторах
средней мощности (Липец-
кого завода). Регуляторная
характеристикада-
на на фиг. 37.
Степень сжатия
17,5. Блок цилин-
дров отлит издугу- °03дух
на за одно целое
с картером с разъ-
ёмом ниже оси
коленчатого вала.
Гильзы цилиндров
„мокрые" из леги-
рованного чугуна,
термически обра-
ботанного.
Коленчатый вал
"штампованный, с
противовесам и.
Материал — сталь
45 улучшенная,
твёрдость Нв =
=217—255 с закалкой шеек до //# = 55. Диа-
метр шатунных шеек 75 мм, длина 54 мм.
Диаметр коренных шеек 85 мм, дл.ша 58 мм
(передней), 60 мм (средней), 59 мм (задней),
46 мм (промежуточной).
Подшипники коренные и шатунные взаимо-
заменяемые, без регулировочных прокладок, с
Фиг. 25. Смеситель двигателя
ГАЗ-42.
Фиг. 26. Головка блока газового двигателя Т2Г.
фиксацией отштампованными усиками. Общая
толщина шатунных вкладышей 3 мм, общая
толщина коренных вкладышей 5 мм. Свинцо-
вистая бронза залита по стальной оснозе. Про-
дольно-фиксирующим подшипником является
задний, имеющий бурты.
Поршень из алюминиевого сплава („игрек")
кокильного литья с массивным (для топливо-
отвода) днищем. Палец плавающий, с фикса-
цией стальными кольцами.
Поршневые кольца — уплотнительных че-
тыре, маслосъёмных два (над и под поршневым
пальцем). Материал верхних поршневых ко-
лец — легированный термообработанный чугун
(№ 1,2—1,3, Мо 0,7—0,8), нижних уплотнитель-
ных и маслосъёмных колец — перлитный мелко-
зернистый чугун индивидуальной отливки.
Размер уплотнительных колец: высота 3 мм,
радиальная толщина верхних 5 мм, нижних
4,2 мм', замок в свободном состоянии 15 мм,
в сжатом состоянии 0,4—0,65 мм; маслосъём-
ных: высота 5мм; радиальная толщина 4,25 мм;
замок в свободном состоянии 15 мм, в сжатом
состоянии 0,4—0,65 мм.
Шатун углеродистой стали, штампованный,
с косым разъёмом нижней головки, длина
между центрами 260 мм.
Распределительный валик стальной, цемен-
тованный, с передачей к клапанам через чугун-
Фиг. 27. Вставная гиль- Фиг. 28. Камера сгорания
за цилиндра двпгате- двигателя Вокеш-Гессельмана-
лей М-17 { и МГ-17.
Верхние размеры отно-
сятся к двигателюМ-17,
а нижние — к МГ-17.
ные толкатели с отбелённой поверхностью,
штанги и коромысла.
Фазы распределения: открытие всасываю-
щих клапанов 10° до в. м. т., их закрытие 46*
после н. м. т.: открытие выпускных клапанов
56° до н. м. т., их закрытие 10° после в. ы. т.
Клапаны всасывающие из стали 40ХН, на-
ружный диаметр тарелки 41 мм, подъём 12 мм,
фаска на седле \,Ъмм при угле 45, диаметр
стержня 11 мм. Клапаны выпускные из силь-
хрома Т; наружный диаметр тарелки 37 мм,
подъём 12 ми, фаска на седле 1,5 мм при
угле 45°; диаметр стержня 11 мм.
Топливная аппаратура: насос НАТИ с легко-
сменными секциями, всережимный регулятор
с изменяющимися по желанию водителя
оборотами; форсунка закрытая, штифтовая,
давление впрыска 125 кг/см2, подкачивающая
помпа плунжерного типа с приводом от кулач-
кового вала топливного насоса; угол опере-
жения впрыска по мениску 19° до в. м. т.
(постоянен); топливных фильтров два: пред-
варительной очистки — металлический, тонкой
очистки ¦— хлопчатобумажный.
Масляный насос шестерёнчатый, с приводом
от распределительной шестерни коленчатого
вала. Шестерни масляного насоса стальные;
число оборотов 1500 в минуту. Диаметр ше-

ГЛ. НЦ
АВТО-ТРАКТОРНЫЕ ДВИГАТЕЛИ
Ш
стерён 36 мм, высота 36 мм. Производитель-
ность насоса 26 л/мин.
Масляный холодильник радиаторного типа
расположен перед основным радиатором водя-
ного охлаждения.
Масляные фильтры предварительной очистки
типа Кюно (пластинчатый, очищающийся);
фильтры тонкой очистки (два) с патронами из
хлопчатобумажных концов.
Водяная система — центробежная помпа и
вентилятор на одной оси с приводом от ремня.
Расчётной нагрузкой является давление
сгорания рг. Для карбюраторных двигателей
(е = 4,5 -j- 7,0 и ре = 5 -f-11 кг/см2):
рг = 0,501 (е + 0,968) (ре + 2,2) кфм*.
Для дизелей
10) кг! см1,
где Х= 1,4-5-2,2 — степень повышения давле-
ния. Для определения напряжений в стенках
цилиндров существует несколько формул.
5) 6)
Фиг. 29. Головки двигателей Ares, Stewit, Edgar Brandt.
Водяная помпа с автоматическим сальником
подаёт воду в распределительный канал блока,
обеспечивающий равномерную нодачу воды к
каждому цилиндру; в головке вода направлена
в места, подвергающиеся особенно высокому
нагреву; выход из головки через водосборник,
на выходе из которого находится термостат,
открывающийся при 73° С и с полным откры-
тием при 85° С. Для прогрева двигателя в во-
дяную систему включён котелок, который про-
гревается паяльной лампой.
Пусковая система: бензиновый одноцилин-
дровый двухтактный двигатель мощностью
9 л. с. при 3500 об/мин. Диаметр цилиндра
72 мм, ход поршня 85 мм. Передача от пуско-
вого двигателя к дизелю через шестерни (с
общим передаточным числом 14), муфту сце-
пления и бендикс.
Электрооборудование: осветительный гене-
ратор 100 вт, Ь в с приводом от ремня. В днев-
ное время генератор отключается с помощью
муфты.
ДЕТАЛИ АВТО-ТРАКТОРНЫХ
ДВИГАТЕЛЕЙ
Цилиндры
Цилиндры и вставные гильзы цилиндров
подвергаются давлению газов р2, боковой на-
грузке от поршня Nmax и действию высокой
температуры.
Напряжение аг в стенке цилиндра от раз-
рыва может быть найдено по формуле
A)
где рг — максимальное да-
вление сгорания в кг/см2;
D — внутренний диаметр
цилиндров в см; В — расчёт-
ная толщина стенок цилин-
дров в см; допускаемые
напряжения чугуна <зчуг<
<400 кг/см2, для стали
afm<1000 кг/см2.
Кроме расчёта на раз-
рыв по образующей, гильзы
проверяются на суммарное
напряжение изгиба от бо-
ковой силы //т^ах и обрыв
в сечении х — х (фиг. 38).
Изгибающий момент от
боковой силы Nmax равен
Фиг. 30. Форсунка от-
крытого типа двигателя
Вокеш-Гессельмана.
Момент сопротивления в расчётном сече-
нии цилиндра (х — х)

112
КОНСТРУКТИВНОЕ ОФОРМЛЕНИЕ АВТО-ТРАКТОРНЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ
[РАЗД. IV
Напряжение в стенке цилиндра Напряжение в стенках цилиндра в случае
дд блочной конструкции меньше, чем у отдельн*
егд = —^ . B) стоящих цилиндров.
^ Коэфициент запаса прочности для чугун-
ных цилиндров берётся k и 10, для стальных
Суммарное напряжение в стенке цилиндра k « 5.
в сечении (х—х) от рг и Л^Шах При центробежной отливке гильз можно
, „ ,„, допускаемые напряжения повышать на Ю—
кфм\ C) 15о^.
Фиг. 33. Дизель ЯАЗ-204 (продольный разрез).
Для чугунных цилиндров, отлитых вместе
f ' * 4 1 с водяными рубашками, проектная толщина
где о? ==. гсДВ" ~ "J ffz напряжение разрыва стенок цилиндра Ь„ (учитывая расточки цилин-
гечения х - х от давления газов р2. Сила ЛЦл iP°DBM "РеИ реМ°НТ6 двигателя) определяется по
берётся из диаграммы нормальных усилий.
Ориентировочно
Мпах = @,08 -f- 0,12) Рг, D)
где
Ь-\- 2 мм.
E)
Для авто-тракторных карбюраторных двига-
телей и двигателей Дизеля с чугунными цилин-

To« 10, гл. 3. 2006
Фвг. 36. Дизель М-17.

Фиг. 36. Дизель КД-35-НАТИ.

ГЛ. III]
АВТО-ТРАКТОРНЫЕ ДВИГАТЕЛИ
113
драми D = 60 -»- 160 мм толщина стенок Ъп —
-4 4-11 мм.
Для чугунных цилиндров тракторных дви-
гателей при D > 80 мм справедлива формула
5 = 0,05 D + 2 мм.
Толщина стенок водяной рубашки в зави-
симости от D колеблется в пределах 4—8 мм,
а толщина водяного слоя колеблется в пре-
делах 8—20 мм.
В зависимости от D толщина стенок водя-
ной рубашки 8 может быть выбрана в пре-
делах
D мм
Ъ„ „ мм
75
4,0
100
4,5
125
5.5
150
6.5
В случае применения вставных чугунных
гильз, которые при ремонте обычно заменя-
Фиг. 34. Дизель ЯАЗ-204 (поперечный разрез).
ются новыми гильзами, так как расточка их
применяется довольно редко, толщина стенок
определяется по формуле
ьп=Рг or- см- (б)
Толщина стенок стальных цилиндров и
вставных стальных гильз цилиндров в зависи-
мости от D составляет 8„ = 2 -f- 8 мм. Тол-
щина стенок цилиндров обусловливается в
первую очередь требованием жёсткости кон-
струкции.
8 Том 10
Напряжение в стенках цилиндров.
В табл. 11 приведены напряжения в стенках
цилиндров различных автомобильных двига-
телей.
Таблица 11
Напряжение в стенках цилиндров различных
авто-тракторных двигателей
1
Параметры
Толщина сте-
D
п
Двигатели
ГАЗ-АА
7
370
ЗИС-5
б
392
ЗИС-101
б
ззб
ё
7
297
i
378
Д-7 дизель
ю
35°
В табл. 12 указаны напряжения в стенках
цилиндров по расчётной формуле
для различных типов двигателей.
Таблица 12
Напряжения -в стенках цилиндров по расчётной
формуле з„ = р9 т^— kzjcm* для различных типов
'Z2S..
двигателей
Напряжение ог
Средние значения
Разбег
Типы двигателей
Грузовые
автомсби-
ли и трак-
торы
25°
190—400
Легковые
автомоби-
ли
250
130—400
Мотоцик-
лы
аоо
85-3°°
Температурные нагрузки в
стенках цилиндров. При расчёте ци-
линдра на прочность тепловые напряжения
учитываются обычно повышенным коэфициен-
том запаса прочности.
Для учёта напряжения в цилиндре, появля-
ющегося в результате перепада температур
по его толщине, можно пользоваться форму-
лой
l
В случае неодинакового нагревания стенок
цилиндра по образующей применяется фор-
мула
?^ (8)
- 0,353 -?j^- -/ЯШ кг\см\
где а, — температурное напряжение в kzIcm;
Е — модуль упругости материала цилиндра: для
чугуна 900 000 кг/см*, для стали 2500 000 кг\см*
а—коэфициент линейного теплового расши-
рения материала, равный при нагревании на
100° С для чугуна 0,001110, для закалённой
стали 0,001240; р — коэфициент Пуассона (для

114
КОНСТРУКТИВНОЕ ОФОРМЛЕНИЕ АВТО-ТРАКТОРНЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ
[РАЗД.IV
металла ц = Vs); д*~ перепад температур в
градусах между рассматриваемыми точками;
В — толщина стенок цилинцра в см; R — ра-
диус цилиндра в см; I — расстояние по обра-
зующей цилиндра между двумя рассматривае-
мыми точками в см.
Суммарные напряжения растяжения для
чугунных цилиндров
а = чг + at < 1000 кг/см2.
Толщину стенок камеры сгорания 5# опре-
деляют по эмпирической формуле в зависи-
мости от расчётной толщины 5Л стенок ци-
линдра
Толщина стенок камеры сгорания должна
обеспечивать достаточную жёсткость кон-
струкции, однако следует помнить, что из-
22
20
201 1 1 / 1 Н VH 18
16
101 (¦ ' VH :—I / 240
220
200
300 600 900 1200 п об/мин
Фиг. 37. Регуляторная характеристика дизеля
КД-35 НАТИ.
лишняя толщина стенок камеры сгорания
часто приводит к повышенным температурным
напряжениям.
Расчёт кольцевого фланца цилиндра.
Расчётная сила Рг, приложенная к фланцу
пяты отдельно укреплённого цилиндра с сим-
метрично расставленными шпильками:
— -и
Не/
\
К
I
/
J
(9)
Рг приложена на окружности центров шпи-
лек Вш (фиг. 39), крепящих цилиндр к кар-
теру двигателя. Изгибающий момент
Ма = Рг-1х. A0)
Момент сопротивления кольцевого сече-
ния х ¦—х
Напряжение в опасном сечении х — х
Для стальных цилиндров сгм = 800-г-1000 кг/см,
для чугунных 300 — 400 /сг/си2.
Расчёт лапчатого фланца. Лапа фланца
(фиг. 40) отдельно стоящего цилиндра прове-
ряется на изгиб от силы Р2. В случае крепле-
ния фланца при по-
мощи четырёх лап на
каждую лапу дей-
ствует 0,25Р2.
Изгибающий мо-
мент в опасном сече-
нии X — X
Момент сопро-
тивления
и/-—, A3)
6
Напряжение из-
гиба
Фиг. 38. К определению изги- w
бающего момента М от боко
вой силы jvmax. Допускаемые
напряжения те же,
что и при расчёте кольцевого фланца.
В блочных конструкциях расчёт толщины
фланца не производится. Выбор толщины
фланца h производится в зависимости от рас-
чётной толщины стенок цилиндров Ьп. У места
прохода шпилек фланец обычно усиливается
бобышками.
Для выбора толщины фланца можно поль-
зоваться соотношением
А>28, A5)
h = @,08 -f-0,15)Z). '
или
Расчёт шпилек цилиндра. В блочных
конструкциях шпильки (болты), крепящие ци-
Фиг. 39. К расчёту кольцевого фланца пяты цилиндра.
линдр к картеру, располагаются равномерно
по 4—6 шт. на каждый цилиндр.
Диаметр шпильки определяют по формуле
,_L |/ ш
ш V 0,785/л/
A6)

ГЛ. III]
АВТО-ТРАКТОРНЫЕ ДВИГАТЕЛИ
115
где Рш = 1,25 —г- рг — расчётная нагрузка, ко-
торая берётся на 25°/0 больше усилия Pz;
т — число шпилек (болтов), крепящих один
цилиндр к картеру; D — диаметр цилиндра.
Учитывая возможность скручивания шпиль-
ки при обслуживании двигателя малоквали-
фицированным персоналом, наименьший диа-
метр шпильки выбирают для автомобиль-
ных двигателей йш >• 10 мм, для трактор-
ных йш ;> 15 мм.
Допускаемое напряжение на растяжение
для материала шпилек:
Углеродистой стали ' < 600 кг'см*
Легированной высококачественной
стали а < 1500 кг'см*
На шпильки, крепящие головки цилиндров,
действуют нагрузки от сил газов, темпера-
турная и результи-
рующая нагрузки— от
кручения и растяже-
ния при затяжке.
При расчёте шпи-
лек, в том числе и
сквозных (анкерных)
болтов, принимаются
во внимание только
шпильки (болты),кре-
пящие один цилиндр.
В большинстве Слу- фиг- 40- к расчёту лапча-
чаев вполне доста- тог0'фл™^а.ДеЛЬН°Г°
точно произвести ра-
счёт на прочность
только от сил газов с учётом предваритель-
ной затяжки, которая должна быть в среднем
на 50% больше нагрузки от сил газов.,
Если I — число шпилек (болтов) на один
цилиндр; FKp — площадь проекции внутренней
поверхности крышки одного цилиндра на го-
ризонтальную плоскость (или площадь отвер-
стия в прокладке вокруг камеры сгорания)
в см2; Гш — расчётное сечение одной шпильки
в см2, то расчётное усилие от максимального
давления газов
сг. A7)
A8)
Напряжение на разрыв
Допустимые напряжения
<зг — 900 -г 1500 кг\см\
Расчёт головки двигателей воздушного
охлаждения. Расчётное усилие от максималь-
ного давления вспышки
опасное сечение х — х (фиг. 41).
Напряжение разрыва
/V4
%\Di— D
кг/см2.
A9)
Расчёт резьбы. Расчётное усилие Р2. Изги-
бающий момент
Ma = Pz-h. B0)
Момент сопротивления W винтовой ленты
высотой а и длиной nD2i (i — число витков)
Напряжение изгиба
„¦-Л**
а~ w
б
ер,
B1)
B2)
Для метрической нарезки h = s/8t; a = 1lst
и / = —г-, где t — шаг нарезки.
Допустимое напряжение
ан = 250 -f- 350 кг\см\
Расчёт нарезки на срез не производится
ввиду того, что при этом напряжения полу-
чаются меньше, чем аа.
Расстояние между осями цилиндров /.
При отсутствии между цилиндрами водяного
1 Р
1-—/
Фиг. 41. К расчёту головки двигателя воздушного
охлаждения.
пространства / = A,13 -г- i,15)D; при наличии
водяного пространства / = A,20 -f- 1,30) D.
Механические свойства алюминиевых
сплавов, применяющихся для изготовления
блоков и головок цилиндров, даны в табл. 13
(см. также ЭСМ т. 4, гл. II).
Таблица 13
Механические свойств* алюминиевых сплавов
для блоков и головок цилиндров
Для литых алюминиевых головок допусти-
мое напряжение равно 100—150 ЬЪ
Марка
по ОСТ
АС5
АСО
АСЛ11(АК4)
АСЛ5
АСЛ4
Механические свойства
Предел проч-
ности при
растяжении
и. в кг/мм3
i6
аз литьё
Зб (после тер-
мической об-
работки)
35 (кованый)
ао-аз
21
носител!
пинение
65
з
1,0
5.о
I—a
3
Твёр-
дость
65
132—152
—
8о
65
к
И >,
1.29
—
—
1,04
i,o4
Удельный
вес y
2,К —з,9
2,8
—
а,8
2,6—2,б5
2,6 —2,65

116
КОНСТРУКТИВНОЕ ОФОРМЛЕНИЕ АВТО-ТРАКТОРНЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ
[РАЗД. IV
Поршни
В табл. 14 указан химический состав,
а в табл. 15—механические свойства лёгких
сплавов, применяемых для изготовления порш-
ней быстроходных авто-тракторных двигате-
лей (см. также ЭСМ т. 4, гл. II).
ближе к коэфициенту расширения чугуна или
стали, из которых изготовляют гильзы ци-
линдров:
Материал а • 10 •
Сплав Y . . . 22—24
АК-4 ..... 22—23
Сплав А1—Си . 22—24
, А1—Si . 17—20
Материал
Чугун . . . .
Цилиндровая
сталь ....
Электрон . . •
о- 10—
11-14
14—15
25-27
Таблица 14
Обозначение
сплава
ЗИС
ГАЗ
АК-2 A8S-O)
АК-4 (RR-59)
Y
Форд
ЕС-124
32ST
RR-53
Алюсил
Химический состав поршневых
лёгких
сплавов
Химический состав в %
Si
5.5—7.о
<о,б
Примеси
о,85
Примеси
Следы
12,0
'2,5
1,25
l8,O— 22,0
Си
4,5-6, о
9.5— «>,5
4,о
а,а
4,о
9,25-ю,75
I.O
о,8
2,25
1,О
Mg
o,i5-o,35
0,25
0,60
1,6
1.5
0,15-0,35
1,0
1,5
1,6
~—
Ni
_
—
2,0
',25
2,0
—
1,°
о,а
1,3
Fe
О,8—1,2
о,8
Примеси
1.35
Примеси
о,9-!,5
Примеси
1,4
°,5—1,°
Т1
_
_
—
—
_
<o,i
А1
Остальное
j
Таблица 15
Механические свойства поршневых лёгких сплавов
Обозначе-
ние
сплава
AK-2A8S-0) •
AK-4(RR-59)*«
Y **
БС-124
32 ST **
Механические свойства при
повышенных температурах
Предел проч-
ности а^
в кг/мм'1
Твёрдость
по Брине-
лю
при температуре в °С
20
17,о
45.о
43,°
38,°
37,о
150
14,о
4°>°
38.°
24,О
2б,О
260
5,о
25,0
22,0
б.О
4.5
370
э,5
5.о
6,о
2,0
1,5
20
На
135
—
I2O
200] 370
_
146
137
-
6о
71
6о
-
4°
* Отожжённый.
** Термически обработанный.
В табл. 16 приведён химический состав
чугуна для поршней авто-тракторных дви-
гателей.
Коэфициент линейного расширения порш-
невого сплава по своей величине должен быть
В выполненных конструкциях двигателей
толщина днища 8min чугунных и алюминие-
вых поршней в наиболее тонком месте в за-
висимости от диаметра поршня D и типа
двигателя колеблется в следующих пределах:
Двигатели 8min
Тракторные @,04 — 0,09) д
Автомобильные .... @,03 — 0,075) D
Дизели @,1 - 0,2) D
Минимальные .значения 8 имеют стальные
поршни и поршни с рёбрами в днище. В со-
временных карбюраторных двигателях и почти
как правило в двигателях Дизеля днище
поршня обычно имеет рёбра жёсткости. Для
первых при наличии рёбер Smin = 5-J-6 мм на
100 мм диаметра поршня. При отсутствии
рёбер 8min = 6-^-7 мм на 100 мм диаметра
поршня.
Расчётная величина рг равна максималь-
ному рабочему давлению при числах оборо-
тов п — пм и полной нагрузке двигателя
{пм — число оборотов двигателя при Мкр тах).
Напряжение в середине днища от изгиба
(фиг. 42):
B3)
°u = ^H-f-) кг/с*.
Таблица 16
Страна
СССР. .
я • •
Англия .
США . .
¦ • •
к ¦ •
Германия
Франция
^•общ
з,з-з
З-оо-з
2,7-3
3,35
3,25-3
3.47
3.35
3>12
4
а5
5
3°
^связ
о,35—о,7°
о,5—о,8
—
—
—
—
2
2
I
2,
Химический
Химический
Si
,6—2
,2 — 1
,2—I
2,5
Ю—2
1,»3
1,ва
1,33
8
оо
и
15
Мп
о,6—о
0,7 — 0
O.35—O
о,6
о,35-о
о,6а
о,73
0,82
состав
чугуна
состав в %
7
8
8
45
Р
<о,
<о,
<о,
<о,
<о,
¦<о,
«о,
<о,
18
4
8
2
2
э°
=«7
3°
S
<о
«о,
¦<о,
<о,
<о,
<о,
—
«о,
для поршней
i
12
12
I
°9
о4
79
Сг
—
—
—
э,15—о,2О
—
—
Ni
—
—
—
0,40—0
0.13
—
45
Й .§
о-иа 2
Н СЗ s
170—230
1б5
121
2O7
2IO
235
Тип двигателя
Автомобильный
Тракторный
Автомобильный
Тракторный
Дизель
*

ГЛ. III]
АВТО-ТРАКТОРНЫЕ ДВИГАТЕЛИ
117
И. Ш. Нейман для круглой плиты, равно-
мерно нагружённой и защемлённой по краям,
что ближе соответствует действительности, ре-
комендует формулу
B4)
сц = 0,68рг у ~ 1 кг/см*.
В этом случае напряжения получаются
примерно на 25% меньше, чем по фор-
муле B3).
(а+аа).
Фиг. 42. Эскиз поршня к расчёту на прочность.
Для поршней без рёбер жёсткости как
средние значения напряжений в середине
пластинки
сц = 45О-5-6ОО кг/см*.
Напряжения в днище поршней современ-
ных двигателей, подсчитанные по формуле
B3), приведены в табл. 17.
Таблица 17
Напряжения в днище поршней современных
двигателей, подсчитанные по формуле B3)
Материал
Лёгкие сплавы
Чугун ....
Напряжения в кг1сма
в днищах поршней
с рёбрами
250—1900,
в среднем 7°°
900—2500,
в среднем 1500
без рёбер
аоо—250
400-450
Соотношения между длиной поршня Н,
длиной трущейся поверхности L, расстоянием
от днища до оси поршневого пальца h и диа-
метром цилиндра D приведены в табл. 18.
Основные размеры поршней авто-трактор-
рых дизелей даны в табл. 19.
Конструкции поршней карбюраторного дви-
гателя ЗИС-5 и дизелей ЯАЗ-204 приведены
на фиг. 43 и 44.
Внутренний диаметр головки поршня de
определяется из расчёта поршня на сжатие
силой Рг (фиг. 42).
Таблица 18
Двигатели
Карбюратор нь е:
Тракторов и гру-
зовиков
Легковых авто-
мобилей
Двигатели
Дизеля
Длина
поршня Н
Длина тру-
щейся ча-
сти L
Расстояние
от днища
поршня до
оси пальца
h
в долях от диаметра поршня D
«,»—1,4
1,25-1,70
0,8—0,96
о,7—о,8
о,8—1,45
°,55—°>8°
о ,45—о,6з
о,57—1,1
Таблица 19
Основные размеры поршней авто-тракторных
дизелей
Дизели
МАН
МАН -
„Геркулес" . . .
Фомаг-Оберхен-
сли ...
Мерседес-Бенц .
Ганомаг ....
Кампер
о
й;
оо
но
i88
80
50
.*>
з«
X
В Об/N
С
i8oo
1400
2000
1ЧЗД
2000
IIOO
1250
Я
D
i,48
1,68
1,5'
»,42
1,44
1,42
I
D
i,i
1.24
I ,О1
о,95
о,97
0,00
о,91
А
D'
0,72
0,83
0,98
1,0
0,78
o,bi
0,71
а
и
и
п
яб,д
'Я
15
и
а&
а
<о
ю
Ч
34.
12.Ч
II
12
Ч
3
м
Q
io,s
I2O
127
13°
IOO
»°5
I0O
Опасное сечение
кольцу
поршня по поршневому
Напряжение от сжатия будет
B5)
где Dt = Dn—2 (a -f- Д«); df, = Dn — 2^; а — ра-
диальная толщина поршневого кольца,
Да = 0,3 -т-1,9 мм.
Как среднее значение можно принимать
<за = 200 -s- 300 kzjcm?, большие значения <sd
соответствуют чугунным поршням.
Длину трущейся поверхности поршня L вы-
бирают из условий допускаемых удельных
давлений рюах от максимальной боковой силы
давления газов iVmax на стенки цилиндра.
Для карбюраторных двигателей более точно
Nm&x = 0,03 X [A6,25 — 2) рг —15,95] D\ где X-
отношение радиуса кривошипа к длине ша-
туна: X = -j- ;

118
КОНСТРУКТИВНОЕ ОФОРМЛЕНИЕ АВТО-ТРАКТОРНЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ
[РАЗД. IV"
откуда
п
B6)
Величина удельного давления ртах и её
среднее значение для различных типов дви-
гателя приводятся в табл. 20.
Таблица 20
Величина удельных давлений в кг/см* от силы Лгтах
для различных типов двигателей
Значение
Среднее
Разбег
Легковые
автомобили
а-5
1.7-3.4
Тракторы и
грузовики
э,3
L5-3.O
Авто-трак-
торные
дизели
а.З
1.5—З.о
Для авто-тракторных двигателей /?шах не
должно превышать 4,5 кг\см%.
Расстояние между торцами бо-
бышек. Во избежание перекосов расстояние
между торцами бобышек /2 (фиг. 42) обычно
делают на 2—4 мм больше, чем длина верхней
головки шатуна. Величина /2 зависит также
от типа применяемого поршневого пальца и от
способа его крепления.
Расстояние между торцами бобышек /2 вы-
бирают в зависимости от диаметра поршневого
пальца dn:
Палец /а
Плавающий • . A,0 -s- 1,3) dn
Закреплённый в головке шатуна . @,9 -т- 1,0) dn
Закреплённый в бобышке поршня . A,5 -*¦ 1,75) dn
Толщину стенки головки поршня е\ ориен-
тировочно для карбюраторных двигателей
можно выбирать из
соотношений в\ =
= 2а + Да.
Для дизелей е^ за-
висит от материала
и конструкции и
варьирует в широких
пределах. Оконча-
тельно е\ определяет-
ся путём проверки
опасного сечения го-
ловки поршня х — х
на обрыв от сил инер-
ции Pj.
Толщина стенки
юбки ею выбирается
в пределах 1,5 — 5 мм,
толщина стенки юбки
у поршней с разрезными юбками 1,5 — 2,5 мм,
у стальных поршней 1,0—1,5 ми; у авто-
тракторных дизелей для лучшего теплоотвода
и большей жёсткости поршня ею делается не
меньше 2,5 мм.
Расчёт бобышки на срез. В случае от-
сутствия поддерживающих днище рёбер жёст-
Фиг. 43. Поршень двига-
теля ЗИС-5.
кости бобышку нужно проверить на срез.
Опасное сечение п — л (фиг. 42) нагружено
срезывающей силой 0,5 Рг.
Напряжение в опасном сечении п—п будет
0,5 Я.
г
2 Я,
-D-4)'
B7)
Для чугуна аср = 400н-450 кг/см?; для лёг-
ких сплавов 250 — 400 кг/см2.
Наружный диаметр бобышек йб выбирается
обычно из конструктивных соображений:
rftf = A,2-*-1.8)</я,
где dn—наружный диаметр поршневого пальца.
Проверка опорной по верхности
бобышки на сжатие. Расчётное усилие Рг,
опасное сечение FCm = 2dnl1
2dnl1
кг/см2;
B8)
li—длина опорной поверхности пальца в од-
ной бобышке в см. Значения напряжений
od в j2
Двигатель
легковых тракторов и
автомобилей грузовиков*
110 — 350 140 — 240
Авто-тракторные
дизели
150—280
юл
зави-
от Dn
Вну тр е нни й
диаметр нижней
части юбки d
берётся в
симости n
поршня.
Для бензиновых
двигателей dme =
= @,93 -г- 0,98)" Dn.
Для дизелей &юв—
= @,8 -г- 0,96) Ъа.
Верхние пределы
ближе соответ-
ствуют двигателям
легковых автомо-
билей, нижние —
грузовикам и трак-
торам.
Расчёт голов-
ки поршня на об-
рыв от сил инер-
ции Я/max. Голов-
ку поршня в опас-
ном кольцевом се-
чении х — х проверяют на обрыв от сил инер-
ции части поршня, находящейся выше се-
чения х — х (фиг. 42):
Фиг. 44. Поршень дизеля
ЯАЗ-204.
Рутах
а, = J-
0.785 (Dj-
B9)
Расчётная сила Рутах = л*/?о>2тах A + X) кг,
где т — масса верхней части поршня с коль-
цами.
Как средние значения можно принимать
аг = 40 -Ы00 кг\см\
Определение темпер ат у рных за-
зоров между цилиндром и поршнем.

ГЛ. III]
АВТО-ТРАКТОРНЫЕ ДВИГАТЕЛИ
119
Для предотвращения заедания и обеспечения
необходимых зазоров между цилиндром и
поршнем боковая поверхность поршня обра-
батывается либо на конус, либо уступами.
Иногда применяется комбинированная обра-
ботка.
Диаметр Dn головки поршня в холодном
состоянии определяют из уравнения
где ?>ч — диаметр цилиндра в холодном со-
стоянии; ач = A1 -j- 12).10—6 иал=B2+-24)х
х 10"~6—коэфициенты линейного расширения
цилиндра (сталь или чугун) и поршня (алюми-
ниевый сплав); г„ — расчётная температура
цилиндров в °С: для водяного охлаждения ~ 120,
для воздушного охлаждения ~270; tn — расчёт-
ная температура соответствующего пояса
поршня, выбирается в зависимости от мате-
риала поршня; для головки чугунного поршня
500° С, для алюминиевого 250° С.
Из уравнения C0) определим диаметр го-
ловки поршня Dn:
1 _L „ t
C1)
1+ац*ц
Температурный зазор Д между цилиндром
и поршнем в холодном состоянии
A = D4-Z>, = ZL(l-i±^), C2)
Диаметральные зазоры для верхнего Д8 и
нижнего Ан пояса даны в табл. 21.
Таблица 21
Диаметральные зазоры для верхнего и нижнего
поясов
Охлаждение
Водяное . .
Воздушное .
Диаметральные зазоры в долях
диаметра цилиндра
для верхнего
пояса Дв
о.ооб—о,ооб8
0,007—0,008
для нижнего
пояса Дн
0,003—о,оо4о
0,005—0,006
Размещение оси поршневого
пальца по длине поршня. Наиболее
правильным нужно считать расположение оси
Поршневые пальцы
Поршневые пальцы быстроходных авто-трак-
торных двигателей изготовляют из высокока-
чественных сталей. Для облегчения пальцы
делают пустотелыми. Наружная поверхность
пальцев цементуется и подвергается шлифо-
ванию и полированию. Глубина цементации от
0,6 до 1,5 мм. Твёрдость на поверхности по
Роквеллу HR = 55—63. Чтобы не было сквоз-
ной цементации, толщина стенки пальца
должна быть не менее 2 — 2,5 мм.
На фиг. 45 приведены наиболее часто
встречающиеся конструкции поршневых паль-
цев.
Наиболь шее
распространение
получил плаваю-
щий палец, повёр-
тывающийся в бо-
бышке и в верх-
ней головке ша-
туна.
Длина пальца
плавающего типа
в головке шатуна
на удвоенной длине
пальца в бобышке.
На фиг. 46 при-
ведены различные
способы крепления
пальцев.
На фиг. 47 по-
казаны конструк-
ции замков паль-
цев.
Смазка порш-
невого пальца мо-
жет осуществлять-
ся: 1) подводом масла, разбрызгиваемого кри-
вошипным механизмом.через отверстия в верх-
ней головке шатуна и сверления в бобышках
поршня, 2) через отверстия маслосъёмного
кольца и 3) по трубке или сверлению в теле
шатуна.
Расчёт пальца производится на изгиб и
срез. Кроме того, должно быть обеспечено
невыдавливание смазки. Расчётной силой
является Рг.
Таблица 22
////777//777//7777//////.
Фиг. 45. Конструкции поршне-
вых пальцев.
Размеры поршневых
Диаметр пальца
Наружный йн . . .
Внутренний dg . . ¦
пальцев авто-тракторных двигателей
в зависимости от
Двигатели
Карбюраторные
Тракторные Автомобильные
@,32—0,38) Р
(о,6-о,79) dH
@,25-0,33) Dn
@,72-0,75) dH
Тракторные
@,6-0,75) dH
диаметра поршня D
Дизели
Автомобильные
(о,ба-о,75) dH
пальца по середине юбки, т. е. чтобы она про-
ходила через центр тяжести проекции боковой
поверхности трения поршня о стенки цилиндра.
. Ориентировочный выбор (фиг. 42) можно
h
производить из соотношения —, которое для
карбюраторного двигателя равно 1,2—1,3, для
дизеля 0,95—1,9.
Наружный диаметр пальца йн определяется
из условий невыдавливания смазки, минималь-
ного износа при достаточной его прочности
и жёсткости.
Размеры поршневых пальцев выбираются
из соотношений, приведённых в табл. 22; для
быстроходных дизелей также и по номограмме
фиг. 48. ......

120
КОНСТРУКТИВНОЕОФОРМЛЕНИЕ АВТО-ТРАКТОРНЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ
[РАЗД. IV
Расчёт на изгиб. Палец принимается
за балку, свободно лежащую на двух опорах
с равномерно распределённой нагрузкой по
Расчёт на удельное давление (износ).
Для пальцев плавающего типа удельное давле-
ние Ру проверяется как на поверхности пальца,
соприкасающейся с верхней го-
ловкой шатуна, так и на поверх-
ности, соприкасающейся с бобыш-
ками поршня.
Удельное давление на поверх-
ности пальца, соприкасающейся
с верхней головкой шатуна,
Р,
C6)
Фиг. 46. Способы крепления поршневых пальцев.
длине 1гш головки шатуна с расстоянием
между серединами опор Lo. Напряжение от
изгиба
е)
Фиг. 47* Типы замков поршневых паль-
цев: а, б, в — пружинные замки; г, д, е —
алюминиевые грибки.
Удельное давление на поверхности пальца,
соприкасающейся с бобышками,
Pz
C7)
Ш
dH
C3)
Допускаемые удельные давления для шатун-
ного пролёта 1гш и бобышки lg для разных
типов крепления пальцев приведены в табл.23.
Таблица 23
Допускаемые удельные давления в кг/см- для
шатунного пролета 1Ш и бобышки lg для разных
типов крепления пальца
Допускаемое напряжение для двигателей
грузовых автомобилей, тракторов и для дизе-
лей равно 600—2000 кг/см* (в среднем 1500),
а для двигателей легковых автомобилей
1000—3500 (в среднем 2000).
Расчёт на срез производится по опас-
ному сечению у края бобышки от силы
PZwax- Напряжение среза
C4)
где площадь опасного сечения
Удельное
давление
в кг/см3
Шатун рш
Бобышка р ,
Тип пальца
Плаваю-
щий
Закреплён-
ный в го-
ловке ша-
туна
Плавающий
Двигатели
грузовых
автомоби-
лей, трак-
торов и лёг-
кие дизели
I40—2IO
i8o-33°
140—240 •
легковых
автомоби-
лей
180—270
l8o~33o
110-270
C5)
Допустимое напряжение г = 500-4-700 кг/см1.
Температура бобышки Есегда выше темпе»,
ратуры верхней головки шатуна; вязкость
масла в бобышках заметно ниже, следовательно,
и величины допускаемых удельных давлений
должны быть неодинаковы.

ГЛ. III]
АВТО-ТРАКТОРНЫЕ ДВИГАТЕЛИ
121
Определение зазоров. Для плава-
ющих пальцев у поршней из лёгких сплавов
зазор между бобышкой и пальцем в зависи-
мости от системы охлаждения двигателя бе-
0 мп
60
50
40
30 *
20.
¦
^^
-.—¦—
1
б?^
—-—
„-—-~
/00
740
Фиг. 48. Подбор поршневых пальцев быстроходных
дизелей в зависимости от диаметра цилиндра.
рётся следующий: от натяга в —0,01 мм до за-
зора в -f 0,03 мм при зазоре между пальцем
и втулкой шатуна от + 0,03 до 4- 0,08 мм. Для
чугунных поршней зазор в бобышке и шатун-
ной втулке колеблется от + 0,03 до -J- 0,08 мм.
Шатуны
Характер нагрузки, конструкция и ма-
териал шатунов. Силы, нагружающие шатун,
переменны по величине и направлению, а ха-
рактер их действия приближается к ударному;
поэтому допускаемые напряжения выбираются
с 4—5-кратным запасом прочности, обеспечи-
вающим необходимую жёсткость конструк-
ции и предохраняющим от чрезмерных дефор-
маций и усталости материала.
Конструкция верхней головки шатуна за-
висит от способа крепления поршневого
пальца. При закреплении пальца в шатуне
верхние головки имеют косой или прямой
разрез, стягиваемый болтом. При плавающем
пальце верхняя головка имеет запрессованную
в неё бронзовую втулку с толщиной стенок
0,5—2,5 мм. Верхняя головка на 2—3 мм
короче расстояния между бобышками поршня.
Основным профилем сечения стержня ша-
туна является двутавровое сечение. Шатун в
плоскости качания по условиям закрепления
концов в четыре раза менее устойчив в от-
ношении продольного изгиба по сравнению
с плоскостью, ей перпендикулярной, поэтому
момент инерции сечения стержня шатуна в
плоскости качания делают в четыре раза
больше. Площадь сечения стержня шатуна
целесообразно увеличивать от верхней го-
Ловки к нижней. Для облегчения в некоторых
конструкциях материал с оси шатуна уби-
рается высверливанием (фиг. 49). Для умень-
шения длины двигателя применяются кон-
струкции несимметричных шатунов, при этом
смещение осей делается не более 10—15% от
длины нижней головки. Такое смещение имеют
шатуны двигателей ЗИС-101, ГАЗ-11, Додж,
Виллис и др.
Для уменьшения размеров нижней головки,
позволяющих монтировать шатуны через ци-
линдры, иногда прибегают к косому разрезу
нижней головки.
В современных двигателях наибольшее
распространение имеют тонкостенные би-
металлические вкладыши: стальная лента тол-
щиной 1—1,5 мм залита слоем баббита или
свинцовистой бронзы 0,5— 0,8 мм.
На фиг. 50 и 51 представлены шатуны
тракторного дизеля М-17 и автомобильного
двигателя ЗИС-5.
Основным материалом для изготовления
шатунов являются высококачественные тер-
-е-ее-еез
Фиг. 49. Облегчённый шатун.
мически обработанные углеродистые D0—45)
и легированные (например, хромоникелевая
3140 или реже хромистая 5140) стали.
Шатунные болты, соединяющие нижние
крышки с телом шатуна, нагружаются инер-
ционными силами движущихся частей. Ша-
тунные болты изготовляются из хромонике-
левой C135) или хромистой E135) стали.
Расчёт верхней головки шатуна. Расчёт
на прочность верхней головки производится
по формуле
C8)
где #i — наружный и Я2 — внутренний радиусы
верхней головки; р — давление от максималь-
ного значения силы инерции массы порш-
невого комплекта на диаметральную проекцию
расточки верхней головки.
При расчётном режиме п = Па сб/мин,
ар = 300-4-500 кг\см*.
Проверка жёсткости верхней головки по
методу проф. И. Ш. Неймана производится
подсчётом поперечной деформации головки,
отнесённой к 1 ел среднего диаметра го-
ловки. Уменьшение горизонтального диаметра
(поперечная деформация) будет равно
C9)
2EJ
где Р/max — максимальное значение силы инер-
ции массы поршневого комплекта; RCp —
= 2~ ; J = j^ момент
инерции сечения головки; Е—модуль упру-
гости материала шатуна; у = 0,01 ч- 0,007.
Наружный диаметр верхней головки в за-
висимости от диаметра поршневого пальца dn
лежит в пределах D\ — A,45 -^ 1,7) da, а вну-
тренний диаметр расточки под втулку Do =
= A,12 -J-1,22) dn.

122
КОНСТРУКТИВНОЕ ОФОРМЛЕНИЕ АВТО-ТРАКТОРНЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ
(РАЗД. IV
Фрезеровать <зд _
«а глубину 1.5мм X
Ф2,Ч
Зенковать
на ф4*90'сдйух
Фиг. 51. Шатун двигателя ЗИС-5.

ГЛ. III]
АВТО-ТРАКТОРНЫЕ ДВИГАТЕЛИ
123
Расчёт стержня шатуна. На фиг. 52 при-
ведены соотношения размеров для двутав-
рового сечения, обеспечивающие необходимое
равенство Jx = 4Vy, при этих соотношениях
получим: ./л.=0,048-/У4, Jy = 0,012/i* и площадь
сечения F= 0,36fr2. Размеры Нл и Нн у верх-
ней и нижней головок выбираются равными:
Нв = @,48 ~ 0,6) Di, Нн = A,1 -г-1,35) Нв.
Размеры В и Ь у большинства шатунов
при изменении Н остаются постоянными, а
размер Л у нижней головки равен
hH = HH-(He-he).
Проверка стержня шатуна на продольный
изгиб от максимальной силы давления газов Рг
по формуле:
Ркр= D690,5 — 26,175— \. F,
D0)
где L — длина шатуна в ем; F — площадь се-
чения стержня у верхней головки в см2; р —
меньший радиус инерции сечения стержня у
верхней головки.
Радиусы инерции
= V 7Г. D1)
Коэфициент надёжности определяется от-
ношением
^
D2)
Этот коэфициент должен
быть не менее 2,5.
Фиг. 52. Эскиз для расчёта шатуна.
Напряжение сжатия в стержне шатуна
Значение о должно быть не более 1U—1/^
от предела прочности материала шатуна.
Расчёт нижней головки. Диаметр в свету
и длина нижней головки шатуна определяются
размерами шейки коленчатого вала.
Сечение крышки нижней головки опре-
деляется максимальными значениями сил
инерции поршня и шатуна. Учитывая требо-
вания жёсткости, Сдоп~ 500 кг/см2.
Сечение верхней части нижней головки
следует делать одинаковым с сечением крышки.
Расчёт шатунных болтов. Расчёт ша-
тунных болтов ведётся на максимальную силу
инерции массы поршневого комплекта и ша-
туна без нижней крышки для разносного
числа оборотов:
Fg-z
D3)
где /^ — сечение шатунного болта; г — число
шатунных болтов.
Коэфициент запаса 1,25 вводится на затяжку,
гарантирующую плотность стыка нижней го-
ловки при разносном числе оборотов. Допу-
скаемое напряжение: грузовики и тракторы —
с,г<1300 кг/см*; легковые автомобили ог<
<1900 кг/см*.
Коленчатые валы *
Выбор конфигурации коленчатого вала опре-
деляется числом и расположением цилиндров
двигателя, а также динамическими показате-
лями: уравновешенностью и равномерностью че-
редования вспышек.
Коленчатый вал четырёхтактных четырёх-
цилиндровых двигателей выполняется с распо-
ложением колен под углом 180°, шестицилин-
дровых — под углом 120° и восьмицилиндро-
вых— с расположением цилиндров в один ряд
под углом 90°; у восьмицилиндровых V-образ-
ных двигателей коленчатые валы крестообраз-
ные.
Количество коренных шеек для валов с под-
шипниками скольжения: четырёхколенных 3
или 5; шестиколенных 4 или 7; восьмиколен-
ных 5.
Таким образом валы получаются с одно-
коленными или двухколенными пролётами
между опорами.
Коленчатые валы с коренными подшипни-
ками качения выполняются двухопорными, при
увеличении числа опор вал приходится делать
составным.
В связи с требованием жёсткости конст-
рукции коленчатого вала, определяющей из-
носы деталей всего кривошипно-шатунного
механизма, в современных двигателях имеется
тенденция к увеличению диаметров шеек при
уменьшении их длины.
Диаметр фланца, к которому болтами кре-
пится маховик, делается примерно равным
ходу поршня, а толщина t — 0,05 D j^i, где D
и / — диаметр и число цилиндров.
На фиг. 53, 54, 55, 56 показаны коленчатые
валы карбюраторных двигателей М-1 и ЗИС-5
и дизелей ЯАЗ-204и М-17. Коленчатые валы из-
готовляются штамповкой и в отдельных слу-
чаях литьём. Изготовление литьём упрощает
и удешевляет производство валов.
Материалом для изготовления валов слу-
жит чаще всего углеродистая сталь (хромистая,
хромоникелевая, хромованадиевая, хромомо-
либденовая).
* Расчёт валов на крутильные колебания см. [9,23 и 16].

no CD
2uS
no EF
Щеки ЗиЧ
no-QH
(Дека 6
сеч по ей
(Деки 2иЬ
Ж
Размерен в дюпмал
26,28 ¦
1,75\-1,620-
-1,620-
-14,5615
¦16,932-
-7,376-
O.?i8 0,7'3
Фиг. 53. Коленчатый вал двигателя М-1.
0,995
вид по с трепке К

ГЛ. III]
АВТО-ТРАКТОРНЫЕ ДВИГАТЕЛИ
125
Общепринятый метод условного провероч-
ного расчёта коленчатого вала на прочность
как разрезной балки с пролётами, свободно
Фиг. 54. Коленчатый вал двигателя ЗИС-5.
опёртыми на двух опорах и нагружёнными
силой, сосредоточенной в середине шатунной
Фиг. 55. Коленчатый вал дизеля ЯАЗ-24.
шейки, ничем не отличается от расчёта валов
стационарных двигателей.
ствующей вдоль оси шатуна Pt при а = 360°, и
максимальному значению тангенциальной
силы Т.
Допускаемые напряжения
и удельные давления р
в кг/см*
Коренные шейки
Шатунные шейки
Щёки
"а г
X I
"и
Ртах
Ртах
п
300—1300
3°-8о
400—1600
бо-но
500—1500
Легковые
автомо-
били
2ОО— 16ОО
30—юо
400—1900
6О—I2O
400—1500
Расчётное положение кривошипа, соответ-
ствующее максимальному значению силы Г,
определяется из развёрнутой по углу пово-
рота кривошипа диаграммы тангенциальных
сил, учитывающей как силы давления газов,
так и силы инерции.
Значения действующих расчётных сил Pt,
Т и Z берутся также из вышеупомянутой раз-
вёрнутой диаграммы сил. В качестве расчёт-
ного режима работы обычно принимается один
из двух вариантов (в зависимости от типа
двигателя): режим максимальной мощности —
учитываются как силы давления газов, так и
Развернуть
Ф16+о-027 до на-
резки на дпи-
не 12 мм
' для всех шатунных шеек
Фиг. 56. Коленчатый вал дизеля М-17.
Расчёт прочности производится для двух силы инерции; или режим максимального кру-
положений коленчатого вала, соответствую- тящего момента-учитываются только силы
щих максимальному значению силы, дей- давления газов. При отсутствии точных данных

126
КОНСТРУКТИВНОЕ ОФОРМЛЕНИЕ АВТО-ТРАКТОРНЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ
[РАЗД. IV
Таблица 24
Основные типы коленчатых валов, шатунных и коренных шеек и щёк вала и их ориентировочные размеры
с
s
%
I
2
3
4
i
5
6
7
8
9
IO
Число
ЦИЛИНД
4
4
4
6
6
6
8
8
Шатун
вильчатый
Шатуны
рядом
Расположе-
ние
)ов
Линейное
„
„
я
я
-
V-образное
а
ч
m
о
с
о
о
s
х
а
3
5
3
4
7
5
9
3
3
tu
г
s
о,59
о,57
о,6о
0,69
0,67
о, 78
о,6з
о,74
о,65
Шейки вала в долях диаметра
коренные
Длина
1
о,8
0,67
о,53
0,69
0,65
о,6з
0,78
о.бд
0,87
о,57
2
Г,О
°,78
о.ЗЗ
0,83
о,б5
о,зб
о,79
о,4i
о,95
о,73
3
0,78
о,52
°,8з
о,б5
о.З6
o,8i
0,50
0,85
4
—
i,33
—
0,80
0,61
5
—
0,60
-
—
0,36
0,83 0,85
0,41
-
о,73
о,59
-
6
—
-
—
—
0,36
-
0,41
-
7
—
—
—
—
8
—
-
-
—
0,63 —
-
0.50
-
-
0,41
-
цилиндра
9
—
—
—
-
—
-
о,74
—
шатунные
а.
н
о
s
га
S
0,65
о,57
о,53
0,67
°,бз
o,6i
0,70
0.63
о,75
0.725
л
аз
s
•=*
0,65
o,6i
0,51
0,50
°>49
о,44
о,43
О) 4°
о,9i
о.57
Щёки вала в до-
лях диаметра ци-
Я
о*
5
3
о,8
о,7
о,85
о,78
о>78
о,91
о,бо
O.I
°,93
о ,93
линдра
1 ОЛ
щека
корот-
кая
0,28
о,3°
o,i8
0,28
0,38
0,25
0,24
0,20
0,28
0,28
щппа
щека
длин
ная
0.38
о,4
—
о,5
о.45
—
о,6о
—
о,38
0,38
ориентировочно можно принять следующие
значения максимальной величины тангенциаль-
ной силы Г и соответствующие ей значения
силы, действующей вдоль оси шатуна, Р( и
нормальной (радиальной) составной Z: для кар-
бюраторных двигателей Р( = 0,75Р2; Т=ОАР2:
Z=0,5P2, для дизелей Pt=0,9P2; 7-0.6P,;
Z=0,7Pz.
Основные типы коленчатых валов, шатун-
ных и коренных шеек и щёк вала и их ориен-
тировочные размеры в долях диаметра ци-
линдра даны в табл. 24.
ПОРШНЕВЫЕ КОЛЬЦА БЫСТРОХОДНЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ
Назначение поршневых колец. Поршне-
вые кольца служат для уплотнения зазора
между поршнем и цилиндром, для отвода
тепла от поршня и для удаления избытка
смазочного масла с рабочей поверхности ци-
линдра. В большинстве современных быстро-
ходных двигателей внутреннего сгорания эти
тря функции колец разделяются между у п-
лотн и тельными (компрессионными), вы-
полняющими первые две функции, и масло-
съёмными.
Номенклатура и классификация порш-
невых колец. Наименование элементов порш-
невого кольца приведено на фиг. 57.
Основным и наиболее распространённым
типом уплотнительного кольца является
простое самопружинящее концентрическое
кольцо.
Простым можно назвать кольцо, со-
стоящее из одной детали и образованное од-
ним витком, в отличие от составного
(например, состоящего из двух колец углового
профиля, сложенных так, что в сечении они
дополняют друг друга до прямоугольника,
замки же их сдвинуты), или двухоборот-
иого кольца.
С а м о п р у ж и ня щим называется порш-
невое кольцо, оказывающее давление на
стенки цилиндра вследствие собственной упру-
Радиальная
толщина
Рабочая
сторона
высота
Задняя
сторона
Зазор б замке
сбободного копьио
Фиг. 57. Наименование отдельных элементов поршневого
кольца: а —кольцо в рабочем состоянии; 5—кольцо о
свободном состоянии.
гости, в отличие от к р л ь ц а с экспанде-
ром, у которого необходимое давление на
стенку цилиндра достигается вследствие дей-

ГЛ. Ill]
ПОРШНЕВЫЕ КОЛЬЦА БЫСТРОХОДНЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ
127
ствия плоской фасонной пружины (экспандера),
которая с усилием заложена в канавку между
поршнем и кольцом.
Концентрическим называется про-
стое самопружинящее поршневое кольцо,
имеющее радиальную толщину постоянной,
в отличие от эксцентрического кольца,
у которого радиальная толщина меньше
у концов кольца и возрастает к сечению, ле-
влений, ббльшим на участках у концов
кольца.
М а с л о съём ны е поршневые кол ь-
ца. Самопружинящие маслосъёмные
кольца являются наиболее распространёнными.
На автомобилях применяются также маслосъём-
ные кольца с радиальным экспандером
(фиг. 62) Маслосъёмные кольца изготовляются
с разными профилями сечения (фиг. 63 и 64}
Фиг. 58 Сечение сим-
метричного поршне-
вого кольца.
Фиг. 59. Сечение несим-
метричного поршне-
вого кольца.
Маслосъемное п.к.
жащему против замка. В современных быстро-
ходных двигателях применяются только кон-
центрические поршневые кольца.
По форме сечения поршневые кольца могут
быть симметричными (фиг. 58) и н е -
" г. 59). ~
симметричными
Фиг. 60. Сечение клинчатого
поршневого кольца.
(фиг. 59). Последние
получили некоторое
распространение в
США (для верхних
поршневых колец);
предполагается, что
они лучше уплотняют,
перекашиваясь в ка-
навке.
Клинчатые уп-
лотнительные кольца
(фиг. 60) получили
применение на напряжённых авиационных
двигателях, так как они менее склонны к при-
горанию в канавке.
По форме замка различают поршне-
вые кольца с замками прямым (фиг. 61, а),
косым (фиг. 61, б) и ступенчатым (фиг. 61, в).
С точки зрения уплотнения последний имеет
небольшие преимущества, но дороже в произ-
водстве. Поршневые кольца с косым замком
различаются по направлению прорези на пра-
вые и левые.
По распределению радиальных
давлений по окружности поршневого
кольца до недавнего времени идеальными счи-
тались поршневые кольца с равномерным
в)
Фиг.61. Наиболее употребительные формы
замка поршневого кольца: а — прямой;
б — косой; в — ступенчатый.
распределением удельных давлений; такие
кольца являются наиболее распространёнными.
Одновременно начинают получать применение
поршневые кольца с заданным нерав-
номерным распределением удельных да-
Фиг. 62. Схема маслосъёмного поршневого кольца с экс-
пандером.
и снабжаются сверлениями или продолгова-
тыми прорезями для отвода масла.
Основные расчётные данные. Поршневые
кольца с равномерным распределением удель-
ного давления (имеются в виду простые само-
пружинящие концентрические уплотнительные
поршневые кольца).
Обозначения: D — диаметр цилиндра в мм;
Ъ—высота кольца (вдоль образующей) в мм*;
t—радиальная толщина кольца в мм; f—раз-
ница в мм между зазором в замке поршне-
Фиг. 63. Маслосъемное
кольцо без отверстия.
Фиг. 64. Маслосъемное
кольцо с продольными
отверстиями.
вого кольца в его свободном состоянии и за-
зором в стыке кольца, заложенного в цилиндр
номинального диаметра (зазоры считаются
в плоскости, касательной к наружной поверх-
ности кольца, нормально к образующей);
Е — модуль нормальной упругости материала
кольца в кг[мм2; р —удельное давление между
поршневым кольцом и стенкой цилиндра;,
араб — наибольшее напряжение на изгиб порш-
невого кольца в его рабочем состоянии; анад —
наибольшее напряжение на изгиб у кольца
при его надевании на поршень.
Основные соотношения. Приве-
дённые ниже соотношения имеют в виду со-
вершенно упругий материал, следующий закону
Гука. Но они оказываются практически при-
менимыми и для высококачественного чугуна
поршневых колец в пределах его упругих
* В проектируемом ОСТ этот размер обозначается^
.ширимой*.

128
КОНСТРУКТИВНОЕ ОФОРМЛЕНИЕ АВТО-ТРАКТОРНЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ
[РАЗД. IV
деформаций; модуль упругости Е в этом слу-
чае является условным.
«раб = 3-р (-у - lJ кг/мм2; D4)
кг/мм2; D5)
D6)
где k — числовой коэфициент, зависящий от
направления приложения усилий к концам
кольца при его разгибании для надевания на
поршень; k = 0,64-г-1,0; меньшая величина
соответствует применению специальных при-
ёмов надевания колец, обеспечивающих мини-
мальные напряжения.
Порядок расчёта поршневых колец. Об-
щепринятого порядка расчёта колец ещё не
имеется. Приведёнными соотношениями уста-
навливаются ограничения в возможном соче-
тании величин b, t и / для данного D и рас-
полагаемого материала кольца (данная вели-
чина Е и предельные допустимые значения
°над и араб> величина последнего зависит
также от условий работы кольца). Дополни-
тельные условия могут состоять в ограниче-
нии величины t или р.
Высота b уплотнительных поршневых колец
связана с количеством колец на данном поршне,
так как тепло от поршня в основном отво-
дится через кольца. Преимущество более узких
колец — меньшие удельные давления на стенки
канавок поршня, что существенно для порш-
ней из лёгких сплавов. Преимущество более
высоких колец — улучшение гидродинамиче-
ских условий трения. Применяемые величины
высоты поршневых колец даны в табл. 25.
Таблица 25
Высота поршневых колец (ОСТ 26054)
1
Диаметр ци-
линдра в мм
5°-8о
8а—по
115—14°
' 145—17°
i8o—200
Высота поршневых колец в мм
уплотнительных
2,5
3>°
3.5
4.°
5.°
маслосъёмных
з; 4
з; 4; 5
-4; 5; 6
--5; б
б
Радиальная толщина /. При меньшей
радиальной толщине кольцо является менее
жёстким, что может иметь значение с точки
зрения прилегания кольца к стенкам цилиндра
лри овализации последнего (например, при
деформации). Увеличение t представляется
желательным для повышения срока службы
кольца. Важной конструктивной характе-
I—J . Приме-
ристикои является отношение
няемые величины —даны в табл. 26 и 27.
Таблица 26
Отношение
по разным стандартам
Нормы и год
ОСТ 26054-40
SAE, 1947
Для поршневых ко-
лец повышенной ради-
альной толщаны *
D1N Кг 3101 1935
?> в мм
5°—9°
до—2ОО
5О-ЮО
125—2°°
5°-125
3°-17°
D __
Г ~
22,5-23,0
24,°
22-23,5
2б,О
20,0
25.°
* Рекомендуются только в качестве уплотнительных,
главным образом верхних.
Таблица 27
Уплотнительные поршневые
! §
<и
(-.
а
И
К
н
Авто-
мобиль-
ный
Авиа-
цион-
ный
автомобилей иi
цель
о
5
ГАЗ-АА
ЗИС-5
Форд
ДОДЖ."
32
Студе-
бекер
Шевро-
ле
Виллис
Мерлин
XX
Алли-
ссн 1710
Пратт-
Уитней
18Ь0
Дай-
млер-
Бенц
DB 601
Рон 14
в
Q
98.4
Ю1,6
83.8
87.3
Ю1.5
9°.4
79.4
137.2
139,7
139.7
15°,°
14°.°
m
•"
3.8
3.5
3.5
4,о
4,о
3.7
3-5
5-1
5.5
5,о
5.6
5.6
кольца
некоторых
авиамоторов [9]
Я;
и
3,1
4.7
2,3
3,1
3.1
2,3
2,4
2,4
2,4
3.°
2,О
03
15
14
12
13
17
14
и
2О
2О
25
24
2О
D
' t
25.8
29
24
22
25
24.5
22,5
27
25.4
28
26,8
24,8
1
га
«».
о,8—1,з
о, 7—1,о
1.5-2,1
1,7-2,2
1,4—1,8
1,2—1,6
1,3-1,6
О,9— 1,2
1,О— 1,2
o,8-i,i
о.9— i,o
1,О—1,2
03
#
"О
а
18,5
19 9
28,6
25,8
27,6
23.2
2О,8
21,2
19,6
2О,7
i8,9
18,6
* Для среднего значения р.

I7L Ш]
ПОРШНЕВЫЕ КОЛЬЦА БЫСТРОХОДНЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ
129
Модуль упругости Е для чугуна поршневых
колец хорошего качества: Е — 0,9 — 1,2 X
X Ю* kzjmmK
Удельное давление р уплотнительных ко-
лец принимается 0,8—1,5 кг\см^ и в неко-
торых автомобильных поршневых кольцах
доходит до 2 кг/см2.
Напряжения анад и <зраб. Напряже-
ние анад должно быть таким, чтобы кольцо не
получило остаточных деформаций при наде-
вании на поршень. араб должно быть таким,
чтобы при длительном напряжённом состоянии
при рабочей температуре не происходила
недопустимая потеря упругости кольца в ре-
зультате релаксации. Допустимая величина
A935 г.) для автомо-
колец предусматри-
д^раб
По стандарту DIN
бильных поршневых
валось стб— 18 кг\мм* и Oj^ = 1,85. Подан-
ной"
ньщ завода поршневых колец Гётце (Германия),
перед войной для автомобильных поршневых
колец применялось араб = 20 ч- 23 кг/мм2,
°^ = 1,5. По ОСТ 26054 для автомобильных
араб
поршневых колец ъраб принято около 30 кг/мм2,
1,0. Примеры величины
— около
современных
7раб
двигателей
°раб
поршневых колец
даны в табл. 27.
Зазор в стыке поршневого кольца /0,
заложенного в цилиндр, измеренный при нор-
мальной температуре, должен компенсировать
разницу в расширении кольца и цилиндра.
Величины зазора /0 даны в табл. 28.
Поршневые кольца с заданным
неравномерным распределением
удельных давлений. Поршневые ком-
прессионные кольца с повышенным началь-
ным удельным давлением у концов обладают
следующими преимуществами сравнительно
с поршневыми кольцами, имеющими эпюру
равномерных давлений: а) при той же сред-
ней величине начального удельного давления
общий срок службы кольца первого типа, опре-
деляемый наступлением местного неприлега-
ния у концов, удлиняется; б) в случае кольца
первого типа повышается та критическое
Таблица 28
Величина зазора/, в стыке поршневого кольца в мм
(по ОСТ 26054)
Замок
Косой под углом 45°
Диаметр цилиндра в мм
50-120
о,15—о,45
о,ю—0,30
125—2ОО
О,2О — О,6о
о,15—о,45
число оборотов двигателя, при котором начи-
нается сильная и быстро возрастающая потеря
поршневым коль-
цом его уплотняю-
щей способности.
Важной харак-
теристикой таких
поршневых колец
с неравномерным
распределением
удельных давле-
ний является эпю-
ра распределения
удельных давле-
ний по окружно-
сти. Она имеет гру-
шевидную форму
(фиг. 65). Общая
теория таких пор-
шневых колец и их
Фиг. 65. Эпюра распределения
удельных давлений у поршне-
вого кольца с повышенным
давлением у концов (окруж-
ность, указанная стрелкой, даёт
среднюю величину давления).
расчёт разработа-
ны докт. техн. наук
Б. Я. Гинцбургом
[7], исходя из соображений удлинения срока
службы колец. Кольца с неравномерным рас-
пределением удельных давлений применяются
Таблица 29
Химический состав чугуна поршневых колец индивидуальной отливки по советским нормам
Нормы
Год
Содержание основных элементов в %
-общ
Мп
Прочие
Твёрдость
по Роквел-
Горьковский автозавод им. Мо-
лотова (ГАЗ)
Автозавод им. Сталина (ЗИС).
ГОСТ 621-41 «Кольца порш-
невые тракторных двигателей
ША, Д2Г„ М17, МП7 и МТ17" . .
НКАП, 71 МТУ
1946
1940
ОСТ 20109 „Кольца поршневые
тракторных двигателей (тракто-
ров СТЗ-ХТЗ 15/30 и ЧТЗ „Стали-
нец-60")" . • .
3.65-3,9
3.2—3.7
3,7-4,°
3.4-3.8
о,7—о.9
2,7-3.1
2,7 -2,9
2,4-2,9
2,4-2,8
о,б—о,8
о,5-о,6
о,б-о,8
2,5—3.20,5-0,8
<о,о8
<о,ю
о.4—°.5
о,4—о,5
о,4—о,6
о,б—о,9
СГ<О,2
СГ<О,2
Ni<o,4
98-103
98—104
98—106
97—103
95—1О°
9 Том 10

130
КОНСТРУКТИВНОЕ ОФОРМЛЕНИЕ АВТО-ТРАКТОРНЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ
[РАЗД. IV
на некоторых советских машинах (например
автомобили ЗИС-110).
Стандартные размеры поршневых ко-
лец наиболее полно разработаны для двига-
телей автомобилей и тракторов. Радиальная
толщина кольца принимается в зависимости
от диаметра цилиндра, как указано в
табл. 26.
Вырез Д замка в свободном состоянии ре-
комендован по ОСТ 26054 из расчёта
l<Mr
D7)
где /тах — наибольшая радиальная толщина
кольца; Д? — припуск на обработку с обеих
сторон по толщине. При М = 0 получаем /j =
= 3,851.
Величина зазора /0 в замке сомкнутого
кольца, вложенного в калибр, изготовленный
по номинальному диаметру цилиндра, прини-
мается различной в зависимости от диаметра
цилиндра и от наибольшей разницы тем-
пературы нагрева стенок цилиндра и
кольца.
В табл. 28 приведены по ОСТ величины за-
зора /0. Для верхних уплотнительных колец
термически напряжённо работающих двига-
телей рекомендуется придерживаться верхних
пределов зазора.
В стандарте DIN Кг 3101 для интервала диа-
метров 30—170 мм предусмотрено 10 сту-
пеней изменения /0, причём сами величины /0
определены из расчёта разницы температур
стенки цилиндра и кольца в 100° С.
Материал и изготовление поршневых
колец. Уплотнительные и маслосъёмные
кольца изготовляются, как правило, из серого
чугуна. По твёрдости различают кольца нор-
мальной твёрдости (со структурой пер-
лита), которые являются самыми распро-
странёнными, и повышенной твёр-
дости.
К чугуну поршневых колец предъявляются
высокие требования в части, касающейся
микроструктуры, механических свойств и од-
нородности.
Чугун для поршневых колец различается
в зависимости от вида заготовки, из ко-
торой механической обработкой изгото-
вляются кольца (индивидуальная отливка
для изготовления одного кольца и маслота,
или отливка в виде короткой трубы для из-
готовления нескольких колец); от способа
отливки — в песок или в кокиль (для маслот)
и размера колец (для индивидуальных от-
ливок); от требуемых повышенных механи-
ческих свойств (поршневые кольца напря-
жённых авиационных двигателей).
Состав чугуна для колец индивидуальной
отливки (табл. 29) по разным спецификациям
почти одинаков, как и нормы твёрдости (см.
также ЭСМт. 4, стр. 46). В табл. 30 приведены
химический состав и механические свойства
чугуна для маслот поршневых колец авиацион-
ных двигателей.
Для повышения сопротивления релаксации
в чугун вводят легирующие элементы, что
имеет значение для поршневых колец авиа-
цюнных двигателей (верхнее кольцо у не-
Св
со
и
и
XS
о
ш
CJ
<и
К
и
S
Я
S
05
О
S-
X
0J
QJ
Ч
СП
и
X
п
о
U
(У
я
S
1ерж;
Со;
Г?
^u о*
* 5 S
* -3. 5
05 ?
ГУ CU
И CU
* Ж
Я
и
о
г
и
со
с
СЛ
1
и
3"
о
и
из
S
«=(
S
СО СЧ
II 1 1? |°
ЮО\
ючз
я я
Я Я IO0O Ю О\
1О Ю in 1> « О
я я со со со-*
• *
* *
0 0 0 0 О О
&c*i>v8v8 с
О Он н »^
1 1 1 t I
I 'Ml
я я
о" о"
Я Я О 0
>Г м" •-." .-Г
1
мм
юю осо
о" о' о" о"
о о
иГ ы ГО
1
Я Я V
о" о"
ю
ю ю сч я о" м
о" о" о" о" 1 1
W \^ \1' \// ^ "^
0 ^р
о
О О_ г;\о 0 С?
•«" «" о* о" ' 1
О О
Я Я О СЧ 00 СО
О О О 0 О О
\ А \ А \ // \ А \ Л \ Л
VVvvvV
я сч ю ю о о
4 -loo U tL
0 0 0 О 0 О
т if) if in *г>
со я" я* я" сч" я"
„ М | 1
00 Ю " О
i-i .-, СЧ к
О О IO
00 00 О\ С7\00 *-¦
О О О О О м
I}1 J>JiI
^о-о о о о*
ю ю ¦* ¦* со со
со со со со
I
СО (Ч
. . . к .
.... И:ш:си
Ям
' Ч Я S
х ч ч i! tu <и
О Я Я О О о
о а а и я ж
ф о о ^ » S
И Я 03 Ш^О
ICJ «Щ JdJ :flJ Оя Qi
л ^ л л н н
О 5
9* О^н
*"" <U
Л >.
a *
Г 8
о
О S
X Я
01
03 Ъ2
.. О
Q X
*~< X
о н
<=t о
S У
О О
о. о.
ь с
о
IS
s 2
11
* я
us Ч¦«
¦ч-"* *
* #
II *
к
S
S
св
н
спы
S
а
1
s
со
1
а.

ГЛ. Ill]
ПОРШНЕВЫЕ КОЛЬЦА БЫСТРОХОДНЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ
131
которых двигателей бывает нагрето до тем-
пературы 350° С и выше).
Поршневые кольца повышенной твёрдости
изготовляются главным образом из легиро-
ванного чугуна. Высокая твёрдость дости-
гается закалкой с последующим низким от-
пуском [42].
Способы изготовления поршне-
вых колец различаются в основном по
принципу формообразования. Кольцам в сво-
бодном состоянии придают такую форму,
чтобы, будучи заложенными в цилиндр но-
минального диаметра, они давали желатель-
ное распределение давлений на стенки цилин-
дра по его окружности [6, 9, 10, 41].
Формообразование при механи-
ческой обработке. „Старый" способ из-
готовления колец путём последовательных
обточек сжатых колец не обеспечивает долж-
ной конфигурации кольца и производитель-
ности.
Способ Беннета, состоящий в обработке
поршневого кольца по копиру, является наи-
лучшим по возможной точности получения
поршневого кольца желательной формы.
Формообразование пои литье —
самый распространённый способ в массовом
производстве автомобильных и тракторных
колец в СССР, США и Германии. Поршневое
кольцо, отливаемое индивидуально, полу-
чает в отлитом виде форму (некруглую), тре-
бующуюся от него в свободном состоянии. За-
дачей механической обработки является уда-
ление с отливки небольших припусков, при-
дание необходимой гладкости поверхностям и
вырезка замка.
Формообразование при нагреве,
или способ термофиксации, состоит в том,
что кольцо механически обрабатывается со-
вершенно круглы-м, даётся тонкая прорезь для
замка, затем между концами кольца вста-
вляется распорка и кольцо нагревается при
температуре 600° С около 1 часа. В резуль-
тате релаксации чугуна кольцо после осты-
вания остаётся разжатым и приобретает такую
форму, которая обеспечивает равномерное
распределение удельных давлений при его ра-
боте. Этот способ получил широкое развитие
за последние годы (в частности для порш-
нгвых колец авиадвигателей) и применяется
для колец из маслот и из индивидуальных от-
ливок (отливки круглой формы).
Обработка поверхности колец
имеет большое значение, так как от неё
зависят длительность периода приработки
и срок службы кольца в цилиндре.
Для ускорения приработки колец приме-
няется (особенно для авиационных колец) об-
работка рабочей поверхности на конус (при
стальных гильзах угол 30', при нитрирован-
ных Г).
Обработка рабочей поверхности ко-
лец обычно производится обтачиванием или
шлифованием, а боковых плоских сторон —
шлифованием или лаппингом (шероховатость
торцов поршневых колец авиадвигателей 5—12
микродюймов по Абботу).
В целях ускорения приработки широко
применяется химическая поверхностная об-
работка и покрытие чугунных колец. Наи-
более известны следующие виды поверх-
ностных обработок: оксидирование(например,
метод „феррокс"), фосфатирование, сульфи-
дирование, лужение оловом. Глубина обра-
ботки или толщина покрытия порядка 8 мк~
Все эти виды поверхностной обработки уско-
ряют приработку приблизительно в одина-
ковой мере [9].
Пористое хромирование чугунных порш-
невых колец применяется главным образом
к верхним кольцам с целью снижения износов
цилиндров и колец. Слой хрома, отлагаемый
электролитически на рабочей поверхности
кольца, имеет толщину 0,10—0,15 мм; поры
получаются при специальной дополнительной
обработке в электролитической ванне. Смазка
механически удерживается порами, вследствие
чего кольцо становится самосмазывающимся.
Q \
Фиг. 66. Схема ис-
пытания поршне-
вого кольца на
упругость при со-
средоточенной на-
грузке, приложен-
ной к нему.
П
Фиг. 67. Схема испыта-
ний поршневого кольца
пристягивании его гиб-
кой лентой. Рекомен-
дуемый способ испы-
тания.
Методы проверки качества поршневых
колец. Размеры. Помимо основных раз-
меров проверяется плоскостность боковых
поверхностей колец (ОСТ 26054).
Упругость колец проверяется по
ОСТ 26072. Усилие Q (фиг. 66 и 67), необхо-
димое для смыкания зазора на величину /
(т. е. до величины того зазора, которую имеет
кольцо, вложенное в цилиндр), указывается
в технических условиях на поршневые кольца
определённых моделей двигателей (например,
ГОСТ 621-41). *
Механические свойства чугуна
поршневых колец проверяются в соответствии
с указаниями, содержащимися в технических
условиях. Методы механических испытаний
чугуна поршневых колец указаны в ОСТ 26072,
а также [42].
Распределение удельных давлений кольца
по окружности определяется при помощи спе-
циальных приборов. Оценка отсутствия гру-
бых нарушений правильности формы кольца
производится проверкой на световой зазор
в контрольном кольце и проверкой формы
кольца, стянутого гибкой лентой. Кольца*
имеющие у концов несколько повышенное
удельное давление, показывают при последней,
проверке больший диаметр, измеренный по-
замку, чем перпендикулярно этому направле-
нию.
Испытание на двигателе даёт решающие
результаты для оценки качества поршневого
кольца.
Показателями служат пропуск газов,
потеря упругости, увеличение зазора в стыке
и состояние рабочей поверхности.

132
КОНСТРУКТИВНОЕ ОФОРМЛЕНИЕ АВТО-ТРАКТОРНЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ
[РАЗД. IV
АВТОМОБИЛЬНЫЕ ГАЗОВЫЕ ДВИГАТЕЛИ
(двигатели газобаллонных автомобилей)
ЧЕТЫРЁХТАКТНЫЕ АВТОМОБИЛЬНЫЕ
ГАЗОВЫЕ ДВИГАТЕЛИ, РАБОТАЮЩИЕ
ПО ЦИКЛУ ОТТО
Бензиновые двигатели, переведённые на
питание газом (без всяких переделок). Со-
поставление основных моторных свойств бен-
зина и баллонных газов (табл. 31) определяет
полную возможность перехода обычного че-
тырёхтактного бензинового двигателя на пита-
ние газом без всяких переделок.
Таблица 31
Сопоставление основных свойств баллонных газов,
бензина и дизельного топлива
1
Параметр
Теплотворная
способность
низшая в
ккал/кг кщл1м*
Теплотворная
способность
нормальной го-
рючей смеси
в ккал1м3 . .
Температура
самовоспламе-
нения нормаль-
ной горючей
смеси в °С . .
Октановое
число ....
Пределы1 вос-
пламеняемости
(примерно) в
% газа (пара)
по объёму в
смеси с возду-
Сжатьн
кока-
йные
о я
2 о*
со ч .
—
75°°-
IOOOO
760-780
55° -75°
до—но
; газы
!
нека-
йные
к я
Щ О.
о. о
—
35°°—
5°°°
75°-7б5
600-750
9°—но
7—22
<и
2
X
V
я Я
¦за
ю 75°-
н 5°°
—
85°
500—600
до—но
з-9
я
я
со
ж
из
ю 4°°
—
845
500-520
6о—7°
2.4—4i9
[ИВ О
rt 5
Я Е
IOOOO
—
840
35°-
38°
3°-35
2,5-5
Несколько меньшая скорость горения бал-
лонных газов мало влияет на работу двига-
теля, так как основную роль играют вихре-
вые явления в камере сгорания. При работе
на газе требуется лишь некоторое увеличение
угла опережения зажигания (на 5—10°), осу-
ществляемое обычно манеткой или октан-кор-
ректором (без перестановки зажигания).
Мощность или её определитель — среднее
эффективное давление ре, которое может быть
интерпретировано выражением
ре = 0,0427
кг\см\
D8)
при переходе с бензина на газ несколько
уменьшается вследствие уменьшения всех
(сжатые газы) или некоторых (сжиженные
газы) переменных сомножителей формулы D8).
В табл. 31 приведены значения Нсм для
нормальной газо-воздушной горючей смеси, а
в табл. 32—для HCM=f (а), определяемой выра-
жениями:
«богатая горючая смесь
я.
а-Ни
нормальная и бедная горючие смеси
И — Нн
"см (а>1)~ \ + а1т •
Теплотворная способность горючей смеси
для сжатых газов на 10—15% меньше, чем
для бензина, что является основной причиной
снижения мощности бензинового двигателя
при переводе его без всяких переделок на
Таблица 32
Теплотворная способность горючей смеси в зависи-
мости от коэфициента избытка воздуха <х для раз-
личных топлив
а,
°,6
о,8
1>о
1.2
1,4
1,6
1,8
2,0
2,2
2,4
Сжатые газы
у
ll
§§ J-
1" 5
«а; 11
723
75о
77°
653
565
5°°
448
4°4
368
338
" "щ
ll
о" *5|
la
||
° II
670
722
755
650
5б3
5°5
457
417
382
359
II ^
1 i
ы ^
| Ч
U 54
825
845
85°
715
614
¦ *
434
396
Зб2
КГ
в
: 10 400 1
кг
%
а?»
я'7
1 к
U3 ^
845
845
845
7°5
бо5
528
47°
423
383
352
.1^
ю
2 "
я ^
ii
ель
ХЮл
со **
я о
^ II
840
840
840
7°°
боо
522
419
З8о
35°
питание сжатым газом. Мощность снижается
также вследствие уменьшения коэфициента
наполнения %. Сохранение подогрева всасы-
вающего коллектора, компенсирующего рас-
ход тепла на испарение бензина, при работе
на газе вызывает увеличение температуры
рабочей смеси на 15—30°, снижающее ч\н. До-
полнительное уменьшение t\H имеет место
также вследствие увеличения гидравлических
потерь при вводе газа в карбюратор, как это
делается обычно для того, чтобы сохранить
полную универсальность двигателя.
Общая потеря мощности бензиновым дви-
гателем при переводе его без всяких пере-
делок на питание сжатым газом составляет
14-18%.
Экономика двигателя при переводе его с
бензина на газ определяется величинами, вхо-
дящими в выражение для ge и ^
623,2
ккал/л .с.ч.;т1е=-.г1мм.
E0)
D9)
Индикаторные к. п. д. на бензине и газе
(при прочих равных условиях) близки друг
другу.
На сжатых газах (особенно среднекало-
рийных) ч)м уменьшается вследствие увеличе-
ния относительной доли механических потерь.-

ГЛ. III]
АВТОМОБИЛЬНЫЕ ГАЗОВЫЕ ДВИГАТЕЛИ
133
Из приведённых факторов лишь один —
изменение •»)„— в равной мере относится к
сжатым и сжиженным газам. Что касается Нсм
и i\e, то на сжиженном газе они не меньше,
чем на бензине, и поэтому потеря мощности
бензиновым двигателем при переводе его без
всяких переделок на сжиженный газ не пре-
вышает 7<>/0.
На фиг. 68 приведены значения г\е двига-
теля при его питании различными топливами.
%0,26
= 0,24
0,22
0,20
С
с
ЕстестВ газ (с(.= 1,1+1,05)
\1бензин(о1.=1,07^ 1,08)
*-1»
/
i
"^>
^и)к.газ(оС = 0,д2-0,99)
I II I J
вет,газ(с[= Q.Q5-,
I I
09'
')
500
700 900 1100 1300
Число оборотов двигатепя
1500 n об/,
мин
Фиг. 68. Зависимость т\ от типа топлива.
Влияние а на Ne и ge газового двигателя
представлено на фиг. 69. '
На баллонных газах, так же как и на бен-
зине, максимальная мощность достигается на
обогащенных смесях при о = 0,85—0,9 (лишь
too
90
80
ft%
m
no
I Ю0
Свет, газ
газ уЕстеств. и свет.гаэ
Ы соотв. Qcmin
I Естеств. газ_
Бензин \
Свет, газ
Смгил.,я13
/
„/0,9 /,0 /,/ i2 /,3 /,4 /,5 /,6 /,7 /,5 с*
Козфиимент избытка воздуха
Фиг. 69. Зависимость мощности и удельного расхода от
коэфициента избытка воздуха для различных топлив.
метан является некоторым исключением) и наи-
лучшая экономичность на обеднённых смесях
при <х = 1,15-т-1,3.
В отличие от работы на бензине отмечается
возможность работать на баллонных и осо-
бенно на сжатых газах при значительно
обеднённых смесях, что определяется более
широким диапазоном сгорания баллонных га-
зов в смесях с воздухом (табл. 31). При этом
удельный расход почти не увеличивается в
довольно широком диапазоне обеднения смеси,
особенно для газов, содержащих значительный
процент водорода (коксового, светильного).
Эти особенности газовых двигателей обу-
словили целесообразность применения для них
качественного регулирования. Последнее су-
щественно снижает удельный расход на ча-
стичных нагрузках лишь при условии значи-
тельного изменения угла опережения зажи-
гания (фиг. 70).
Практически наиболее удобным является
метод комбинированного регулирования хотя
а
о о
4*
40
1,0
1L
W
Икал.
П.С.Ч.
4500
3500
в°
ho
20
•
с-
\
\
b^*
cab
\ Коэфициент избытк
\ воздуха
\
bub'-
a
\
\
-Л
/
с
\:
Удельный расхф
Ч
V ^^
a
s Угол опережения
a
20
Нагрузка
60
Фиг. 70. Различные способы регулирования автомобиль-
ного газового двигателя: а —количественное регулиро-
вание; Ъ и Ь'— качественное регулирование; с — комби-
нированное регулирование; 8 — угол опережения зажи-
гания.
бы по экономайзерному способу, принятому
для бензиновых двигателей. На частичных на-
грузках комбинированное регулирование даёт
10—15% экономии топлива (по сравнению с
обычным количественным при помощи дрос-
сельной заслонки и регулировки на NemBX при
полном дросселе).
Важным преимуществом автомобильных га-
зовых двигателей перед бензиновыми является
увеличение долговечности, так как при пере-
воде двигателя на питание газом исчезает
проникновение в цилиндры жидких фракций
топлива, столь существенно влияющих на износ
бензиновых двигателей.
Карбюраторные двигатели, переведён-
ные на питание баллонными газами с не-

134
КОНСТРУКТИВНОЕ ОФОРМЛЕНИЕ АВТО-ТРАКТОРНЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ
[РАЗД. IV
большими изменениями. Значительное повы-
шение показателей бензинового двигателя при
переводе его на питание баллонным газом
может быть достигнуто повышением степени
сжатия, разделением всасывающего и выпу-
скного коллекторов и применением специаль-
ного смесителя (вместо карбюратора-смеси-
теля).
Высокие октановые числа баллонных газов
позволяют применять для них значительно
Ntn.c.
210
200
190
180
170
•о
1 150
I ил
| ao
I 120
t Щ
%wo
CD
90
90
i
77
8 g
<= 2
80Ь 900 1000 1100 1200 1300 1Ш1500 П oSJmuh
Число оборотов двигателя
Фиг. 71. Мощность двигателя при работе по разным
циклам на дизельном топливе и светильном газе:
1 — цикл Отто; s-12; регулировка на максимальную
экономичность; 2— цикл Отто; е=12; регулировка на
максимальную мощность; 3 — цикл Эррена; е=12; регу-
лировка на максимальную экономичность; 4 — цикл
Эррена; е = 12; регулировка на максимальную мощность;
5—расчётная кривая мощности при цикле Эррена [по
формуле E2)]; 6 — цикл Дизеля; е=22.
увеличенную (чем для бензина) степень сжатия.
Оптимальная степень сжатия лежит в пределах
8,0—8,5 (сжиженные газы), 10—12 (сжатые
газы). Для переоборудов*анных бензиновых
двигателей сменой головки обычно можно
повысить степень сжатия на две единицы, не
зажимая клапанов, и не увеличивая чрезмерно
тепловых и механических напряжений. Такое
повышение степени сжатия даёт увеличение
мощности приблизительно на 13% при умень-
шении удельного расхода примерно на 15%.
Разделение коллекторов важно для увели-
чения максимального крутящего момента, так
как влияние температуры рабочей смеси ска-
зывается в большей мере при работе на малых
оборотах.
Применение специального газового смеси-
теля Еместо карбюратора-смесителя несколько
увеличивает мощность двигателя вследствие
уменьшения гидравлических потерь, суще-
ственно улучшает (на 10—15%) экономику при
частичных (эксплоатационных для транспорт-
ных двигателей) нагрузках и гибкость ра-
боты двигателя — переходы от одного режима
к другому.
Перечисленные мероприятия дают общее
увеличение мощности и крутящего момента
на 18—25% и улучшение экономичности на
20—30% (особенно при частичных нагрузках).
Даже в наименее благоприятном случае при-
менения коксового или светильного газа мощ-
ность становится равной развиваемой на бен-
зине, эффективный же к. п. д. достигает вели-
чины на 5—10% большей, чем на бензине. На
метановых газах двигатель развивает мощность
на 8—12%, а на сжиженных газах на 15—20%
большую, чем на бензине.
Конвертированные дизели. Трудности
перевода двигателя Дизеля на питание бал-
лонным газом без изменения характера рабо-
чего процесса обусловлены более высокой
температурой самовоспламенения баллонных
газов, чем дизельного топлива, и меньшей про-
бивной способностью струи газового топлива
вследствие его меньшего удельного веса.
На фиг. 71 и 72 приведены мощность и эко-
номичность двигателя при работе по разным
циклам на разных топливах.
150
НО
в 130
§ 120
I «0
К кал.
/
/
1,
>
/
//
/
/
/
V
/-
/
/
/
у
2-
/г
/
у'
/
/
~3
\
600 700 800 900 fOOO 1100120013001Ш П oSfH
Число оборотов двигателя
Фиг. 72. Мощность и экономичность двигателя при работе
по разным циклам на дизельном топливе, сжиженном
и генераторном газе: 1 — цикл Отто; сжиженный газ;
е — 8,4; регулировка на максимальную мощность
(«=0,9—0,93); 2— цикл Дизеля; дизельное топливо;
е=13,5; камера Ланова; «=1,2; 3— цикл Дизеля — Отто;
сжиженный газ; в = 13,5; камера Ланова с отключённой
воздушной камерой; а=1,2— 1,25;4-цикл Дизеля—Отто;
генераторный газ; s=13,5; камера Ланова с отключённой
воздушной камерой; а=1,0.
Для перевода дизеля на питание сжатым
газом без изменения характера рабочего про-
цесса необходимо повышение степени сжатия
до 8 = 17-7-19 и применение весьма высокого
давления впрыска.
Эти трудности практически почти исклю-
чают возможность работы дизеля на газе.
Некоторые перспективы имеют попытки при-
менения сжиженных газов для работы по циклу

ГЛ. III]
АВТОМОБИЛЬНЫЕ ГАЗОВЫЕ ДВИГАТЕЛИ
135
Дизеля посредством впрыска жидкого газа
обычным дизельным насосом. Однако и здесь,
помимо высокой температуры самовоспламе-
нения имеются ещё трудности, связанные с по-
дачей топлива: паровые пробки в топливопро-
водах, недостаточная пропускная способность
дизельного насоса (при условии сохранения
возможности обратного перехода на нефть).
Одним из наиболее эффективных способов
перевода дизеля на питание баллонными га-
зами является его конвертирование
для работы по циклу Отто. При этом степень
сжатия понижается до оптимальных значений:
для сжиженных газов 8—8,5 и для сжатых
10—12.
В этом случае на газе возможно получение
мощности на 15—25% большей, чем на дизель-
ном топливе (при регулировке на максималь-
ную мощность).
При нежелании форсировать двигатель и
стремлении сохранить на газе примерно ту же
мощность, что и на нефти, достаточно приме-
нить экономическую регулировку, сохраняю-
щую то же ge, что и на нефти при частичных
нагрузках.
Существенной практической трудностью
при конвертировании дизеля является обеспе-
чение надёжного зажигания при высоких да-
влениях сжатия. Целесообразно (а иногда
необходимо) применение двух свечей на один
цилиндр.
ЧЕТЫРЁХТАКТНЫЕ АВТОМОБИЛЬНЫЕ
ГАЗОВЫЕ ДВИГАТЕЛИ, РАБОТАЮЩИЕ
ПО ЦИКЛАМ ДИЗЕЛЯ—ОТТО И ЭРРЕНА
Дизель на бинарном топливе. Перевод
дизеля на питание баллонным газом посред-
ством конвертирования его для работы по
циклу Отто исключает возможность быстрого
перехода на жидкое топливо. Такая возмож-
мой небольшой дозой дизельного топлива, ко-
торая впрыскивается обычным дизельным насо-
сом в конце хода сжатия (фиг. 73).
Характерные особенности цикла Дизеля —
Отто заключаются в приближении процесса
сгорания к неуправляемому, в увеличенном
запаздывании воспламенения и в расширении
диапазона сгорания (по а).
Приближение процесса сгорания к неупра-
вляемому характеризуется в первую очередь
dp
увеличением скорости нарастания давления —
и максимальных давлений цикла р2. Увеличе-
нием коэфициента избытка воздуха и подбором
момента зажигания обычно удаётся привести
~- и рг к допустимым величинам, без существен-
ного понижения показателей двигателя. Всё же
для цикла Дизеля—Отто ~- несколько больше,
чем для цикла Дизеля: на 1,5—2 amjzpad в на-
чале сгорания и 0,5—0,7 am/град в среднем за
процесс. Приближение процесса к циклу Отто
имеет, однако, и положительную сторону —
увеличение термического к. п. д.
Увеличение запаздывания воспламенения
газового цикла Дизеля — Отто (по сравнению
с циклом Дизеля на нефти) составляет 4—8°
поворота коленчатого вала. Причиной этого
служит уменьшение количества кислорода к мо-
менту впрыска вследствие начавшейся ещё
в процессе сжатия реакции окисления в газо-
воздушной смеси. Это окисление является
началом цепной реакции, ведущей к само-
воспламенению. Высокая степень сжатия спо-
собствует этой реакции, однако она не успе-
вает закончиться из-за краткости времени.
Лишь добавочная энергия впрыскиваемого
легковоспламеняющегося дизельного топлива
вызывает воспламенение.
Эррен
1от
Дтепь-Отт
Впрыск дозы
дизельного топливо
Всасывание еазобоздушной снеси
fam
Зажигание искрой
Вдувание
газа
tarn
*- Всасывание воздуха
\ Двухтактный дроцесс
Зажигание
искрой
Впрыск дозы
дизельного топлива
Вдувание
газа
Продувка и зарядка воздухом
Фиг. 73. Рабочие циклы газовых двигателей.
ность сохраняется в случае применения дру- Возможность более полного, чем на жидком
гого способа, получившего название цикла Ди- топливе по циклу Дизеля, использования воз-
зеля — Отто или газо-дизельного. Он заклю- _„„„ /¦„wo^T.,a, .-о-,,, i nc . i
чается во всасывании и сжатии газо-воздуш- дУха (сжатые /азы «ш1п = 1,05ч-1,1. сжижен-
ной смеси (как в двигателях Отто),поджигае- ные amin = Ыо-г-1,2) позволяет максимально

136
КОНСТРУКТИВНОЕ ОФОРМЛЕНИЕ АВТО-ТРАКТОРНЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ
1РАЗД. IV
использовать литраж в отношении мощности.
Возможность работы на более бедных смесях
(чем по циклу Отто) особенно важна для сжи-
женных газов. Вместо атах =1,25-т-1,3, являю-
щегося пределом в случае цикла Отто, здесь
нормальное сгорание наблюдается при а = 2
и больше. Возможности применения качествен-
ного регулирования расширяются вследствие
большей (чем от искры в цикле Отто) энер-
гии воспламенения капелек жидкого топлива,
создающих очаги воспламенения сразу в не-
скольких местах, и не у холодных стенок (цикл
Отто), а в самом центре газо-воздушного за-
ряда.
Конструкция камеры сгорания двигателя
существенно влияет на его работу по циклу
Дизеля — Отто на газе. Наилучшие результаты
получаются у однокамерных дизелей, наихуд-
шие—у двигателей с разделённой камерой сго-
рания и другими теплоаккумулирующими и
вихревыми приспособлениями. Высокая сте-
пень сжатия цикла Дизеля — Отто заставляет
Фиг. 74. Изменение головки предкамерного дизеля при
переводе его на питание газом по циклу Дизеля — Отто:
а — распылитель непеределанного дизеля; b — втулка
(вместо распылителя) переделанного двигателя.
избегать всяких очагов калильного зажигания.
Это особенно важно в случае сжиженных
газов, обладающих к тому же наибольшей
(среди баллонных газов) склонностью к дето-
нации.
На фиг. 74 показана замена распылителя а
в предкамерном дизеле при переводе его на
газ сквозной втулкой Ъ. Таким образом, не
только устраняется наиболее раскалённая
теплоаккумулирующая часть пространства сго-
рания, но и обеспечивается доступ впрыски-
ваемой струи дизельного топлива в самый
центр газо-воздушной смеси. Такая замена,
однако, резко понижает показатели двигателя
при его работе на дизельном топливе, но она
необходима для обеспечения удовлетворитель-
ной работы на газе.
Допускаемая степень сжатия ограничи-
вается детонационными свойствами топлива:
для сжиженных газов е = 13-7-14, для сжатых
газов е = 16---17.
Таким образом, для сжатых газов возможно
сохранение е дизеля неизменной, а для сжи-
женных зачастую приходится принимать меры
к понижению е.
Для предотвращения детонации вместо кон-
структивных мероприятий по уменьшению сте-
пени сжатия можно применять позднее воспла-
менение и увеличение коэфициента избытка
воздуха.
Позднее воспламенение помимо замедления
сгорания равноценно понижению степени сжа-
тия (воспламенение происходит в положении
поршня после в. м. т.) и вызывает существен-
ное понижение мощности и экономичности дви-
гателя. Более выгодно обеднение смеси, отри-
цательно отражающееся лишь на мощности.
Для сжиженных газов детонация ограничи-
вает amin величиной 1,25—1,3. Для сжатых
газов возможны значения «min = 1,05 4-1,1 •
Минимальный расход дизельного топлива
определяется величиной потребной энергии для
воспламенения и бесперебойного сгорания.
В наилучших условиях для однокамерных
транспортных двигателей при полной нагрузке
минимальный расход дизельного топлива соста-
вляет 10—13% к расходу при работе только
на нефтяном топливе по циклу Дизеля. Для
двигателей, у которых доступ струи жидкого
топлива к центру газо-воздушной смеси за-
труднён (предкамерные и т. п.), расход дизель-
ного топлива увеличивается до 20—25%.
Эксплоатационный расход обычно значи-
тельно выше вследствие практических затруд-
нений с обеспечением оптимальной регули-
ровки на всём диапазоне неполных нагрузок.
Кроме того, запуск и прогрев холодного дви-
гателя всегда удаются только на чистом ди-
зельном топливе.
Затруднения в обеспечении минимально
необходимого количества дизельного топлива
при разных нагрузках могут также представить
пределы регулировки дизельного насоса.
Момент впрыска выбирается оптимальным
(на 6—8° более ранний, чем для нефтяного
топлива в цикле Дизеля) с некоторым отклоне-
нием в сторону запаздывания для обеспечения
более мягкого хода двигателя.
Мощность и экономичность двигателя, ра-
ботающего по циклу Дизеля — Отто, опре-
деляются в сравнении с мощностью того же
двигателя на нефтяном топливе (цикл Дизеля)
формулой D8).
Существенное влияние на мощность и эконо-
мичность оказывает коэфициент избытка воз-
духа а, от которого непосредственно зависят
Нем и fit-
Необходимо различать коэфициент избытка
воздуха цикла Дизеля — Отто при сжатии и
сгорании вследствие добавления в конце сжа-
тия жидкого топлива. Соответственно Нсм для
бинарного топлива определяется формулой,
отличной от формулы D9):
E1)
1+r-
Т.г
где Ннг, Ннж, ЬТг, LToK— соответственно
низшие теплотворные способности и коли-
чества воздуха, необходимые для сгорания
газа и жидкого топлива; ад—о — коэфициент
избытка воздуха при сгорании по циклу Ди-
зеля — Отто; a — коэфициент избытка воздуха

ITU III]
АВТОМОБИЛЬНЫЕ ГАЗОВЫЕ ДВИГАТЕЛИ
137
при всасывании; г — доля тепла, вводимого
с воспламеняющей дозой дизельного топлива,
относительно тепла, вводимого с газом.
Связь допустимого коэфициента избытка
воздуха с конструкцией, показанная приведён-
ными ранее данными, определяет возможность
получения разнообразных соотношений между
мощностью, развиваемой двигателем на дизель-
ном топливе (цикл Дизеля) и смешанном
топливе (цикл Дизеля — Отто).
Для однокамерных двигателей, работающих
на дизельном топливе с наибольшим а A,5—1,7),
а на смешанном топливе с наименьшим а A,1—
1,3), возможно значительное превышение мощ-
ности на бинарном топливе даже при средне-
калорийных сжатых газах.
Для двигателей с разделённой камерой сго-
рания, работающих на дизельном топливе
с наименьшим а A,2—1,9), опасность детона-
ции и худшие условия проникновения воспла-
меняющей дозы дизельного топлива в центр
газо-воздушной смеси заставляют применять
на смешанном топливе увеличенные а, и даже
на сжиженном газе возможно значительное
падение мощности на бинарном топливе.
В среднем можно считать, что при цикле Ди-
зеля — Отто достигается величина мощности,
близкая к дизельной.
При переходе на цикл Дизеля — Отто имеет
место уменьшение ч\н вследствие установки
всасывающего коллектора. Это уменьшение
обычно не превышает 4°/0.
Изменение т\е, существенно влияющее на
мощность и экономичность двигателя, в основ-
ном зависит от Гц и г$-п так как г\м изменяется
при переходе на цикл Дизеля — Отто лишь
в той мере, в какой изменяется доля механи-
ческих потерь в соответствии с тем или иным
изменением эффективной мощности.
При переходе на цикл Дизеля — Отто из-
менение t\t и ¦%• благоприятно. Специфическое
для цикла Дизеля — Отто увеличение t\t (при
полной нагрузке) обусловлено отходом от
цикла Дизеля в сторону цикла Отто, обладаю-
щего лучшим теплоиспользованием. На фиг. 75
степень приближения к циклу Отто выражена
отношением максимального давления сгорания
к начальному давлению сжатия &-. Увеличе-
на
ние Щ! объясняется лучшим смесеобразованием
при цикле Дизеля — Отто и достигает 6—8%.
В результате сочетания преимуществ циклов
Отто (лучшее смесеобразование) и Дизеля
(высокая е) i\e цикла Дизеля — Отто при
равных е и а на 10—20% выше, чем t\e цикла
Дизеля.
Вследствие того что обычно а цикла Ди-
зеля — Отто несколько меньше а цикла Дизеля,
повышение экономичности равно 5—10%. При
неполных нагрузках экономичность цикла Ди-
зеля — Отто понижается. Кривая удельного
расхода обнаруживает характерный для цикла
Отто подъём по мере уменьшения нагрузки
(фиг. 76). Увеличение удельного расхода по
мере уменьшения нагрузки зависит от способа
регулирования двигателя.
Методы регулирования двигателя,
работающего по циклу Дизеля — Отто, помимо
обычного разделения на качественный и коли-
чественный, отличаются также по способу по-
дачи дизельного топлива. Возможны подача
постоянного количества (отрегулированного на
полную нагрузку) и уменьшение дозы дизель-
ного топлива при понижении нагрузки.
Последний способ в соединении с качествен-
ной регулировкой газо-воздушной смеси даёт
наилучшие результаты в отношении увеличе-
ния t\e и экономии жидкого топлива при не-
полных нагрузках. Уменьшение удельного
1,0 1,2 1,4 f,6 1,8 2JB 2,2 2,4 2.8 2,8 <Х
Коэфициент избытка воздуха
Фиг. 75. Термический к. п. д. цикла Дизеля —Отто в зави-
симости от степени сжатия, коэфициента избытка воз-
духа и степени приближения к циклу Отто, определяе-
pz
мой отношением—.
Р
расхода при качественном регулировании (по
сравнению с количественным) достигает 14—
18% (фиг. 76), однако, как и в случае цикла
Отто (см. фиг. 70), необходимо изменение мо-
мента опережения зажигания (впрыска) в более
3.0
г
2,0
| 1,5
3 1,0
Man.
—--
3500
2500
¦2000,
¦ч
\
—.^
'2,0 2J 3,0 3,5 4,0 4,5 5,0 5,5 6,0 ре><?2
Среднее эффективное давление см
Фиг. 76. Качественное и количественное регулирование
двигателя,
Дизеля на
качественное регулирование газо-воздушной смеси;
3 — цикл Дизеля — Отто; количественное регулирование
газо-воздушной смеси.
работающего по циклу Дизеля—Отто: 1—цикл
дизельном топливе; 2 — цикл Дизеля— Отто;
широких пределах. При совсем малых нагруз-
ках качественное регулирование зачастую ста-
новится несостоятельным из-за слишком вялого
горения сильно обеднённых смесей.
Цикл Эррена. Четырёхтактный цикл Эр-
рена, как и процесс Дизеля — Отто, является
специально газовым. Он заключается во всасы-
вании чистого воздуха, вдувании газа в камеру

138
КОНСТРУКТИВНОЕ ОФОРМЛЕНИЕ АВТО-ТРАКТОРНЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ
[РАЗД. IV
сгорания в первой половине хода сжатия и
принудительном зажигании смеси электри-
ческой искрой в конце сжатия (см. фиг. 73).
Вдувание газа происходит в начале сжатия, и
его давление невелико C—5 ати).
Цикл Эррена отличается от цикла Отто
большим весовым зарядом рабочей смеси в ре-
зультате своеобразного наддува.
Увеличение наполнения по циклу Эррена
'происходит вследствие замещения воздухом
объёма, занимаемого газом при всасывании
по циклу Отто, и уменьшения гидравлических
сопротивлений в результате упрощения всасы-
вающей системы:
ДВУХТАКТНЫЕ ГАЗОВЫЕ ДВИГАТЕЛИ
При переводе на питание газом двухтакт-
ных автомобильных двигателей, помимо указан-
ных ранее трудностей, добавляются осложне-
ния с продувкой, затрудняющие для дизелей
применение цикла Дизеля — Отто.
Перевод быстроходных двухтактных ди-
зелей на газ производится при помощи приспо-
соблений, обеспечивающих минимальную по-
терю газа при продувке.
Такое приспособление для двухтактных дви-
гателей с кривошипно-камерной продувкой,
названное пульсатором, показано на фиг, 78.
"ЧнОт
l+aLT
aLT
E2)
где k — коэфициент, учитывающий уменьше-
ние гидравлических сопротивлений и равный
1,06—1,08.
. 1 + aL г
Влияние фактора — , тем больше,
*LT
теплотворная способность
смеси
чем ниже
(фиг. 77).
Изменение мощности двигателя легко под-
считать, если принять начальное давление сжа-
тия пропорциональным (условно) изменению %.
/
2 3
4 5
2,6
2,U
&
2,0
1,8
1 1,0
w
ПнОт
2,6
2A
2,0
,40,60,81 2 3 4 56789Ю 20 30 40Lrм3/м*
Количество воздуха, необходимое для сгорания
Фиг. 77. Увеличение наполнения и теоретического (услов-
ного) давления начала сжатия при цикле Эррена по срав-
нению с циклом Отто: а — увеличение наполнения бла-
годаря замещению воздухом объёма, занимаемого газом
при нормальном всасывании по циклу Отто
b — общее увеличение наполнения с учётом также
уменьшения сопротивлений всасывающей системы
1 + a.LT \
= I ; с — теоретическое (условное) давле-
ние начала сжатия: 1 — генераторный газ; 2—светиль-
ный или коксовый газ; 3— метан; 4 — пропан; 5— бутан.
Подсчитанная таким образом мощность мало
отличается от практически замеренной (см.
фиг. 71).
Эффективный к. п. д. цикла Эррена обычно
несколько ниже, чем цикла Отто (при прочих
равных условиях) вследствие худших условий
смесеобразования.
Фиг. 78. Пульсатор для перевода двухтактного
дизеля на питание газом.
Воздух засасывается в кривошипную камеру
без примеси газа через обратный клапан / при
ходе поршня вверх. При ходе поршня вниз
газ засасывается в цилиндр через систему кла-
панов 2, 3, 4.
Другим способом является цикл Дизеля —
Эррена, заключающийся в продувке и зарядке
цилиндров чистым воздухом и дозарядке их
газом по ходу сжатия с поджиганием в конце
сжатия воспламеняющей дозой дизельного
топлива (см. фиг. 73).
Двухтактный процесс с дозарядкой цилин-
дров газом по принципу Эррена по ходу сжатия
и зажиганием от искры наилучшим образом
отвечает благоприятным условиям смешения
с воздухом, высоким антидетонационным свой-
ствам и температуре воспламенения газового
топлива.
Учитывая также, что в случае применения
баллонных газов не требуется дополнительного
расхода энергии и каких-либо устройств для
сжатия впрыскиваемого газа, следует признать
двухтактный цикл Эррена принципиально наи-
более подходящим для этого топлива.
СОПОСТАВЛЕНИЕ РАБОЧИХ ЦИКЛОВ
БЫСТРОХОДНЫХ ГАЗОВЫХ
ДВИГАТЕЛЕЙ
При оптимальных условиях для каждого из
рассмотренных циклов наилучшие результаты
могут быть достигнуты для четырёхтактных
двигателей по использованию литража (литро-
вой мощности) при цикле Эррена с е = 8,5—12,

ГЛ. Ill]
МАЛОЛИТРАЖНЫЕ ТРАНСПОРТНЫЕ ДВИГАТЕЛИ
139
0 = 0,9—1, по экономичности при цикле Отто
е = 8,5—12, о= 1,2—1,3. Эти показатели зна-
чительно превосходят показатели бензиновых
двигателей и дизелей.
Цикл Диз*еля — Отто, хотя и имеет высокие
показатели (см. фиг. 71,72), по экономичности
равноценные, а по мощности несколько лучшие,
чем у дизеля на нефти, всё же уступает циклам
Отто и Эррена, обеспечивающим более пол-
ное использование воздуха, лучшее тепло-
использование и более соответствующим свой-
ствам баллонных газов как моторного топлива.
МАЛОЛИТРАЖНЫЕ ТРАНСПОРТНЫЕ ДВИГАТЕЛИ
Назначение и тип машины обусловливают
различные динамические и экономические по-
казатели, от которых зависят конструкция и
параметры мотоциклетных двигателей и мало-
литражных автомобильных двигателей.
Машины городского типа должны обладать
хорошей приёмистостью, иметь относительно
низкую максимальную скорость, хорошую эко-
номичность в пределах допустимых скоростей
городского движения, высокую техническую
скорость движения и обладать большим запа-
сом мощности.
Туристские и спортивные машины могут
иметь несколько худшие динамические пока-
затели, более высокую максимальную ско-
рость, меньший запас мощности и быть эко-
номичными на повышенных скоростях движе-
ния.
Гоночные машины рассчитаны на достиже-
ние максимальных скоростей, поэтому они
должны иметь возможно большую максималь-
ную мощность при наименьших размерах дви-
гателя. Экономика и динамика машины в этом
случае не имеют первенствующего значения.
К малолитражным автомобильным дви-
гателям относятся двигатели внутреннего
сгорания с Vs не более 2000 смъ.
Рабочий объём цилиндров. Число и
рабочий объём цилиндров Vs малолитражных
двигателей, применяемых для машин различ-
ного назначения, даны в табл. 33.
Таблица 33
Число цилиндров и рабочий объём мотоциклетных
машин и автомобильных двигателей
Двигатель
Мотоциклетный:
Лёгкий
Средний ..••..•
Тяжёлый
Автомобильный:
Лёгкий
Нормальный ....
Туристский ....
Тяжёлый
Объём цилин-
дров V. в см3
S
150—250
300-500
50О—I2OO
До 90о
9О0— I20O
I2OO—16ОО
хбоо—зооо
Число цилин-
дров {
I
1 — 2
э-4
з-4
4
4-6
4-6
Число тактов. Двухтактные мотоциклет-
ные двигатели изготовляют с Vs не более
350 см*, так как при больших Vs затруднено
воздушное охлаждение двух цилиндров.
Рабочий объём малолитражных автомобиль-
ных двухтактных двигателей до-600 см3.
Число и расположение цилиндров. На
фиг. 79 и 80 представлены схемы расположе-
ния цилиндров.
Данные о производстве мотоциклетных и
малолитражных автомобильных двигателей
Фиг. 79. Схемы расположения двух цилиндров.
Фиг. 80. Схемы расположения четырёх цилиндров.
в зависимости от числа и расположения цилин-
дров приведены в табл. 34.
Таблица 34
Данные о производстве мотоциклетных и малоли-
тражных автомобильных двигателей в % в зависи-
мости от числа и расположения цилиндров
Расположение
Вертикальные в
ряд
Вертикальные
параллельно . . •
Наклонные . . .
V-образные . • .
Горизонтальные
Всего .
Мотоциклетные
двигатели
Число
моделей
8о
8
19
17
17
141
цилиндров
1
об, 7
13.4
7o,i
2
3.5
и,4
и,4
з6,з
4
3,3
°.7
Малолитражные
автомобильные
двигатели
Число
моделей
97
3
5
i°5
цилиндров
2
2,85
1.95
4,8
4
69.5
2,83
2,85
75,2
6
30
2О

140
КОНСТРУКТИВНОЕ ОФОРМЛЕНИЕ АВТО-ТРАКТОРНЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ
[РАЗД. IV
Применяемое топливо. Малолитражные
двигатели работают на бензине.
Краткие технические данные мотоциклет-
ных и автомобильных двигателей приведены
в табл. 35 и 36.
Характеристики двигателей. На фиг. 81
представлены характеристики мотоциклетных
двигателей, у которых D = 85 мм, S = 88 мм,
иллюстрирующие влияние степени сжатия е
и расположения клапанов.
В табл. 37 приведены средние нормы
литровой мощности для мотоциклетных и
автомобильных двигателей. Значения степени
сжатия у малолитражных двигателей приведены
в табл. 38.
Величина степени сжатия зависит от сорта
топлива и конструкции двигателя. С увели-
чением е растёт среднее индикаторное давле-
ние.
Испытания автомобиля КИМ-Юсо степенью
сжатия ? = 6,6 (?норм = 5J5) показали, что
при работе на бензине II сорта экономичность
улучшилась. Детонация наблюдалась только
при перегрузке двигателя.
Двигатель машины городского типа должен
иметь пологую характеристику, так как она
обеспечивает лучшую приёмистость машины.
Характеристика двигателя спортивных и турист-
ских машин должна быть более крутой,
чтобы обеспечить большие максимальные
мощности и скорости.
%п.с.
1?
?8
24
70
ffl
12
8-
4
у
*
/
/
А
у
/
А
У/
4
/
\
у
У
/
У
,^-
N
Л
—'
2000 2800 3600 4400 5200 6000о5/мин
Фиг. 81. Скоростные характеристики мотоциклетных
двигателей: V = 500 см3; 1 — боковые клапаны, * =
=4,4; 2 — верхние клапаны, 8=5,8; 3— верхние клапаны,
г = 6,9; 4 — верхний клапан, в = 7,5.
Таблица 35
Краткие технические данные мотоциклетных двигателей
Двигатель
Страна
Диаметр и ход
поршня
Расположение
цилиндров
Расположе-
ние клапа-
нов
Зажигание
К1Б
ДКВ RT-3PS • . .
.Триумф" В-125 .
М1А
— мл-з. .
ДКВ SB-200 . . . .
БСА В34-2 . . . .
БМВ R-23 . . . .
ИЖ-0
ИЖ-8
БМВ R-3
ДКВ SB-350 . . .
Велосетт MNF-356
Л-8 . . •
БСА WM-20 • • .
Вандерер К . . . ¦
БМЬ R-51 . . . .
АМ-600 ......
Скотт 1935 . . . .
Нортон •
М-72
БМВ R-71 . . • .
Харлей-Давидсон
WLA-42
Цюндапп К-800 . .
СССР
Германия
Англия
СССР
Англия
Германия
Англия
Герм ания
СССР
Германия
Англия
СССР
Англия
Германия
СССР
Англия
СССР
Германия
США
Германия
5Х
73.OX7I.4
82X120
78X78
78X78
69,85X96.84
62X66,6
98
97
122
123
125
174
192
249
247
293
293
3°5
342
349
348
496
494
595
596
633
745
745
742
8о4
5.8
Наклонное
2,5
4
4.75
3,5
З.б
9.2
9.5
18
13.5
12
8
24
16
31
4ооо
44оо
4800
35OQ
4200
Зооо
54О0
39
3800
4ооо
Зооо
бооо
4800
41оо
32О0
52OO
3800
52OO
4боо
4600
Вертикальное;
Наклонное
Вертикальное
Наклонное
Горизонталь-
ное оппозитное
Наклонное
Параллельное
Наклонное
Горизонталь-
ное оппозитное
То же
Вертикальное
Горизонталь-
ное оппозитное
Боковые
Верхние
Верхние
Верхние
Боковые
Верхние
Боковые
Боковые
Магдино
Батарейное
Магнето
Батарейное
Магдино s
Магнето
Батарейное
Магнето
Батарейное
Магнето
Магдино
Батарейное
Магдино
Батарейное

Таблица 36
Двигатель
КИМ .Москвич*
КИМ-Ю
Крослей GB-41
" дкв
Д.КВ
Остин 8
КДФ
Адлер „ Триумф-Юниор
Шкода .Популяр»
Фиат 508-С
Штеер 55 .
Форд .Префект"
Воксхол 10
Ганомаг 1,3
Воксхол 12
: Опель „Олимпия*
Шкода Рапид
Рилей ll/j л
Ситроен 7
Прага „Лэди"
Мерседес-Бенц 170
Вандерер W-24
Ганомаг Дизель
БМВ 45
Пэжо 402
А. С. 16,80
Виллис1 441
Примечание. Зажига
Краткие технические характеристики
Страна
СССР
„
США
Германия
„
Англия
Германия
„
Чехословакия
Италия
Австрия
Англия
Германия
Англия
Германия
Чехословакия
Англия
Франция
Чехословакия
Германия
Франция
Англия
США
Число ци-
линдров i
4
4
2
2 ¦
2
4
4
4
4
4
4
4
4
4
4
4
4
4
4
4
4
4
4
6
4
6
4
ние батарейное.
Диаметр .
и ход
поршня
в мм
67оХ75
63.5X92.5
76,2X63.5
74 Х68.5 -
76 X76
55,9X88,9
7о Хб4
65 X75
68 Х75
68 Х75
64 X9Q
63,5X92.5
63.5X95
71 Х8з
69.8X95
8о Х74
72 X96
68,1X99.8
71,8X99.8
74-9X93.9
73.5XIOO
75 Xioo
8о Х95
65 X96
83 Х92
76 Xi°o,i
97 Xni.i
малолитражных автемобильных
Рабочий
объём
Vs в см3
Ю74
1170
599
5»9
690
90о
986
995
1089
1089
«5°
1170
и85
1299 ¦
I44O
1488
1560
15°°
1625
i66o
1697
1767
1910
1911
2000
2000
2200
Степень
сжатия е
6,О
5-75
5.6
5-9
5.9
6,25
5.8
6,1
6,0
6,о
5.9
5.75
6,5
6,0
6,8
6,о
6,25
6,3
5.9
5.71
6,о
6,2
20
6,О
5.85
7.5
6,45
Макси-
мальная
МОЩНОСТЬ
¦^шах
в л. с.
23
Зо
12
18
20
«5
23
25
30
32
25.5
30
35
3°
40
31
42
55
35
38
38
42
35
45
54
66
63
двигателей
Число обо-
ротов п
ПРИ Wmax
3400
4200
4000
3500
3500
4000
3°оо
4°оо
35°°
4ооо
Збоо
420О
38оо
31оо
38оо
34оо
35оо
45«>
320О
35°о
34оо
35оо
35°о
375°
4ооо
425°
39°°
Число
тактов
4
4
4
2
2
4
4
4
4
4
4
4
4
4
4
4
4
4
4
4
4
4
4
4
4
4
4
Расположение
цилиндров
Вертикальное
*
Горизонтальное
Вертикальное
Горизонтальное
Вертикальное
я
«
Горизонтальное
Вертикальное
*
*
»
»
„
•
Располо-
жение
клапанов
Боковое
„
—
—
Боковое
Верхнее
Боковое
Верхнее
»
Боковое
Верхнее
-
—
Боковое
Верхнее
-
^ _
1 Как пример американской машины относительно малого литража.

142
КОНСТРУКТИВНОЕ ОФОРМЛЕНИЕ АВТО-ТРАКТОРНЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ
[РАЗД. IV:
Среднее эффективное давление ре. зна-
чения ре при максимальной мощности для мо-
тоциклетных двигателей:
Тип двигателя р в кг\см*
Нормальный 5-6
Средней форсировки 6,5—7
Высокой форсировки 8—11
Двухтактный нормальный . . . • 2,5—3,5
Двухтактный форсированный . . 4—4,5
Средняя ре при Ne max для автомобильных
двигателей изменяется в пределах 4,0—7,35.
Таблица 37
Средние литровые мощности для мотоциклетных и
малолитражных автомобильных двигателей
а при максимальной мощности ст=\0—
15 м/сек.
Средняя скорость поршня ст (табл. 39) у
современных малолитражных автомобильных
двигателей изменяется от 7 до 20 м/сек.
Таблица 39
¦¦ Средняя скорость поршня
Тип двигателя
Нормальный . .
Средней форси-
ровки
Высокой форси-
Степень
сжатия е
4-5—5
5-5-6.5
7 и выше
Литровая
мощность
В Л. С./А
а5-3°
45-5°
8о—9о
Число
оборотов
в минуту
35OO—45°°
50О0—55°°
6000—7000
Тип двигателя
Мотоциклетные:
Двухтактные ....
Четырёхтактные . .
Малолитражные
автомобильные:
Малые
Спортивные ....
ре в кг1см?
2.5-4
5-7
5-6
5-5-7
8-9
ст в м1сек
6—ю
9-15*
7- 9
Ю—12
15—2°
Таблица 38
Степень сжатия малолитражных двигателей
В пределах . .
Средняя . . .
СССР
5.75
США
5.5-7-4
6,8
Франция
6,i6
Англия
5.75-7-°
6,3
Гер-
мания
5-4-6,2
5,92
Величина ре подсчитывается по фор-
мулам: для четырёхтактных
Ре — ~Т/—- кг/см2,
для двухтактных
ре = ——? кг/см?.
Отношение хода поршня к диа-
S
метру цилиндра —
Для вновь проектируемых малолитражных
двигателей можно рекомендовать пониже-
S
ние ст и -^ .
Литровая мощность NA в л. с/л харак-
теризует использование рабочего объёма
цилиндра. Она изменяется в широких пре-
делах.
В табл. 40 даны значения литровой мощ-
ности для современных автомобильных дви-
гателей.
Таблица 40
Значения литровой мощности малолитражных автомобиль-
ных двигателей
NA в л. с4л
В пределах.
Средние . .
СССР
25.63
США
23.6—32.°
27.65
Англия
25.°-35
29,6
Франция
21,3—29,5
24.62
Германия
ai,4—3o,6
2б,1б
Тип двигателя
Высокооборотный
Нормальный четырёхтактный . .
Двухтактный
D
0,915-1,5
1.2
1,2
. За последние годы наблюдается тенденция
5
к уменьшению jz, так как при этом умень-
шается средняя скорость поршня и увеличи-
вается срок службы двигателя.
Средняя скорость поршня ст. От вели-
чины — зависит скорость поршня ст в м/сек.
С уменьшением -=г- при данных оборотах
уменьшается и ст. Для мотоциклетных двига-
телей при эксплоатационном режиме допу-
скается ст = 5,6 м/сек при п « 2U00 об/мин,
В табл. 41 и 42 приведены основные пара-
метры различных моделей мотоциклетных и
малолитражных автомобильных двигателей.
Механический к. п. д. На фиг. 82
приведены величины механических к. п. д.
разных двигателей в зависимости от числа
оборотов коленчатого вала.
Расход топлива. Удельные расходы то-
плива для двухтактных двигателей больше
четырёхтактных примерно на 50%. При повы-
шении степени сжатия удельные расходы не-
сколько снижаются. Удельные расходы ge для
современных двигателей в г/л. с. ч:.
Мотоциклетных:
четырехтактных ...••••
двухтактных
Малолитражных автомобильных .
280-360
350-480
210-320

ГЛ. IIIJ
МАЛОЛИТРАЖНЫЕ ТРАНСПОРТНЫЕ ДВИГАТЕЛИ
143
Таблица 41
Основные параметры малолитражных автомобильных
двигателей
Таблица 42 {
Основные параметры мотоциклетных двигателей
Двигатель
«Москвич" ....
КИМ-10
Крослей GB-41 . .
ДКВ
ДКВ . .
Остин 8
КДФ
Адлер «Триумф
Юниор" ....
Шкода „Популяр"
Фиат 508-С ....
Форд «Префект* .
Воксхол 10 ....
Воксхол 12 ....
Ганомаг 1,3....
Опель „Олимпия"
Шкода Рапид . .
Рил ей l'/a л . . .
Ситроен Z . . . .
Прага .Леди" . .
Мерседес
Бенц 170 ....
Вандерер W24 . .
Ганомаг
Дизель
БМВ 45
Пежо 402 ....
АС 1680
Виллис 441 ....
объём
О 03
43
CG <О
°"
Ю74
599
~8q
690
оэо
986
995
1089
1090
1170
1185
144°
1290
1488
1560
15°°
1625
i66o
1б97
1767
о о
2000
2000
22OO
3 g"
¦в- *»
днее :
ление
<и со
C*3
5.67
5-5O
4.5
4.°
3.8
6 Л.1
5.8
7>°5
6,6
5-5°
6,97
6,57
6,17
6,57
6,92
7-32
6,О4
5-42
5.93
6,1
4.7
5.65
7.о
6,6
ь
о
3
I ¦
Я Ч
21,6
25.6
2О,О
41
27.Ч
23,8
24,3
27.4
29,4
25,6
29.4
27-7
23
24.8
26,8
36,4
21,5
21,0
22
23,8
о „
а7
ОО
28,6
01
S
юшен
32
О
1.455
°.835
0,925
I О
1.58
I.I52
i.i°5
1.Ю5
L455
1,5
1.36
I.I55
0,925
1.33
1,46
1.385
1.255
1,3°°
1.33
1,187
1.475
1,11
1.325
1,14°
Si
о *s
g s
дняя
шня с
а. о*
О с
8,5
8,48
п о
/*У
8 86
II 84
6,4
8,3
8,75
ю,о
12,93
12,О
12,О
8,5
8,5
11,2
14,8
10,65
".95
13
".7
и.9
12,3
_
Ч.5
Ё
а.
•^ *
^ о
4.85
12
2,145
3.68
А ЛП
4*4/
5.6
4.47
6,14
5.72
5.12
6,6
7-55
6,97
7.8
8,6
8.75
7.85
7,i6
8,0
8,60
7,16
8,6
9.66
11.55
Двигатель
AM-600 .......
M-72
ИЖ-9
Л-8
ИЖ-8
ДКВ RT-3PS . . .
Торнакс FM-120 .
„Триумф" В-125 . .
Блекберн
JAP
JAP
Блекберн
flKBSB-200. . . .
„Геркулес" V-30 .
JAP
БСА
БСА.
БМВ R-23 ....
БМВ R-3
БМВ R-35
ДКВ SB-350 ....
БСА
Вандерер К ...
БСА
„Виктория" KR-6 .
Скотт
Харлей-Давидсон.
Цюндапп К-800 . .
Харлей-Давидсон .
595
745
293
348
293
9.7
и8
'74
'73
174
190
192
197
249
249
247
3°5
34O
342
499
5О0
498
596
596
747
8о4
I2O8
6,4
5.7
3,5
7.1
3,2
3.9
3.4
3.4
7>5
4,8
9>6
7.1
4.7
5,6
6,6
8,3
7,4
7,i
4.2
6,5
7,9
6,8
4,5
6,15
5,75
5,96
2 Ч^
а. ю
27
28,5
39,о
27,5
25,8
32,0
32,8
45 .о
22
58
44
Зг,6
23,5
25,о
27
37
4°.5
32,8
4°,9
27,8
Зб,о
i6
44
3°,2
52
2б
27,4
28
1,2б
1,О
о,92
1,1
°>92
I
о,91
1,24
1,61
1,03
1,47
1,49
1,132
i,i3
i,53
1,27
1,27
10
,235
1.165
1
1,04
1,07
1,27
0,832
0,98
i,39
I.O75
17
13,4
10,4
8,8
13
8,6
6,4
5,85
9,1
14,2
7
14,0
4,7
6,8
6,8
10,0
11,8
'3,4
10,2
11,2
4,5
7,6
4,7
9,6
13,3
8,5
13,4
13,3
9,53
2,0
5
о,45
0,78
°,65
0,89
0,67
1,35
о,99
1.43
1,16
1,00
1,11
3i
32
1,78
2,0
2,26
2,58
1,79
3,2
4,27
3,63
3,67
$.72
Конструкции мотоциклетных и мало-
литражных автомобильных двигателей.
На фиг. 83—93 представлены различные кон-
струкции малолитражных автомобильных
и мотоциклетных двигателей.
Детали двигателей
Цилиндры, головки, блоки цилиндров и
картеры. Цилиндры мотоциклетных двигате-
лей изготовляют, как правило, со съёмными
головками и отдельно от картера. Цилиндры
крепятся к картеру шпильками, число которых
определяется конструктивными возмож-
ностями. На фиг. 94, 95 и 96 представлены
типичные конструкции цилиндров и головок
современных мотоциклетных двигателей.
Цилиндры изготовляют из чугуна. Очень
редко применяют смешанную конструкцию
(гильза чугунная, рёбра алюминиевые). Пре-
дел прочности 2400—3100 кг/см2.
5-
7-
>
a
fi
л
2
—7
0,90
0,85
0,80
0,75
0,70
0,65
1000 1800 2600 3400 Ь200 об/мин
Фиг. 82. Механический к. п. д. мотоциклетных двига-
телей: 1—двухтактный, V =200 см2; 2— двухтактный, бо-
ковые клапаны Vs — 350 см3, е = 4,6; 3—четырёхтактный,:
боковые клапаны, V — 500 см3, г = 4,45; 4 — четырёхтакт-
ный, боковые клапаны, V = 600 см3, 8 = 4,45; 5 — четы-
рёхтактный, верхние клапаны, V' = 500 см3, г = 4,7;i
6 — четырёхтактный, верхние клапаны, V = 500 см1,,
в ¦» 5,75; 7 — четырёхтактный, верхние клапаны V =
= 500 см3, t = 5,75.

Фиг. 83. Продольный и поперечный разрезы КИМ-10.

Фиг. 84. Продольный и поперечный разрезы двигателя КДФ

Фиг. 85. Продольный и поперечный разрезы двигателя Воксхолл 10.

Фи . 86. Продольный и поперечный разрезы двигателя Воксхолл 14.

Фиг. 87. Продольный и поперечный разрезы двигателя Лянчиа „Априлиа".

Том 10, гл. III
Фиг. 89. Продольный а поперечный разрезы двигателя Зингер.

Фиг. 38. Предельный и поперечный
разрезы двигателя Хильман.

150
КОНСТРУКТИВНОЕ ОФОРМЛЕНИЕ АВТО-ТРАКТОРНЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ
[РАЗД. IV
Фиг. 90. Двигатель М-72.
270
Фнг. 91. Двигатель ИЖ-9.

Фиг. 92. Двигатель .Москвич*.

•305-
156
Фиг. 93. Двигатель ПМЗ-А-750.

МАЛОЛИТРАЖНЫЕ ТРАНСПОРТНЫЕ ДВИГАТЕЛИ
153
68
Фиг. 94. Цилкндр двигателя М-72.
• 08ОС3
noFGH
Фиг. 95. Цилиндр двигателя ИЖ-9.

154
КОНСТРУКТИВНОЕ ОФОРМЛЕНИЕ АВТО-ТРАКТОРНЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ
[РАЗД. IV
При расчёте цилиндров мотоциклетных
двигателей на прочность допускаемое напря-
жение следует брать в пределах 350—
400 кг\см\ Толщина стенок лимитируется
литейными качествами чугуна. Допускаемое
напряжение для шпилек 500—600 кг/см2.
Фиг. 96. Головка двигателя М-72.
Неперпендикулярность стенки цилиндра пло-
скости посадочного фланца допускается в пре-
делах 0,06—0,08 на R = 100 мм. Параллель-
ность посадочного фланца и плоскости приле-
гания головки должна быть в пределах 0,03—
0,05; при бокозых клапанах этот допуск может
<шть увеличен.
Цилиндры малолитражных автомобильных
двигателей изготовляются моноблочной кон-
струкции. За малым исключением блоки
отлиты заодно с верхней половиной картера.
На некоторых моделях установлены цилиндры
со вставными гильзами. В качестве материала
для гильз и блоков применяется чугун. За
последние годы расширилось применение
алюминиевых сплавов для блоков цилиндров.
При алюминиевых блоках обязательно приме-
нение гильз.
Головки цилиндров съёмные. Такая кон-
струкция уменьшает вес литья и облегчает
обработку и ремонт блока. Головки изго-
товляют из чугуна или алюминиевых сплавов.
Расчёт цилиндров и блоков двигателей мото-
циклов и малолитражных автомобилей про-
водится на максимальное давление газов
р9 в кг/см? и боковую силу, прижимающую
поршень к стенке цилиндра. Расчёт проводится
для режимов и оборотов, соответствующих
Рг max*
Картер является несущей частью двига-
теля, на который монтируются все остальные
детали.
Картеры автомобильных двигателей отли-
ваются с блоком. Для увеличения жёсткости
конструкции картера во внутренней полости
имеют рёбра.
Картеры мотоциклетных двигателей пред-
ставляют собой конструкцию разъёмную в
вертикальной плоскости. Обе половины точно
пригоняются одна к другой, между ними поме-
щается прокладка, и они стягиваются бол-
тами. Половины картеров не симметричны;
одна часть отливается с коробкой распре-
делительных шестерён. Кроме того, на кар-
тере предусматриваются места крепления
вспомогательных механизмов.
На фиг. 97 представлены типичные кон-
струкции картеров мотоциклетных двигателей.
Объём картера двухтактных двигателей рас-
считывают на сжатие 1,25—1,5 кг\см? к мо-
менту начала продувки.
Картеры автомобильных двигателей изго-
товляют из чугуна или алюминиевых спла-
вов, картеры мотоциклетных двигателей — из
алюминиевых сплавов с содержанием 7—9%
меди или из кремнистоалюминиевых сплавов.
Допускаемые напряжения на растяжение
аг = 500 кг/см2, а на изгиб аа = 400 кг/см*.
Толщина стенок 4—5 мм.
Поршневая группа. Средняя температура
за рабочий цикл в камере сжатия tcp =
= 8004-1000° С. Динамические нагрузки, воз-
никающие в результате возвратно-посту-
Фиг. 97. Типичные конструкции картеров мотоциклет-
ных двигателей.
пательного движения, достигают в отдельных
случаях величины, большей силы давления
газов р2.
Поршни современных двигателей изго-
товляются исключительно из алюминиевых,
реже магниевых сплавов.
Конструктивные формы поршней зависят
от типа и назначения двигателя. На фиг.
98—101 изображены поршни различных двига-
телей.
С целью уменьшения работы трения реко-
мендуется удельное давление на трущихся
поверхностях поршня не допускать выше
1—1,5 кг/см2. Число колец — три (два уплотни-
тельных, одно маслосъёмное), реже—четыре.
Промежутки между кольцевыми канавками
меньше высоты кольца Глубина канавок
должна несколько превышать ширину кольца.
Допуск на высоту канавок по данным
завода КИМ 0,015—0,04 мм.

171. НИ
МАЛОЛИТРАЖНЫЕ ТРАНСПОРТНЫЕ ДВИГАТЕЛИ
155
Высота поршня рекомендуется не менее
0.9Z). Зазоры между головкой поршня и цилин-
дром изменяются в пределах 0,25—0,65 мм
в зависимости от D цилиндра и материала
поршней; меньшие значения относятся к чугун-
ным поршням, большие — к алюминиевым. В
нижней части поршня зазоры меньше и изме-
няются в пределах 0,088—0,1, причём мень-
Фиг. 98. Поршень Л-300.
шие величины относятся к алюминиевым
поршням, имеющим разрезную юбку, боль-
шие — к чугунным. Расчётным путём зазор
определяется по следующей зависимости для
алюминиевых поршней: в головке Д = 0.006D,
в юбке Д1 = 0.003D, для
чугуна эти величины
вдвое меньшие.
Для обеспечения бо-
лее точной сборки при-
меняют метод селектив-
ного подбора, для чего
поршни разбиваются на
группы в пределах до-
пуска на обработку.Зна-
чения сопряжения пор-
шень - цилиндр для дви-
гателей М-72, КИМ-10
даны в табл. 43.
В табл. 44 приводятся основ-
ные размеры некоторых порш-
ней.
Днище поршня для боль-
шей жёсткости обычно снаб-
жается рёбрами, связывающими
днище с бобышками.
Юбка поршня выполняется
цилиндрической или кониче-
ской формы (юбка поршня
КИМ-10 имеет конус 0,01—0,03
на длине юбки). Во избежание
заклинивания поршня в юбках
некоторых алюминиевых порш-
ней делают продольный раз-
рез. Современные двигатели
имеют юбку поршня овальной
формы.
Рабочая поверхность бобышек поршней
доводится алмазной расточкой. Для обеспече-
ния качественной сборки пара палец—бо-
бышка собирается из нескольких групп
сборки. В табл. 45 приведены группы сборки
двигателей М-12, КИМ-10.
Поршневые пальцы изготовляют пусто-
телыми из стали и цементуют. Диаметр пальца
определяется зависимостью dn = 0,3D4, вну-
тренние отверстия d'n = 0,75da при толщине
стенки не менее 2,0 мм (из условий цемента-
ции). Как и отверстия бобышек, пальцы
изготовляются с большой точностью. Помимо
шлифования наружная поверхность полируется.
Эллиптичность и конусность допускаются в
пределах 0,04—0,06 на всей
длине пальца. Плавающие паль-
цы в верхней головке шатуна
имеют несколько большие за-
зоры и для сборки разбиваются
на группы, указанные в табл. 46.
В табл. 47 приведены неко-
торые данные по точности из-
готовления пальцев.
Поршневые кольца изгото-
вляются из специального чу-
гуна (см. стр. 129).
Проверка правильности об-
работки кольца производится
пропусканием кольца в щеле-
вой калибр, через который оно
должно пройти. Так например,
-0,025
кольца КИМ-10 толщиной 2~0tO40
должны проходить в щель шириной 2,0 мм.
Для лучшей приработки кольца КИМ-10
фосфатируются и пропитываются маслом
при t° = 90—100° С в течение 20—30 мин.
Радиальная толщина может колебаться в
'-0,035
12 отдерстий на проход
Фиг. 99. Поршень АМ-600.
пределах 0,1 мм. Зазор в замке 0,15—0,25 мм
в рабочем состоянии поршневого кольца.
Сечение колец бывает самых различных
форм. Часто встречаются цилиндрические
и конические кольца, причём конус ра-
вен 0,01—0,015 на всей высоте кольца.
Расчёт поршневых колец см. .Поршневые
кольца".

156
КОНСТРУКТИВНОЕ ОФОРМЛЕНИЕ АВТО-ТРАКТОРНЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ
[РАЗД. IV
Значение сопряжения поршень — цилиндр для двигателей М-72 и КИМ-10
Таблица 43
; ' ., М-72
Цилиндр
78>°3—78>О2
78,02—78,01
78,01—78,00
Поршень
77,9t—77.93
77.93—77.92
77.92—77.9'
Зазор
От о,о8
до o,i
КИМ-10
Цилиндр
бз.54—6з,53
63.53—бЗ.б2
63,51—63,5°
6з.5о—6з,49
Поршень
63,47—63.46
6з.4б—6з,45
6з.45—бз.44
6з,44—б3.43
Зазор
От о, об
до о,о8
Таблица 44
Тип дви-
гателя
КИМ-10. . .
АМ-600 . . .
Л-300 ....
М-72 ....
Бантам . . .
Крослей . .
Виллис . . .
аметр
Номинальный ди
в мм
63,5
85
74
78
57.4
76,2
79.37
Высота Н в мм
65
88,о
93,5
8а
52>9
71,'7
95,25
_ эинэшонхо
Н
I.O23
!,°35
1,263
г.°25
о,925
о,935
Ь2О5
Основ
Вес
в г
177—'8°
—
-
330—34°
Н5
495
354
1ые размеры поршней
Материал
Алюминиевый
сплав
—
-
Алюминиевый
сплав
То же
Чугун
Алюминиевый
сплав
Зазор в мм
в верхней
части поршня
—
—
-
-
о,37
о,33
о,54б
внизу юбки
—
—
-
o,o8-o,i
O.O25
0,11
°,°7
Канавки
уплотни-
тельных
число
2
2
3
2 ¦
2
2
¦ 2
ширина
в мм
—
—
—
3,83
2,997
3,5
4,об4
колец
масло-
съёмных
число
i
. i
i
i
i
i
i
ширина
в мм
—
—
—
3.83
2,997
5,01
5,3i8
Форма
юбки
Овальная
—
—
Овальная
-
Овальная
Группы сборки двигателей М-72 и КИМ-10
Таблица 45
М-72
Палец
i8,oo—17,996
17.996—17,992
17,992—17>988
Бобышка
17,996-17,992
17,992—17.988
17,988—17,984
Натяг
о,оо—о.оо8
о,оо—о,оо8
о,оо—о,оо8
КИМ-10
Палец
18,00—17,9975
!7>9975—17,995
Г7,995—17,9925
17,9925—17,99
Бобышка
l8,OO2 17,9995
17,9995—17,997
17,997—17,9945
17,9945 17,992
Зазор
натяг
о,оо45
о,ооо5
о,оо45
о,ооо5
о,оо45
о,ооо5
о,оо45
0,0005
Группы сборки
Таблица 46
КИМ-10
Палец
18,00-17,0975
i7.9975-i7.995
17,995-17,9925
*7. 9925- '7.99°
Шатун
18,007—18,0045
18,0045—18,002
18,002-17,9955
17,9955—17,997
17.9995
Зазор
0,0095-0,0045
0,0095—0,0045
0,0095—0,0045
0,0095-0,0045
Палец
i8,oo—17,996
17,996-17,992
17,992-17,988
М-72
Шатун
18,005—18,001
18,001 — 17,997
'7,997-17,993
Зазор
0,001—0,009

ГЛ. III]
МАЛОЛИТРАЖНЫЕ ТРАНСПОРТМЫЕ ДВИГАТЕЛИ
157
На фиг, 102—104 показаны типичные кон-
струкции шатунов. Стержень шатуна обычно
двутаврового сечения. Верхняя головка не-
разъёмная; нижняя у мотоциклетных двига-
телей неразъёмная, у автомобильных разъём-
ная. Шатуны некоторых конструкций мото-
циклетных двигателей с неразъёмным колен-
для мотоциклетных двигателей X = -г- =
= тпг — -г-?: для автомобильных двигателей
3,5 4,о
х- l _L
3,6 ~4,7'. :
Вес шатуна, отнесённый к 1 см2 плошади
поршня, должен быть соответственно 0,0и8 —
077,4-t
077,45s,
Профиль канавок
-0 77,6s,
100. Поршень М-72.
чатым валом имеют разъёмную нижнюю го-
ловку.
Шатуны изготовляют из хромистой или
хромоникелевой стали с сопротивлением
разрыву (после термообработки) 8000—
Фиг. 101. Поршень КИМ-10.
11 000 кг/см*. Для шатунов КИМ-10 приме-
няется сталь 35Х.
В некоторых конструкциях гоночных дви-
гателей шатуны изготовлены из дюраля или
электрона.
Относительные размеры шатуна. Отно-
шение длины шатуна и радиуса кривошипа
0,017 кг/см* и 0,006—0,017 кг\см\ В табл. 48
даны некоторые конструктивные параметры
шатунов.
Таблица 47
Данные по точности изготовления пальце!
СО
«2
X га
S С
Q.
га 5
К 2
15
i8
2О
о
с
о
—о,оо-
—0,005
—°,о°5
S
<и
o-S
1- S
^ н
м а.
О.Ш
<и О
Ч ж и
II
13
Н
5
>¦
с
о
—0,2
— 0,2
—0,2
X
ч
<и
et
<и
О.
С
оэ
я
я
39-47
48—57
58-66
и
>¦
с
о
—0,2
—0,2
°J
м
(С
и
1 а>
¦«
24—зо
53—бЗ
72-83
„.
Q.
X
S
ч
&
а.
а>
S ae
S ^
Пт
5O-58
6о—68
70—78
Таблица 48
Конструктивные параметры шатунов
Тип
двигателя
КИМ-10 .
М-72 . . .
Бантам .
Крослей .
Виллис .
Расстояние
до центра
отверстия
головки
163+0,15
i5°±o.°5
146,05
120,65
233,28
Мате-
риал
35Х
I3XH3
Ю45
Ю45
Ю35
Вес шатуна в г
верхняя
час!Ь
139— »4i
нижняя
часть
197—ао5
З'З
5«5
963
Верхняя головка шатуна в зависимости от
крепления пальца выполняется с бронзовой
втулкой или без неё или делается разрезной
со стяжным болтом. В табл. 49 приведены
некоторые данные по сопряжению палец—ша-
тун.

158
КОНСТРУКТИВНОЕ ОФОРМЛЕНИЕ АВТО-ТРАКТОРНЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ
[РАЗД. IV
Так как допуск на изготовление деталей
в ряде сочленений больше допускаемого за-
зора, то при сборке шатуна с пальцами при-
меняют разбивку на группы сборки (см.
табл. 46).
Верхняя головка шатуна изготовляется на
0,5—12 ммуже. чем расстояние между бобыш-
1_
Плоскости В дрлЖны быть
перпендикулярны поверхности Д
+0,023
Фиг. 102. Шатун М-72
ками поршня. Диаметр верхней головки делают
переменным, уменьшающимся к краям с тол-
щиной стенок у краёз не меньше 2—2,5 мм.
Смазка верхней головки осуществляется
обычно маслом, распылённым в картере.
Роквеллу Н„ не менее 74) или выполняют
точёными.
В отдельных конструкциях допускается
незначительное смещение тела шатуна отно-
сительно нижней головки (в пределах 10—15°/0
Фиг. 103. Шатун Л-300.
общей длины нижней головки). Крепление
нижней головки в автомобильных двигателях
производится швумя или четырьмя болтами
или шпильками, изготовленными за одно целое
с телом шатуна. Конструкции подшипников
нижней головки шатуна различны: непосред-
ственная заливка баббита по телу шатуна
(КИМ-10), тонкостенный вкладыш из сталь-
баббитовой ленты, роликовые или игольчатые
подшипники (в случае разборного коленча-
Два отверстияраззенковать на глуб. f мм
Поставить при первой сборке прокладку
толщиной 0^9- 0,05мм
163-
Эти поверхности
должны лежать в
одной плоскости
в пределах 0,05
Фиг. 104. Шатун КИМ-10.
В некоторых конструкциях вместо бронзовой
втулки в верхней головке шатуна устанавли-
вается игольчатый подшипник. Бронзовые
втулки изготовляют из бронзовой ленты (на-
пример, для КИМ-10 идёт лента ОЦС4-4.25
химического состава в %; Sri 3—5, Pb 1,5—
3,5, Zn 3—5, Си — остальное; твёрдость, по
того вала). В табл. 50 приведены основные
монтажные данные.
Коленчатые валы и маховики. Как пра-
вило, коленчатые валы мотоциклетных дви-
гателей составные, а автомобильных нераз-
борные. На фиг. 105—106 изображены колен-
чатые валы двигателей М-72 и КИМ-10. :

ГЛ. Ill]
МАЛОЛИТРАЖНЫЕ ТРАНСПОРТНЫЕ ДВИГАТЕЛИ
159
Коленчатые валы изготовляют штампо-
ванными из углеродистой или легированной
стали или литыми из специального чугуна.
Таблица 49
Данные по сопряжению палец —шатун
Двигатель
Номинальный диа-
метр пальца в мм . .
Тип крепления
пальца
Средний зазор . . .
КИМ-10
i8
Плава-
ющий
°.°°95-
о,оо45
Бантам
'5.24
Крепле-
ние в
шатуне
0,0038
Крос-
лей
19,04
Плава-
ющий
0,0051
М-72
i8
Плава-
ющий
О,ОО1 —
о,оо8
Таблица 50
Основные монтажные данные
Тип двигателя
Вкладыш .
Материал .
Диаметр ша-
тунной шейки
в мм.
Среднийдиа-
метральный за-
зор в мм . . .
Прокладки .
Средний
осевой зазор
в мм
КИМ-10
Заливка
по телу
Баббит
0,065- 0,035
Есть
М-72
Роликовый
подшипник
Баббит
—г
¦ 0,01-0,02
Нет
Бантам
Залив-
ка по
телу
Баббит
31.75
0,0381
Нет
0,1651
Крос-
лей
Залив
ка по
телу
Баббит
i9.05
0,0391
Нет
0,1829
Жёсткость конструкции коленчатого вала
и надёжность в работе увеличиваются с умень-
шением радиуса кривошипа. В табл. 51 при-
ведены конструктивные параметры коленча-
тых валов.
давлением через коренные подшипники. Осо-
бое внимание необходимо уделить точности
изготовления коленчатых валов. Так, к колен-
чатому валу КИМ-10 предъявляются следую-
щие требования: овальность всех шатунных
и коренных шеек не более 0,1 мм; биение
торцов упорного подшипника не более
0,015 мм; биение торца фланца крепления
Фиг. 105. Коленчатый вал М-72 в сборе.
маховика не более 0,01 мм; оси шатунных и
коренных шеек должны быть параллельны
в пределах 0,01 мм на длине шейки; оси ша-
-338,9 Щ1
к д-
2 96,9 ±0,1
Х~Д ~
25O,9to;O5-
;Ь6&-
Фи г. 106. Коленчатый вал КИМ-10.
Наиболее распространены коленчатые валы тунных и коренных шеек должны лежать в
четырёхцилиндровых машин на трёх опорах одной плоскости с точностью 0,1 ми; при
и шестйцилиндровых на четырёх опорах. проворачивании коленчатого вала на крайних
Смазка коленчатых валов производится под коренных шейках биение средней не должно

160
КОНСТРУКТИВНОЕ ОФОРМЛЕНИЕ АВТО-ТРАКТОРНЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ
[РАЗД. IV
быть больше 0,025 мм; допустимый дисбаланс
вала в сборе с маховиком и сцеплением не
более 90 кгсм.
Маховики. Конструкция маховиков мало-
литражных автодвигателей ничем не отли-
пг (на холостом ходу при неподвижном мото-
цикле) до щ, при котором сцепление вклю-
чено, и машина движется со скоростью около
8 км/час, при этом пх — 2000—2500 об/мин и
п2 = 800-1000 об/мин.
Таблица 51
Конструктивные параметры коленчатых валов
Тип двигателя
КИМ-10 .
Бантам .
Крослей
Виллис .
Число
проти-
вовесов
Располо-
жение
упорного
подшип-
ника
Сзади
Впереди
Про-
доль-
ный
люфт
в мм
0,2
О, 127
О, IO2
0,127
Мате-
териал
Сталь
-
Коренные подшипники
Тип
Тонкостен-
ный
То же
„
»
Мате-
риал
Сталь-
баббит
То же
„
»
Зазор
в
о
о
о
о
мм
°5
°5°8
050З
O254
Диаметр X длина
№ 1
51,32X30,1
59!28Х48^7б
№ 2
41,33
7 62
53 б
, 15X25, __
. ,15X38,01
59,28X46,0,
№ 3
4 59
41X51,2
2,15X28,49
-28X44,45
чается от маховиков автомобильных двига-
телей за исключением случаев, когда махо-
вики используются помимо крепления к ним
Конусность
Фиг. 107. Маховик мотоциклетного двигателя.
муфты сцепления для установки агрегата
зажигания (например, ДКВ).
Конструкции махови-
коз мотоциклетных дви-
гателей несколько свое-
образны. Они редко ис-
пользуются для уста-
новки на них муфт
сцепления. Чаще махови-
ки располагаются внутри
двигателя и составляют
одно целое с коленчатым
валом двигателя, выпол-
няя роль его щёк и про-
тивовесов (фиг. 107). Рас-
чёт маховика мотоцик-
летного двигателя сле-
дует производить по запасу энергии, необхо-
димому на троганьё с места; при этом предпо-
лагается, что оно происходит за счёт кинети-
ческой энергии, освобождающейся при умень-
шении числа оборотов коленчатого вала от
Система газораспределения
На фиг. 108 показаны наиболее употреби-
тельные схемы газораспределения. Приме-
няют следующие системы газораспределения:
а) бесклапанная при кривошипно-камерной
продувке двухтактных двигателей;
б) нижнеклапанная с нижним кулачковым
валом, приводимым в действие шестернями
или бесшумной цепью;
в) верхнеклапанная с приводом от ниж-
него валика;
г) верхнеклапанная с приводом от верх-
него валика, вращаемого цепью, шестернями
или вертикальным валом.
При проектировании следует учитывать
высокое число оборотов коленчатого вала
двигателя, доходящее у отдельных моделей
до 7000—8000 в минуту, большие скорости и
ускорения деталей распределительного меха-
низма, малое время для совершения процесса
всасывания или выхлопа и малые габаритные
размеры двигателей.
Тепло, воспринимаемое головкой клапана,
отводится в основном через седло клапана
(которое должно иметь хорошее охлаждение),
Фиг. 108. Схемы верхнеклапанных механизмов.
через шток и втулку. На фиг. 109 показан
клапан двигателя М-72. Для всасывающих
клапанов применяют никелевые, хромистые,
хромоникелевые и хромованадиевые стали,
а для выпускных —сплав сильхром.

ГЛ. Ill)
МАЛОЛИТРАЖНЫЕ ТРАНСПОРТНЫЕ ДВИГАТЕЛИ
161
Головка клапана изготовляется высадкой
из прутка. Опорная поверхность головки
выполняется конической с наклоном образую-
щей 45 или 30°. При изготовлении клапана
особое внимание обращают на концентрич-
ность опорной по-
верхности головки
и стержня клапана;
отклонения допу-
скаются не более
0,03 — 0,04 мм.
Шток клапана шли-
фуется. Образую-
щая штока прямо
линейна в преде-
лах 0,02 мм. Зазор
между втулкой и
штоком 0,055—
0,096. Замки кре-
пления пружины
общепринятых ти-
Число опор кулачкового валика обычно
соответствует числу опор коленчатого
вала. .
При проектировании задаются фазами газо-
распределения по аналогии с выполненными
В месте перехода от
стерЖня клапана к
радиусу тарелки усту-
па и риски не допус -
кается
Длина зака-
ленной час-
ти стерж-
ня 8-4мм
л.
Полировать
поверхность
по эталону
2Й2Г
Полировать
ру шлифовка на
указанной длине
137
Твердость
торца Hfc=48-54
Фиг. 109. Клапан двигателя М-72.
пов.
Наибольшее распространение получили
плоские грибовидные толкатели. Оригинальные
конструкции плоских толкателей установлены
на двигателях КИМ-10 (фиг. 111) и М-72
(фиг. ПО).
Зазор между толкателем и клапаном зави-
сит от типа охлаждения двигателя и кон-
Фиг. 110. Толкатель двигателя М-72.
струкции привода клапанов. При нижних кла-
панах зазор 0,1—0,25 мм, при верхних —
0,15— 0,3 мм.
Кулачковые валы изготовляют штампован-
ными из стали, литыми из чугуна. Кулачко-
0,0/5-0,050;.
Затупить
ФаскоО 0,2^-
Полировать
Твердость по
Биение сферы-
не более 0,02 на
радиусе 10
-0,02}
Полировать
wv
биение торцо
tie более 0.0? на радиисе 5
Фиг. 111. Толкатель двигателя КИМ-10.
вые валы автомобильных двигателей исполь-
зуются помимо привода клапанов и для
привода вспомогательных механизмов: масля-
ного насоса, бензопомпы, прерывателя-распре-
делителя, механического стеклоочистителя
и т. д.
Поверхность стальных кулачков цемен-
гуется и полируется. '•'
11 Тем 10
конструкциями. Фазы газораспределения дви-
гателей разных типов приведены в табл. 52.
Таблица 52
Фазы газораспределения в градусах
Фирма и модель
КИМ-10
АМ-600
A-7SO . . . . . . .
Бантам €5 . . . . .
Крослей СВ-!1 ...
Виллис 441
Впуск
о
о н
ч .
«я
X М
25
. IQ
2О
9
нец п(
н. м.
о а>
а ч
54
6=;
45
бо
5°
Выпуск
о
чало ;
м. т.
я .
Я я
54
45
57
6о
47
и н
с S
ЕГ
UJ Ю
о а
X Ч
д
12
2О
12
Про-
ДОЛЖИ-
тель-
ность
уска
а
а
244
270
234
24Q
2бо
239
пуска
3
03
244
270
234
24Р
2бо
239
НОВ
с
<я
X
<и
н
рекрь
5°
i3
41
40
21
Влияние фаз газораспределения на мощ-
ность двигателя и расход топлива предста-
влено на фиг. 112.
Ылс
22
20
/
/
<
—-
1—
>
/
\
7
9
/tump
Л.С.Ч.
0,500
0,450
0А00
0,350
ОМ)
1000 2000 3000 4000 5000 60000Я/мин
Фиг. 112. Влияние фаз газораспределения на мощность и
расход топлива. Пунктирные кривые соответствуют нор-
мальным фазам газораспределения, сплошные — для фор-
сированного двигателя.

162
КОНСТРУКТИВНОЕ ОФОРМЛЕНИЕ АВТО-ТРАКТОРНЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ
[РАЗД. IV
На фиг. 113 и 114 показаны кулачко- работы площадь окон по отношению к пло-
вые валы двигателей КИМ-10 и М-72. Кла- щади поршня (по данным выполненных кон-
панные пружины и крепление их изображены
на фиг. 115 и 116.
В двухтактных двигателях газораспреде-
ление определяется величиной окон или щелей.
Профиль кулачка
по СП. г 4П
йиограмма
Фиг. 113. Кулачковый вал двигателя КИМ-10.
В среднем для двухтактных двигателей можно
считать продолжительность всасывания 100—
115°, продувки 110—120°, выпуска 130—140°.
струкций) должна составлять: впускные окна
13—14%; продувочные —11—12%; выпуск-
ные 17—18%.
-30,29.
В табл. 53 приведены данные по фазам
газораспределения двухтактных мотоциклет-
цых двигателей. Для обеспечения правильной
Фиг. 114. Кулачковый вал двигателя М-72.
Впускные и выпускные трубопроводы
При проектировании впускных и выпуск-
ных трубопроводов стремятся обеспечить
минимальные гидравлические потери в трубо-

ГЛ. III]
МАЛОЛИТРАЖНЫЕ ТРАНСПОРТНЫЕ ДВИГАТЕЛИ
163
проводах, равномерное распределение смеси
по цилиндрам и отвод газов от цилиндров
и хороший скоростной напор.
Таблица 53
Фиг. 115. Расположение двойных пружин.
На фиг. 117 и 118 представлены типичные
конструкции впускных-выпускных коллекто-
ров с необработанной и обработанной вну-
тренней поверхностью впускной трубы для
карбюратора с падающим потоком смеси.
При значительных перепадах летних и зим-
них температур можно рекомендовать кол-
Фиг. 116. Расположение дополнительных пружин.
лектор с переменной степенью подогрева
(флг. 119). Степень подогрева рабочей смеси
изменяется поворачиванием заслонки коллек-
Фазы газораспределения двухтактных
мотоциклетных двигателей в градусах
Тип машины
Л-300
Л-350
ИЖ-7
ИЖ-8 и ИЖ-9 .
„Триумф" 200 . .
ДКВ-350 ....
Продув ка
i8
i3°5o'
i7

°5
об
Выпуск
13°
130
133
140
125
'38
Впуск
io8
1Об
Ю7
нб
io8
но
Фиг. 117. Коллектор с необработанной поверхностью
впускной трубы.
Фиг. 118. Коллектор с обработанной поверхностью
впускной трубы.
Фиг. 119. Коллектор переменного подогрева.
тора. На некоторых конструкциях малоли-
тражных двигателей (например, Воксхолл) по-
ложение заслонки регулируется термостатом.
Система смазки
Смазка малолитражных и мотоциклетных
двигателей осуществляется разбрызгиванием
или под давлением. Смазка двухтактных мо-
тоциклетных двигателей осуществляется при-
мешиванием масла к топливу. На фиг. 120
и 121 представлены системы смазки двигате-
лей М-72 и Харлей-Давидсон. На фиг. 122
и 123 показаны конструкции маслонасосов.

164
КОНСТРУКТИВНОЕ ОФОРМЛЕНИЕ АВТО-ТРАКТОРНЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ
[РАЗД. IV
Фиг. 120. Система смазки двигателя М-72.
Фиг. 121. Система смазки двигателя Харлей-Давидсон.

ГЛ. III]
МАЛОЛИТРАЖНЫЕ ТРАНСПОРТНЫЕ ДВИГАТЕЛИ
165
Смазка разбрызгиванием может осуще-
ствляться по следующим схемам:
а) насос подаёт масло в лотки над ко-
ренными подшипниками, откуда оно самотёком
поступает для смазки коренных шеек по от-
верстиям в блоке; шатунные шейки смазы-
ваются маслом, захватываемым черпачками
на шатуне;
б) масло поступает по трубке
из бачка, расположенного над
двигателем (только для мотоци-
клетных двигателей).
Система смазки под давлением
может осуществляться следующи-
ми способами:
Фиг. 122. Маслонасос М-72.
Фиг. 123. Двойной масло-
насос МС.
а) насос подаёт масло под давлением 1 —
3 атм в магистраль, идущую вдоль блока;
по трубкам или по сверлениям в блоке масло
подводится к коренным подшипникам; шатун-
ные подшипники смазываются маслом, подво-
димым по сверлениям в щеках коленчатого
вала; в некоторых конструкциях через свер-
ление в теле шатуна смазывается верхняя
головка; остальные детали смазываются раз-
брызгиванием масла, поступающего из зазоров
в шатунных подшипниках;
б) в некоторых двухтактных двигателях
(Вильерс) в качестве насоса используется
кривошипная камера двигателя. При движении
норщня вниз сжатый воздух по специальной
трубке направляется в масляный бачок, где
создаётся повышенное давление, которое по-
даёт масло к коренным подшипникам и для
смазки цилиндров. Подробнее о системе смазки
см. стр. 179.
Охлаждение двигателей
Для малолитражных автомобильных двига-
телей применяется преимущественно жидко-
стное охлаждение, а для мотоциклетных —
воздушное.
Жидкостное (водяное) охлаждение выпол-
няется двух систем: термосифонное и прину-
дительное.
- При термосифонном охлаждении не дости-
гается равномерный отвод тепла на перемен-
ных режимах работы двигателя. Опытами,
проведёнными на заводе К ИМ, установлено,
что в летнее время при движении по шоссе
в термосифонной системе имеют место значи-
тельные перепады температур входящей и
выходящей воды из двигателя, достигающие
30—40°; в зимних условиях перепад увеличи-
вается и доходит до 50—60° С; при этом тем-
пература выходящей воды в обоих случаях
доходит до 95—98° С. В случае перегрузки
двигателя охлаждение резко ухудшается,
too
80
60
40
20f-
I
--—
У
и
этом
\ t
1
у 3UM0U
8 Ю B /4 мин
Фиг. 124. Прогрев двигателя КИМ-Ю в летних
и зимних условиях.
перепад резко уменьшается и доходит до 4—6° С
при кипении воды в выходном патрубке.
Фиг. 124 иллюстрирует температурное состоя-
ние системы охлаждения двигателя КИМ-10
при различных условиях эксплоатации. Этот
недостаток может быть устранён установкой
водяного насоса на водоподводящем патрубке
и термостата на выходном патрубке водяной
рубашки. Термостат обеспечивает постоянную
температуру воды в рубашке головки двига-
теля. На фиг. 125 представлены схематиче-
ский чертёж и характеристика термостата;
Y
у
1
j
/
j
/
35
30 |
*\

bO SO 60 70 80 90"C
Температура выходящей воды
Фиг. 125. Характеристика термостата.
термостат включает радиатор в работу только
при температуре воды в рубашке не ниже
70э С. Это качество используется также для
сокращения времени прогрева.

166
КОНСТРУКТИВНОЕ ОФОРМЛЕНИЕ АВТОТРАКТОРНЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ
[РАЗД. IV
В случае установки термостата в принуди-
тельной системе охлаждения для улучшения
циркуляции воды в рубашке двигателя целе-
сообразно применение отводящей трубки.
Кроме того, установка такой трубки
уменьшает возможность открытия клапана
термостата под воздействием напора помпы.
ч
80 120 №0 200 А«
Фиг. 127. Выкипание воды
в герметической и откры-
той системах охлаждения
двигателя КИМ-10: 7 —
Фиг. 126. Паровоздушный герметическая система
клапан двигателя. двигателя КИМ-10; 2 —
открытая система.
За последние годы нашли применение гер-
метические замкнутые системы охлаждения.
Герметичность достигается установкой паро
воздушных клапанов (фиг. 126), вследствие
чего повышается давление до 1,2—1,3 ата и
температура кипения воды в системе охла-
ждения достигает 105—110° С Установкой кла-
пана достигается уменьшение расхода воды
при работе двигателей (фиг.127) и некоторая
водить, и величина охлаждающей поверхно-
сти головки и цилиндров:
Тактность „ ккал Охлаждающая
^" поверхность
в см* 1л. с.
двигателя
Qb
700
1000
350
500
Допускаемая температура головки 270 —
300° С. Для обеспечения равномерного охла-
ждения всей поверхности в зоне высоких тем-
ператур величину
рёбер делают не-
сколько большей.
В одноцилиндро-
вых и двухцилин-
дровых мотоци-
клетных двигате-
лях охлаждение
\
\
—
.
20 60 60 80 100 ГС
Фиг. 128. Расход топлива в
зависимости от температуры
выходящей воды.
цилиндров возду-
хом не предста-
вляет трудности,
но при большем числе и рядном расположении
задние цилиндры, как правило, перегреваются
примерно на 1С0° С выше передних. Значи-
тельно труднее осуществлять воздушное охла-
ждение для многоцилиндровых автомобильных
двигателей. В этом случае приходится уста-
навливать мощные вентиляторы для обдува
цилиндров и осложнять систему специальными
козырьками (дефлекторами), направляющими
поток охлаждающего воздуха.
Расчёт системы охлаждения см. стр. 167.
а) Последовательное расположение
ллельное расположение
Фиг. 129. Схема включения вспомогательного насоса: / — бак; 2— фильтр; 3 — вспомогательный насос;
4 — основной насос; 5 — карбюратор.
экономия топлива за счёт лучшего его испа-
рения (фиг. 128). Наименьшие расходы топлива
получаются при i6UX = 102-г 108° С.
Для охлаждения мотоциклетных двигателей
используется встречный поток воздуха для
отвода тепла с охлаждающих рёбер цилин-
дров. Количество тепла Q, которое нужно от-
Система питания
Для малолитражных и мотоциклетных дви-
гателей применяются любые сорта бензинов,
причём с повышением степени сжатия е до-
бавляют различного рода антидетонационные
присадки. Бензин II сорта может применяться

ГЛ. Ill]
СИСТЕМЫ ОХЛАЖДЕНИЯ АВТО-ТРАКТОРНЫХ И ТАНКОВЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ
167
без присадок при е < 5у мотоциклетных дви-
гателей с нижними клапанами и е < 5,4, при
верхних клапанах. Бензин I сорта может при-
меняться при е < 6,0. При более высоких сте-
пенях сжатия следует применять бензино-бен-
эольные смеси, спиртовые двойные и тройные
смеси, спирто-бензиновые смеси. Бензино-бен-
зольные смеси имеют следующие весовые со-
ставы: 1) 70% бензина + 30% бензола, е < 6,5;
2) 50% бензина + 50% бензола, е <7,0, а в
малых двухтактных двигателях до 7,5. Спирто-
вые смеси: 1) двойная смесь 60—65% сгшрта-f-
4-40— .35% бензина, ?<7; 2) 50% спирта-(-
+ 50% бензола, е > 7. Тройная смесь: 40%
спирта 4- 30% бензина -f 30% бензола, ? > 7.
При спиртовых смесях необходимо увеличи-
вать сечение жиклера на 30—40% и ставить
более раннее зажигание.
При повышенных степенях сжатия необхо-
димо применять топлива, имеющие высокие
октановые числа.
Питание современных мотоциклетных дви-
гателей производится самотёком. Питание же
автомобильных двигателей производится, как
правило, принудительным методом с помощью
диафрагменного насоса, который приводится
в действие механическим путём или имеет
электрический привод.
В некоторых случаях помимо основного на-
соса в систему подачи топлива включается
вспомогательный насос (ручной или ножной
подкачки). На фиг. 129 даны схемы включе-
ния вспомогательных насосов. Топливные на-
сосы диа {фагменного типа располагаются на
двигателе со стороны кулачкового валика и
Фиг. 130. Бензонасос КИМ-10.
приводятся в действие от эксцентрика на ку-
лачковом валу. На фиг. 130 изображён насос
КИМ-10; верхняя часть закрывается крышкой,
которая уплотняется прокладкой. Края диа-
фрагмы зажимаются между верхней и ниж-
ней частями корпуса помпы. Путь топлива
показан стрелками. О карбюрации и карбюра-
торах см. гл. V.
СИСТЕМЫ ОХЛАЖДЕНИЯ АВТО-ТРАКТОРНЫХ И ТАНКОВЫХ
ДВИГАТЕЛЕЙ
НАЗНАЧЕНИЕ, КЛАССИФИКАЦИЯ
И ЭЛЕМЕНТЫ
Система охлаждения служит для принуди-
тельного интенсивного отвода тепла от ци-
линдров двигателя в окружающую среду и
является основным фактором, обеспечиваю-
щим нормальное температурное состояние дви-
гателя.
Система охлаждения при любых комбина-
циях: рабочий режим двигателя — внешние
условия, должна обеспечивать стабильное тем-
пературное состояние деталей внутрицилин-
дрового пространства, отвечающее наивыгод-
нейшему сочетанию энергетики, экономики и
хорошей износоустойчивости двигателя.
По способу отвода тепла системы охла-
ждения подразделяют:
1) на воздушные;
2) жидкостные, которые разделяются на
системы охлаждения водой и высококипящими
жидкостями;
3) испарительные.
ВОДЯНОЕ ОХЛАЖДЕНИЕ
Общепринято водяное охлаждение, при-
чём в зимнее время вода часто заменяется
различными антифризами — смесями, замерзаю-
щими при сравнительно низких температурах.
Из прочих систем некоторое распростране-
ние (у маломощных малоцилиндровых двига-
телей) имеет лишь воздушное охлаждение.
У современных двигателей применяют ис-
ключительно насосные (принудительные)
системы, в которых циркуляция воды про-
исходит под действием насоса и лишь в не-
значительной степени термосифоном. Чисто
термо сифонные системы встречаются
лишь у маломощных двигателей полустацио-
нарного типа.
Все насосные системы разделяются на н е-
изолированные и изолированные,
в которых охлаждающая вода изолирована от
атмосферы специальным паро-воздушным кла-
паном.
Изолированные системы более совершенны:
они обеспечивают уменьшение габарита и веса
радиатора и системы, допускают большую ско-
рость воды в системе без опасности кавита-
ции и уменьшают потерю воды от испарения
и выкипания. Для танковых двигателей при-
меняют только изолированные системы.
Помимо полостей для водяной рубашки,
образованных двойными стенками цилиндров,
насосные системы состоят (фиг. 131) из сле-
дующих агрегатов: насоса (помпы) /, радиа-
тора 2, вентилятора 3, регулирующих устройств
(термостатов 4, жалюзи), контрольных прибо-

168
КОНСТРУКТИВНОЕ ОФОРМЛЕНИЕ АВТО-ТРЛКТОРНЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ
[РАЗД. IV
ров 5, трубопроводов 6, соединительных шлан-
гов и спускных устройств. В системах танко-
вых моторных групп применяют также рас-
Фиг. 131. Система охлаждения двигателя
ЗИС-101.
ширительные бачки и дополнительные устрой-
ства для прогрева двигателя перед запуском
в зимнее время. Последние находят приме-
нение и в автомобильных двигателях.
Основные агрегаты и детали
Водяные насосы. В качестве водяных
насосов применяют исключительно односту-
пенчатые центробежные низкого давления.
Центробежные насосы помимо компактности,
простоты устройства и высокой производи-
тельности дают возможность свободного про-
хода воды через неработающий насос и, нако-
нец, максимальный их напор невысок. Для
насосов применяют крыльчатки закрытого,
полузакрытого и открытого типов
с дугообразными и прямыми лопатками.
Основные детали насоса: улиткообразный
корпус 1 (фиг. 132), крыльчатка 2, валик 3 и
уплотнительные устройства 4, Корпус и крыль-
Фиг. 132. Водяной насос двигателя ЗИС-5.
чатку отливают из чугуна, лёгких сплазов и
бронзы, валик изготовляют из стали нержа-
веющей, хромистой, малоуглеродистой и т. п.
Для уплотнения на концах валика применяют
различные сальники 4. Насос присоединяется
к приводному валику эластичными муфтами.
У автомобильных двигателей часто валик на-
соса является одновременно валиком венти-
лятора и приводится в действие трапециевид-
ным ремнём. В нижней части корпуса насоса
устанавливается спускной краник.
Радиаторы. Основной частью радиаторов
является охлаждающая решётка, вмонтиро-
ванная в жёсткий корпус, образованный
приёмным и выводным коллекторами и бо-
ковинами радиатора. Охлаждающая решётка
изготовляется из трубок и пластин (медных,
латунных, алюминиевых и стальных толщи-
ной 5 — 0,1 -т- 0,5 мм). Для коллекторов и бо-
ковин цельного радиатора применяют тот
же материал, что и для охлаждающей ре-
шётки.
При разборном радиаторе их отливают из
чугуна, алюминиевых сплавов или штампуют
из листовой стали. Коллекторы соответствен-
но имеют патрубки для входа и выхода воды.
У автомобильных двигателей верхний коллек-
тор снабжается заливной горловиной, кото-
рая закрывается пробкой с винтовым или
сухарным затвором. У танков при наличии в
системе двух радиаторов общий заливной па-
трубок соединяется трубопроводами с верх-
ними коллекторами радиаторов. Для фильтра-
ции воды в заливной горловине устанавли-
вается сетчатый фильтр. При изолированной
системе паро-воздушный клапан устанавли-
вается в крышке заливного патрубка. В не-
изолированной системе радиаторы снабжаются
контрольной трубкой. Верхний конец её по-
мещается в заливной горловине, а нижний вы-
водится наружу и обеспечивает слив излиш-
ней воды и выход паров. Конструкция кре-
пления радиатора на шасси должна предохра-
нять его от перекосов, тряски и резких толчков,
могущих вызвать течь. В нижней точке си-
стемы (коллекторе 'или патрубке) устанавли-
вают спускной краник или клапан. Для соеди-
нения трубопроводов применяются дюритовые
шланги, концы которых стягиваются хомути-
ками.
Радиаторы бывают цельнопаянные (фиг. 133),
у которых коллекторы, боковины и охлаждаю-
щая решётка спаяны в одно целое, и разбор-
ные (фиг. 134). Разборные радиаторы, у ко-
торых и охлаждающая решётка состоит
из выемных секций, называются секцион-
ными.
Охлаждающие решётки радиато-
ров различают двух видов: с воздушными и
водяными трубками.
Решётки с воздушными труб-
ками (фиг. 135) состоят из поперечных тру-
бок диаметром 6—10 мм, длина которых равна
толщине решётки. Эти трубки, наложенные
друг на друга и спаянные развальцованными
концами, составляют решётку, которая впаи-
вается в корпус радиатора. Труски имеют глад-
кую или для улучшения турбулентности волни-
стую поверхность. Спаянные концы взависимо-
сти от их развальцовки образуют сотовые по-
верхности передней и задней частей решётки с
шестигранными, квадратными и фасонными
ячейками. По трубкам проходит воздух, а
между трубками в направлении, перпендику-
лярном их осям, проходит вода.
Решётки с водяными трубками
состоят из трубок, концы которых соединяют
собой коллекторы радиатора. По этим труб-
кам идёт вода, а между трубками проходит

ГЛ. Ill]
СИСТЕМЫ ОХЛАЖДЕНИЯ АВТО-ТРАКТОРНЫХ И ТАНКОВЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ
169
воздух, направление которого перпендикулярно
осям трубок. Конструкции решёток с водя-
ными трубками чрезвычайно разнообразны, но
могут быть разделены на следующие основ-
ные группы.
часто изготовляются в виде отдельных отъём-
ных секций.
3. Решётки из прямых круглых,
овальных или плоек их трубок с
общими рёбрами (фиг. 137)- пластинами.
Фиг. 133. Радиатор с кожухом из листового металла и решётки, спаянной с коробками.
1.Решётки из прямых круглых,
овальных или плоских трубок без
рёбер, которые устанавливаются рядами друг
за другом или в шахматном порядке. Этот тип
насаженными на эти трубки, — наиболее рас-
пространённый тип.
4. Решётки из прямых плоских
трубок, спаянных из пластин шириной во
_
1
У
1
J
1
J
Фиг. 134. Радиатор с литыми коробками н съёмной
охлаждающей частью.
малоэффективен и в современных конструк-
циях не встречается.
2. Решётки из прямых трубок,
снабжённых индивидуальными рёбрами из ро-
зеток или спиралей (фиг. 136), встречаются
у тяжёлых грузовиков, тягачей и тракторов и
т
Фиг. 135. Элементы сотового радиатора с горизонталь-
ными воздушными трубками.
всю толщину радиатора и усиленных зигзагв-
образными промежуточными рёбрами — пла-
стинами жёсткости (фиг. 138).
5. Решётки из изогнутых плоских
трубок, спаянных из пластин шириной во
всю толщину решётки (фиг. 139). Такие ре-
шётки в зависимости от изогнутости трубок

170
КОНСТРУКТИВНОЕ ОФОРМЛЕНИЕ АВТО-ТРАКТОРНЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ
[РАЗД. IV
образуют сотовые поверхности фронта и тыла
решётки с шестигранными квадратными или
фасонными ячейками для прохода воздуха.
Поверхности рёбер и пластин решёток ти-
пов ], 2 и 3 и лластин жёсткости решёток
¦Фиг. 136. Элемент труб-
чатого радиатора с верти-
кальными водяными труб-
ками и с отдельными рё-
брышками.
Фиг. 137. Элемент трубча-
того радиатора с верти-
кальными водяными труб-
ками и общими охлаждаю-
щими рёбрами в виде го-
ризонтальных пластин.
типа 4 как элементов непрямого охлаждения
менее эффективны, чем трубок — элементов
прямого охлаждения. Круглые водяные трубки
применяют диаметром 6—16 мм (большие диа«
Фиг. 138. Эле-
мент трубчато-
го радиатора с
вертикальными
пряуыми пло-
скими трубка-
ми (пластинча-
тый радиатор).
Фиг. 139. Элемент решёток
радиаторов с вертикальными
плоскими изогнутыми водяны-
ми трубками, дающими сото-
вую решётку.
метры для решёток типа 2). Диаметр воздушных
трубок 6—10 м и. Ширина водяных каналов у
сотовых и пластинчатых решёток 0,8 -2,5 мм.
Толщина решёток у автомобильных двигате-
лей 50—140 мм, у танковых до 200 мм. По
типу решёток радиаторы называются: трубча-
тыми (типы 1, 2 и 3), пластинчатыми (типы 4
и 5) и по внешнему виду решётки — сото
выми и радиаторами с воздушными трубками.
Вентиляторы. Принудительный обдув ра-
диаторов или ребристой поверхности цилин-
дров (при воздушном охлаждении) осуще-
ствляется вентиляторами. Помимо этого воз-
душный поток вентиляторов используют для
обдува корпуса двигателя, агрегатов, масляных
радиаторов и пр. Для охлаждения двигателей
применяются:
1) центробежные вентиляторы
(обычно типа „Сирокко") при воздушном
охлаждении (фиг. 140) и
2) осевые вентиляторы, которые
имеют лопасти, штампованные из стали (фиг.
141) или отлитые из
лёгких сплавов (фиг.
142). Штампованные
лопасти крепятся к
стальной или чугунной
ступице, а иногда к
специальному сердеч-
нику. Литые лопасти
обычно изготовляют-
ся за одно целое со
ступицей. В отличие
от первых такие кон-
струкции позволяют
Фиг. 140. Вентилятор
типа .Сирокко".
Фиг. 141. Вентилятор со
штампованными лопастями.
применять лопасти выгодной аэродинамиче-
ской формы. Поэтому к. п. д. вентиляторов
с литыми лопастями выше @,6—0,8 против
Таблица 54
Параметры вентиляторов
Двигатель
ЗИС-5 . .
ЗИСбуси-
ленный • •
„Конти-
ненталь" .
Уайт . . .
Бьюик 1936
Паккард
5-8. ...
я
Диаметр вент
лятора в мм
57°
|5°8
I510
5ю
5'О
45°
334
ж
Длина лопает]
в мм
197
197
200
195
169
Хорда в мм
73
74
IOO
76
76
84
87
ts
Стрелка лона!
в мм
9
9
б
го
9
6,7
9
?
атаки
25
25
З2
46
42
23—
29
=8,5
Угол
град.
входа
i6
ю
16
11
ю
17—
15
2
выхода
7.5
54,5
4О
8о
7°
12
43
3*
Диаметр веду
го шкива в м.
13°
13°
I2O
I4O
иб
К
з1
Передаточное
СЛО 1
1.45
',45
I, 12
I ,22
1,2
!>25
1.3
п об/мин
35°°
35°°
3'5°
323°
э88о
4ООО
43°°
0,3—0,4). Для танковых моторных групп обычно
применяются многолопастные осевые вентиля-
торы типа ЦАГИ (фиг. 143), обладающие вы-
соким к. п. д.

ГЛ. III]
СИСТЕМЫ ОХЛАЖДЕНИЯ АВТО-ТРАКТОРНЫХ И ТАНКОВЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ
171
На производительность осевого вентиля-
тора влияют п — число оборотов в минуту;
D — наружный диаметр; l=D — d — длина
лопастей; Ь — ширина (хорда) лопастей; про-
Фиг. 142. Вентилятор слитыми лопастями.
филь и шаг лопастей; z -¦— число лопастей;
у — расстояние лопастей от поверхности ра-
диатора; наличие кожуха и сопротивление
воздушного тракта.
В табл. 54 приведены параметры вентиля-
торов некоторых автомобилей.
регулирующие проходное сечение трубопро-
вода. Термостат представляет собой ане-
роидную коробку, заполненную воздухом или
легкокипящей жидкостью и соединённую с
клапаном (фиг. 144), или биметаллическую
спираль из стальной и бронзовой лент, сварен-
ных между собой и связанных с заслонкой
(фиг. 145). На фиг. 146 показана установка
термостата с параллельным отводом воды из
водяной рубашки двигателя непосредственно
Фиг. 144. Термо-
стат, действующий
на клапан.
Фиг. 145. Термостат,
действующий на дрос-
сель.
к всасывающему отверстию водятого насоса.
Нормально этот отвод закрыт редукционным
клапаном, В первое время после запуска дви-
гателя, пока вода ещё не нагрелась, термостат
через свой клапан затормаживает нормальную
циркуляцию воды через радиатор, и в системе
создаётся повышенное давление. Под влиянием
повышенного давления открывается редукци-
Автоматика интенсивности охлаждения
Для обеспечения и стабильности наивыгод-
нейшего температурного режима двигателя
вне зависимости от режима его работы и
внешних условий современные системы охла-
ждения устраивают с автоматической
регулировкой интенсивности от-
вода тепла. Последняя осуществляется
Фиг. 143. Вентилятор типа ЦАГИ для танковых
двигателей.
Фиг. 146. Установка термостата с параллельным отводом
воды из рубашки цилиндров к всасывающему отверстию
водяной помпы.
либо регулированием циркуляции воды, либо
регулированием прохода воздуха через радиа-
тор, либо комбинацией этих двух методов.
Автоматическая регулировка циркуля-
ции воды осуществляется термостатом, ко-
торый включается в трубопровод, отводящий
воду из двигателя в радиатор, и автомати-
чески действует на клапан или на заслонку,
онныи клапан отвода, и вода, минуя радиатор,
циркулирует только в системе двигателя. По
мере нагрева воды открывается клапан термо-
стата, давление воды на редукционный клапан
падает, он закрывается, и восстанавливается
нормальная циркуляция-воды через радиатор.
Такой вариант помимо основного назначения
обеспечивает быстрый и равномерный прогрев
цилиндров после запуска двигателя, поэтому

172
КОНСТРУКТИВНОЕ ОФОРМЛЕНИЕ АВТО-ТРАКТОРНЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ
[РАЗД. IV
подобные схемы получили широкое распро-
странение.
Автоматическая регулировка прохода
воздуха через радиатор осуществляется
термостатами, действующими на жалюзи
(установленные на входе воздуха в радиатор)
или на систему, изменяющую шаг лопастей
вентилятора.
Наилучший эффект обеспечивается ком-
бинированной регулировкой цир-
куляции воды и обдува радиатора.
В зимнее время опасность замерзания
воды при наличии термостатов, автоматически
регулирующих её циркуляцию, устраняется
применением антифризов, радиаторных чехлов
и жалюзи, выключением вентиляторов, авто-
матическим изменением их шага и уменьше-
нием скорости их вращения.
Расчёт водяного охлаждения
Расчётный теплосъём и циркуляция
воды и воздуха. Теплосъём Qo, кото-
рый должна обеспечить система охлаждения,
определяется для режима максимальной мощ-
ности двигателя NN в л. с. из выражения
Значения расчётных удельных теплосъёмов
qN в ккал\л. с. ч. для систем охлаждения:
водяной . .
воздушной
• 360—?60
. 360-720
Эти значения даны с запасом, необходимым
для возможности применения автоматической
саморегулировки при особо тяжёлых и не-
благоприятных условиях работы двигателя.
Верхние пределы соответствуют карбюра-
торным двигателям с боковыми клапанами,
пониженной степенью сжатия, малой оборот-
ностью и размерностью. Нижние пределы со-
ответствуют форсированным двигателям боль-
шой размерности (дизелям и карбюраторным).
Расчётные циркуляция воды и расход воз-
духа определяются уравнением
G-
At
кг/час,
где Qo — расчётный теплосъём; с — удельная
теплоёмкость воды (воздуха); At—перепад
температур воды (воздуха) в радиаторе.
В качестве расчётных перепадов темпера-
тур принимают для воды Мж = 5-?- 10° С; для
воздуха Д*ез=10-г-40°С.
Значения удельных: циркуляции воды
72—192 л/л. с. ч„ а расхода воздуха 100—270
кг/л. с. ч. Эти значения соответствуют A^=5°C
и Мвз = 15°.
Расчет радиаторов. Поверхность
охлаждающей решётки радиатора
определяется из уравнения
где
Qo ~~ расчётный теплосъём в ккал/час
ккал ,
полный коэфициент тепло-
передачи радиатора, зависящий в основном
от скорости воздуха we3. Примерная зависи-
мость k = / (we3) приведена на фиг. 147.
Аг/г
МгЧС
9ПП
160
120
80
ЦО
сград.
\
О S 10 15 20 25 30 35 k0 U5 W^/ceft
Фиг. 147. Зависимость k от скорости воздуха wS3
в радиаторе.
Значения k берут в соответствии с намечаемой
скоростью воздуха в радиаторе и/вз<20 м/сек.
At° С — расчётная разница температур между
средними температурами воды и воздуха в
радиаторе.
Р
р
Расчётные значения
для систем охлаждения:
— t
g3cp
водяной неизолированной •...-.50=85 —35
водяной изолированной 65=100—35
изолированной с высококипяшими
жидкостями • . . 100=140—40
Ориентировочные значения удельных по-
верхностей охлаждения радиаторов приведены
в табл. 55.
Таблица 55
Ориентировочные значения удельных поверхностей
охлаждения радиаторов
Тип машины
Легковой автомобиль и
быстроходный танк . . .
Грузовик и тихоходный
танк
Тягач, трактор
Значения удельных
поверхностей
г
" \
о
кал/нас
а
3
4
¦*:
О,О7 -0,2
од—о.з
0,2-0,5
ч
2 3
1.7-2,7
1.5-а
—- —5
м2час град
Лобовая площадь решётки, от-
вечающая заданной её поверхности, опреде-
лится из отношения
где уъ — лобовой коэфициент охлаждающей
решётки радиатора, зависящий от её конструк-
ции и её толщины Ь. Эта зависимость может
быть представлена в следующем виде:
где ^i = —J-— удельный лобовой коэфициент
решётки, отнесённый к толщине Ъ — 1 мм,
зависящий только от конструкции решётки.

ГЛ. Ш]
СИСТЕМЫ ОХЛАЖДЕНИЯ АВТО-ТРАКТОРНЫХ И ТАНКОВЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ
173
Значения Yl позволяют производить сравни-
тельную оценку конструкций решёток в от-
ношении их лобовой компактности. Практи-
ческие значения
«pj = 0,4 -г- 0,7.
Для конструктивно подобных решёток раз-
ной толщины Ь' и Ъ"
и для решёток одинаковой толщины, но раз-
личной конструкции <fj ф <рг получается
Ъ «Pi
Живое сечение решётки радиа-
тора определяется из выражения Fc = <\iFab m\
где ф = -~—коэфициент живого сечения
радиатора, зависящий только от её конструк-
ции, ф = 0,4-=-0,8. Малое значение ф характе-
ризует слишком плотную конструкцию ре-
шётки, в которой из-за малых сечений воздуш-
ных трактов велики гидравлические сопротивле-
ния, и поэтому эффективность отдачи радиатора
сильнее падает по его толщине Ь. Большое зна-
чение ф характеризует сравнительно редкую
решётку с низким значением.^. Поэтому жела-
тельны решётки со средним значением ф.
Толщина решётки Ь. Из выражения
R, = ф F, = ф — = ф г- следует, что с
.05 Ф1 " Ь
увеличением Ъ уменьшаются FA и Рс, а сле-
довательно, и потребная производительность
вентилятора Ve — we3 ¦ Fc и расход мощности
на вентилятор NgH.
С другой стороны, с увеличением b воз-
растают нагрев и гидравлические сопротивле-
ния для воздуха и поэтому падает эффектив-
ность радиатора (табл. 56). По опытным
данным созместное влияние b и we3 на тепло-
отдачу радиатора ьыражается следующим
уравнением:
где с — коэфициент пропорциональности.
Таблица 56
Влияние толщины радиатора на его эффективность
Толщина ра-
диатора в мм
4°—55
55—7о
70-85
85—ioo
ioo—us
115—13°
1
Увеличение теплоотдачи радиатора
в % на 10 мм увеличения толщины
we3= 10 м'сек
15,5
ii,i
87
6,55
4.95
3,78
we3=20 м'сек
17,2
12,8
II,О
9.35
7.45
6.3
аторы с b = 50 ч- 100 мм. При жёстких габа-
ритных условиях (например, для танковых
двигателей) более выгодными оказываются
радиаторы с b = 100-4-200 мм.
При проектировании радиатора с заданной
охлаждающей поверхностью F прежде всего
выбирают конструктивный тип решётки, уста-
навливают её толщину b и проектируют на
всей её толщине минимальный элемент, из
которых решётка наращивается как по вы-
соте Н, так и по ширине В.
Далее определяют поверхности /, /Л и /с
этого элемента и, пользуясь соотношением
¦?- = — = фа, Я ^ = ^ = ф,
/л г л 1л гл
определяют коэфициенты <f$ и ф, а потом
значения
ah FC ^FA.
ib
После этого из габаритных соображений
rj
задаются отношением с = -s-, определяют ши-
?>
ГУ
рину В = I/ -± yi высоту Н — сВ решётки.
г с
В табл. 57 приведены данные радиаторов
автомобилей и тракторов.
Таблица 57
Радиаторы автомобилей и тракторов
Машины
ГАЗ-А . .
ГАЗ-АА .
ЗИС-5 . .
ЗИС-6 . •
ЗИС-Ю1 .
сгз . . .
С-60 ¦ . •
Джон Дир
У1 и У2.
F
в м1
6,53
8,4
9,23
и.З6
-
12
29
8
8,6
FA
в ж9
о, 24
о, 24
0,28
О,28
0,3
O.3I9
о,6
о,257
0.253
Ъ
в
мм
53
7°
73
73
IOO
9°
140
76
8о
о
27,2
35,°
33,о
4°,5
-
37,6
48,3
3'»1
34,о
O.5I3
о,5оо
о,452
о,555
'--
0,418
°345
0,409
0,425
Ёмкость
системы
охлажде-
ния Уж
В А
II,О
и»5
25,о
32,о
22,0
55,о
6о,5
49,°
28,5
Расчёт ёмкости системы и диаметра
трубопроводов. Уж зависит от: а) типа и
конструкции двигателя; б) расчётных скоро-
стей воды и особенно воздуха; в) нормального
рабочего режима двигателя в эксплоатации;
г) климатических условий; д) назначения дви-
гателя; е) стремления облегчить конструкцию
и уменьшить габарит моторного отделения.
В табл. 58 приведены удельные ёмкости.
Диаметр трубопроводов dT в мм опреде-
ляется из выражения
dT= 1128
I/ —"~ '
г W
Из сказанного о влиянии толщины решёт-
ки b следует, что при малых we3 и если га-
бариты позволяют, то более выгодны ради-
где Уж — циркуляция воды в системе на
режиме NN в м3/сек; хиж — скорость воды в

174
КОНСТРУКТИВНОЕ ОФОРМЛЕНИЕ АВТО-ТРАКТОРНЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ
[РАЗД. IV
трубопроводе на режиме NN в м/сек. Прак-
тически принимают 1И)Ж = 3-|-6 м/сек. При вы-
боре ш"ж следует иметь в виду, что гидра-
влические сопротивления H=cw^K.
Таблица 58
Удельные ёмкости систем водяного охлаждения
Ма шины
Танк . .
Легковой
автомобиль
Грузовик
Тягач . .
Удельные ёмкости
2—4
1—О,25
0,2—О,3
—6 \ о,з—о,6
6 8
I—1.5
1—4
6-8
8—ю
Примечание
Ул —литраж
двигателя
G j — вес ма-
шины в т
Расчёт мощности на привод вентилятора
NeH. Для вентилятора расчётной является мощ-
ность NeH, потребная для привода его на режиме
NN. Эта мощность определяется по уравнению
«С
l vl_
J 75ijM -
75 rleH
л. с,
где Ьр кг м* — статический напор, который дол-
жен создать вентилятор для преодоления со-
I IS) It
противления воздушного тракта; А ^1 ~
динамический напор в кг/м2, который должен
создать вентилятор для обеспечения скорости
воздуха wg3; Ve3 — потребная производитель-
ность вентилятора в м3/сек, исчисляемая как
произведение w"e3 - Fc) т\вн —к. п. д. вентиля-
тора.
В зависимости от конструкции вентилятора
и сопротивления воздушного тракта г\дн =
Величина Ьр, зависящая от сопротивления
воздушного тракта, колеблется для автомоби-
лей и тракторов от 30 до 50 и для танков от 100
до 300 мм вод. ст.
В зависимости от значений вышеуказан-
ных факторов NeN = @,03-р 0,10) NN л. с.
При подборе вентилятора пользуются про-
спекгными данными по характеристикам вен-
тиляторов, подобных проектируемому, и соот-
ношениями Ve3 = Cj п; Ар = с2 я2 и NeH = с3п3.
Расчёт центробежного водяного насоса.
При расчёте насоса исходят из циркуляции
воды, потребной на режиме Л^ (см. ЭСМ т. 12,
гл. VII), и гидравлического сопротивления си-
стемы
Нг = const V2.
Нг слагается из следующих сопротивлений:
а) рубашки двигателя -~ 50%, б) радиатора
~ 350/0 и в) трубопроводов ~ 15°/0. Общее
сопротивление системы зависит от размерности
двигателя и его сложности Сопротивления
отдельных участков системы определяются по
эмпирическим формулам.
Теоретическое определение размеров и
формы крыльчатки связано с большими труд-
ностями. Практически обычно подбирают
крыльчатку, работающую в услозиях геоме-
трически и кинематически подобного прото-
типа, для которого имеются эксперименталь-
ные данные по характеристике H = f(V) для
н
м dot
4,6
'0,8
10,0
Ь-00 Ш 560 6W 720 V л/мин
Фиг. 148. Зависимость напора водяного насоса
от производительности.
определённого числа я0 оборотоз в минуту
(фиг. 148). При подборе исходят из того, что
геометрически подобные насосы имеют одну
и ту же отвлечённую характеристику
cm
1
\
= <Р (в)
0)
и пользуются следующими зависимостями:
Н — const и2 = const я2*/2;
V = const я^3;
1/ \nj'
B)
C)
D)
E)
F)
r_r
Здесь yj/j = — - = 0,3 -4- 0,45 — гидравличе-
0,001 V
скии к. п. д. насоса; а = ¦ „п ,п коэфициент;
60nrf2
Н—напор, создаваемый насосом в кг/м2 (в
мм вод. ст.); V—производительность насоса
вл/мин;п—-число оборотов крыльчатки в мин.;
d— наружный диаметр крыльчатки в м;

ГЛ. Ill]
СИСТЕМЫ ОХЛАЖДЕНИЯ АВТО-ТРАКТОРНЫХ И ТАНКОВЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ
175
¦xdn
и= -™- т- окружная скорость крыльчатки в
м/сек; g = 9,81 м\сен?.
Задача I. Определить dl при заданных
Нь V\ и щ (фиг. 149). Использовав зависи-
мости D) и E), путём соответствующих пере-
счётов перестраивают характеристику прото-
типа [Н= f(V)]d .„0 — сплошная линия — в ха-
рактеристику [H = <?(V)]d n —штриховая ли-
ния. Затем через точку А (Н^ V%) на основании
И
У
1
Фиг. 149. К определению диаметра крыльчатки
водяной помпы.
уравнений B) и C) проводят кривую Н =
= const V*1* до пересечения её [точка В
0
Vd} с характеристикой [Н — ср (V)]d n . Далее,
пользуясь координатами точки В, определяют
искомый d\ по одному из следующих уравне-
ний:
ГН~
Характеристику [//= ф( V)\dx1ti проекти-
руемого насоса (фиг. 149, пунктирная линия)
Фиг. 150. К определению производительности
водяной помпы.
получают перестроением напоров и расходов
характеристики прототипа [// = /( V)]d n по
уравнениям
шп
Vd0
Задача 2. По характеристике прототипа
\H = f{V)]dor, (фиг. 150, сплошная линия),
определить /ilf при которых насос обеспечит
производительность Vi при напоре Н^
Через точку А (Ну У,) проводят кривую
сопротивления сети Нг = const V2 до пересе-
чения её [точка В (Нн; VH)] с исходной
характеристикой прототипа. Затем определяют
искомое число оборотов пх проектируемого
насоса по уравнениям:
= «о
V
или п\
/ ~Н
Характеристика (фиг. 150, штриховая линия)
проектируемого насоса определяется путём
пересчётов напоров и производительностей
исходной характеристики прототипа по уравне-
ниям D) и ^5). Мощность Nff, затрачиваема»
на привод насоса, определяется путём соот-
ветствующих пересчётов по уравнениям D) —
F). Расчётная мощность NH = @,002-т-
-^О.ООб^дг, Поэтому главное внимание при под-
боре насоса обращается не на повышение
его к. п. д., а на возможную простоту кон-
струкции и эксплоатации и на малый габарит.
ВОЗДУШНОЕ ОХЛАЖДЕНИЕ
У двигателей воздушного охлаждения тепло
от цилиндров отнимается непосредственно об-
дувающим их воздухом. Так как коэфициент
теплопередачи в воздух очень мал (примерно
в 20 раз меньше, чем в воду), то для удовле-
творительного отвода тепла приходится не
только усиленно обдувать цилиндры воздухом,
но и увеличивать (до 250—500 смЦл. с.) за
счёт оребрения теплопередающую наружную
поверхность цилиндров. Рёбра охлаждения
располагаются перпендикулярно образующей
цилиндра и реже по образующей. В связи с
этим в первом случае применяется боковой, а
во втором случае верхний (со стороны головки
цилиндров) обдув цилиндров. Для принудитель-
ного обдува цилиндров применяются центро-
бежные вентиляторы типа «Сирокко- и осевые
(см. фиг. 140 и 143); установка первых конструк-
тивно удобнее, чемосевых. Для обеспечения пра-
вильного направления и распределения воздуха
применяются направляющие кожухи и дефлек-
торы. На фиг. 151 приведено распределение
температур по элементам цилиндра. Главное
внимание необходимо обращать на возможна
лучшее охлаждение головок цилиндров, в осо-
бенности выхлопных патрубков и гнёзд для
свечей По этому на головке цилиндров распо-
лагают обычно около 2/3 всей поверхности
оребрения цилиндра.
На фиг. 152 приведены характерные типы
рёбер: а) прямоугольные, б) трапециевидные
и в) конические с вогнутыми поверхностями.
Последние обладают наилучшей рассеивающей
способностью, но сложнее в производстве и
поэтому почти не применяются. Прямоуголь-
ные рёбра обладают наименьшей рассеиваю-
щей способностью и применяются главным
образом в стальных конструкциях, когда они
изготовляются обточкой. Литые рёбра (чугунные
и из алюминиевых сплавов) трапециевидные.
Характерные размеры рёбер охлаждения: / —
длина; 60—толщина у основания и 5^ — тол-
щина у конца, средняя толщина Ь = —~\к ;
Г = / +-п —приведённая длина ребра; t —
шаг рёбер; s = t — В — расстояние между
рёбрами.

176
КОНСТРУКТИВНОЕ ОФОРМЛЕНИЕ АВТО-ТРАКТОРНЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ
(РАЗД. IV
Коэфициент теплопередачи от Эффективность ребра определяется отно-
ребра к воздуху определится из выражения шением
W Г хка
h [ tf.цас.
град ]•
где wg3 — средняя скорость воздуха в живом
сечении рёбер в м\сек\ -\вз — весовая плот-
/
Фиг. 151. Распределение температур в головке цилиндра
воздушного охлаждения.
ность воздуха в кг]мь; DH — наружный диа-
метр цилиндра (без оребрения) в м.
а)
б)
в)
Фиг. 152. Рёбра цилиндра воздушного охлаждения:
а — прямоугольные; б — трапециевидные; в —конические.
Из приведённого выражения и фиг. 153 и
1?4 следует, что авз возрастает с увеличе-
нием we3 и увз, падает с увеличением раз^
мерности цилиндра D и не зависит от мате-
риала рёбер — их козфициента теплопровод-
ности X.
где Qd — теплоотдача действительного ребра;
Qu — теплоотдача при тех же условиях иде-
к кап
170
150
130
по
90
7/7
а с. граб.
/
/
/
/
/
20 30
W
50 60
Фиг. 153. Зависимость адз от скорости воздуха.
ального ребра, у которого X = оо, температура
по всей длине ребра const и равна ^.«—тем-
пературе наружной поверхности цилиндра.
к Нал >
м^час
inn
95
грай
1 v
Гвз
=const
I/O
НО 130
Фиг. 154. Зависимость адз от диаметра
цилиндра.
Значения коэфициента теплопроводности
, ккал
А В 5- ДЛЯ
м. час. град
алюминиевых сплавов 136,8
чугуна • . . 45
стали 36
На фиг. 155 приведена зависимость т\р~
= <\i(a-l'), где /' — приведённая длина ребра
ьм и а=
Эффективность ребра ч\р с увеличением /
падает (фиг. 155). Поэтому длину 7 рёбер на-
мечают в соответствии с желательным значе-
нием т1р и жесткостью требований на вес и
габарит конструкции; обычно г1р = 0,5-Я),8.
Так, например, при т.р ¦= 0,6 получается alr =
Ь _ 1,5 о _ 15 8
Т ~ ~а~~ 2 ""
— 1,5 и /= /'-
2
Из выражений для /, а и адз следует, что
при данном rip величина / должна быть про-
порциональна Х1/а, о1'2, D1^, №д~3\ Y^J/S и а^''"

ГЛ. Ш]
СИСТЕМЫ ОХЛАЖДЕНИЯ АВТО-ТРАКТОРНЫХ И ТАНКОВЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ
177
В табл. 59 и СО приведены размеры рёбер.
С уменьшением расстояния между
рёбрами 5 уменьшается и wg3 в связи с
возрастанием сопротивления межрёберного
пространства при том же живом сечении. Кро-
0,9
0,7
0,6
0,5
0,3
О UU 0.8 12 15L6 2,0 г.<* at'
Фиг. 155. Зависимость ц от длины ребра.
ме того, сближаются турбулентные погранич-
ные слои соседних рёбер, и с уменьшением s
теплоотдача падает. В существующих кон-
струкциях s = 3-гЮ мм.
Расход воздуха Vвз и средняя
его скорость wg3 в живом сечении Fc
рёбер (между рёбрами и дефлекторами) опре-
деляются из выражения:
V83 = WB
•tc м\\сек.
С увеличением wg3 возрастают коэфициент
теплопередачи адз и общая теплоотдача Qq
Таблица 59
Параметры рёбер
При 80 в мм
i
3
3
4
5
1 в мм
1
Алюминиевые Стальные
2О
3°
35
4О
45
II
15
18
31
33
Таблица 60
Параметры рёбер
Параметры
/ в мм . . ¦
6^ в мм . . .
t в мм . . .
1
Рёбра
литые
15—5°
1-5-2
8-12
IO —2O
стальные
Ю —2О
О.5-1.0
6-8
IO—16
в ккал/час, но вместе с тем пропорционально
кубу скорости воздуха возрастает и расход
мощности на привод вентилятора. Поэтому
приходится ограничивать wg3. Из табл. 61,
где приведены практические значения we3,
следует, что выбор w83 необходимо согласо-
вывать с размерностью цилиндров.
12 Том 10
Расчётный теплосъём с ци-
линдра определится (см. стр. 182) из вы-
= „„*, = C60+720) N„
Распределение Q4 между его стаканом
и головкой следующее:
а) теплосъём от стакана цилиндра:
= @,2-т-0,35) qxNq [ккал/час];
б) теплосъём от головки цилиндра
<?».« = @,654-0,8) Q4 =
= @,65-=-0,8) qN N4 [ккал/час].
Охлаждающая поверхность ста-
кана цилиндра FCVi определится как сумма
Таблица 61
Примерные значения и>вз в
D в мм
W83 B М/СеК * ' "
5°
ю-3
зависимости от и
75
17-5
IOO
23
15°
31
поверхностей его оребрения F сц и межрё-
берных промежутков ^мр^ц
F = F ¦+- F
1 с. ц * р.с.ц * * м.р.с.цч
D2
-J? + DV
-\-l')z'> Fm.p.c.4 = i:DhS(z—^)', z— число рё-
бер. Поверхность F? ц должна удовлетворять
условию
^с.ц авз ' с.ц вз) *"м.р.с.ц '
+ авз (*с.ц — *вз) ^р Fp. е.ц= авз (*с. ц —
где tcti — средняя температура наружной
межрёберной поверхности стакана цилиндра
на режиме NN и te3 — средняя температура
воздуха в живом сечении стакана цилиндра
te3 = /0 + (Ю -г- 20)° С = 40 -г 50° С.
Охлаждающая поверхность го-
ловки цилиндра Fz ц определится как
сумма поверхностей её оребрения />г.ч и
межрёберных промежутков FM р г ц: ггц =
= Fp.z.u, + Fm. р.г.ц- ^Ри оребрении головок
основное внимание обращается на хороший
отвод тепла от наиболее нагревающихся её
элементов — выхлопных патрубков, межкла-
панныхперемычек.гнёздклапанов, свечей и фор-
сунок. Во избежание появления трещин их
температура не должна превышать 300° С.

178
КОНСТРУКТИВНОЕ ОФОРМЛЕНИЕ АВТО-ТРАКТОРНЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ
[РАЗД. IV
Размеры рёбер головки цилиндров выби-
раются на основании средних норм, устано-
вленных практикой: 80 = 3-~4 мм; Ьк — 1,5-г-
-=- 2 мм (см. табл. 59 и 60), smi4 = 3 -~ 4 мм.
При определении / исходят из желатель-
ного значения к. п. д. ребра и принимают его
одинаковым для головки и для стакана ци-
линдра (т]р)в «= П)р)с или вносят поправку (ч\р)г =
с * вз
= (flp)c -j~-—+— « которая учитывает более
1г *вз
высокую теплоотдачу оребрения головки как
более нагретой (tz > tc).
Поверхность Рг% головки цилиндров дол-
жна удовлетворять условию Qz ц = ag3 {tz ц—
— *вэ№м.рл.ц+\.г -рр.гУ Где *г# „-средняя тем-
пература наружной межрёберной поверхности
головки цилиндров на режиме NN; ^—сред-
няя температура воздуха в живом сечении
головки цилиндров: tg3 = t0 •+¦ A0-4-20) = 40-4-
-4-50° С.
Обычно Fz ц на 30—35% превышает ох-
лаждающую поверхность стакана цилиндра
'си-
Охлаждающая поверхность ци-
линдра определится как сумма составляю-
щих Рц = Гг.ц+ Fc. v
По данным практики удельная поверхность
охлаждения
f = -± = -ч- = 250^-500 CJ&IA.C
N
*N
ОХЛАЖДЕНИЕ ВЫСОКОКИПЯЩИМИ
жидкостями
Применение высококипящих жидкостей для
охлаждения двигателей даёт по сравнению
с нормальной водяной системой охлаждения
следующие преимущества: а) примерно в два
раза снижается габарит радиатора и вес
системы; б) повышается экономичность
двигателя на 5 — 8%; в) понижается точка
замерзания охлаждающей жидкости. В ка-
честве высококипящей жидкости наибольшее
применение получила смесь этиленгликоля
С2Н4(ОНJ с 3% воды. Эта смесь закипает
при * = 170°С, замерзает при t = — 43° С
и имеет теплоёмкость с = 0,7 5 ¦
\кг. град]
На металл эта смесь не действует, но
вызывает разбухание и расслоение дюри-
товых шлангов (шланги должны быть
покрыты защитным лаком). Подтекание её из
системы грозит ложаром, так как темпера-
тура её воспламенения t — l/.4°C мень-
ше, чем рабочая температура t — 140° С. При-
менение высококипящих жидкостей для охла-
ждения автомобильных и танкс^ых двигате-
лей не получило распространения, несмотря на
положительные стороны. Объясняется это
недостаточным опытом (зазоры, допуски,
материалы) конструирования двигателей жид-
костного охлаждения, работающих на таком
повышенном температурном режиме. Попытки
применения высококипящих жидкостей для
нормальных конструкций водяного охлажде-
ния, естественно, не могли дать положитель-
ных результатов.
ИСПАРИТЕЛЬНОЕ ОХЛАЖДЕНИЕ
Современные системы испарительного
охлаждения характеризуются наличием двух
замкнутых контуров— водяного / и паро-кон-
денсатного // (фиг. 156).
Водяной контур состоит из водяного
насоса, рубашки цилиндров двигателя и сепа-
ратора. Вода, прокачиваемая насосом через
рубашки цилиндров, поступает в виде паро-
водяной смеси в сепаратор. В сепараторе про-
Пароводяная Влажный ¦
смесь Г | пар
s Сепаратор ч
Мига-
тепь
Конден-
сатор
Водяной Конденсатная
насос помпа
Фиг. 156. Схема испарительной системы охлаждение.
исходит разделение паро-водяной смеси на
пар и воду. Из сепаратора вода отсасывается
насосом и снова нагнетается в рубашки ци-
линдров — и т. д. Отделившийся в сепараторе
пар поступает в конденсатор' (радиатор).
Пар о-к онденсатный контур состоит
из конденсатора, конденсатной помпы и сепа-
ратора. Пар, поступающий в конденсатор из
сепаратора, отдаёт скрытую теплоту испарения
и превращается в воду (конденсат), которая
конденсатной помпой подаётся в водяное про-
странство сепаратора. По месту парообразо-
вания имеются системы с испарением воды:
а) в рубашках цилиндров и б) по выходе из
рубашек цилиндров. В системах второго типа
на выходе воды устанавливается дросселирую-
Паровоздуш-
ный кпапан
Пароводяная смесь
Фиг. 157. Схема испарительной системы охлаждения
с парообразованием по выходе из рубашек цилиндров.
щее устройство (сопло, дроссель). Вследствие
дросселирования в рубашках цилиндров обра-
зуется повышенное давление, соответственно
которому повышается точка кипения воды. По-
этому вода закипает по выходе из сопла
(дросселя), попадая в область пониженного
давления. Системы с парообразованием по вы-
ходе из рубашек цилиндров более известны в
эксплоатации, так как нормально в этих си-
стемах вода в рубашках не испаряется и не

ГЛ. III]
СИСТЕМА СМАЗКИ АВТО-ТРАКТОРНЫХ И ТАНКОВЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ
179
образуются паровые мешки, приводящие к
местным перегревам в головках цилиндров.
Схема одной из таких систем приведена на
фиг. 157.
При испарительном охлаждении каждый
литр воды используется в 54 раза эффектив-
нее, чем при водяном охлаждении. Это по-
зволяет уменьшить ёмкость системы и габа-
рит радиатора. Но высокий температурный
режим, трудность автоматической регули-
ровки, меньшая надёжность системы и боль-
шой износ двигателя — причины того, что ис-
парительная система охлаждения до сих пор
не получила распространения.
СИСТЕМА СМАЗКИ АВТО-ТРАКТОРНЫХ И ТАНКОВЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ
Назначение, классификация и типы систем
Система смазки служит для уменьшения тре-
ния и износа деталей и в то же время является
внутренней системой охлаждения двигателей.
Основным признаком, по которому класси
фицируются системы смазки, является наличие
или отсутствие подачи масла под давлением
в коренные и шатунные подшипники. Основ-
ные группы приведены в табл. 62.
В современных двигателях применяют при-
нудительную смазку, причём у авто-тракторных
с мокрым картером, а у танковых с сухим
картером в связи с работой танков на сильно
пересечённой местности. Смазка разбрызгива-
нием встречается очень редко и лишь у мало-
мощных и сравнительно слабо нагруженных
двигателей. Смешанные смазки встречаются
как исключение.
На фиг. 158 показана смазка р аз б р ызги-
в а н и е м (двигатель ГАЗ-А). Резервуаром для
масла здесь служит поддон картера двигателя.
Из поддона через сетчатый фильтр 1 масло
засасывается насосом 2 и направляется в верх-
нюю часть картера двигателя, в лотки 3, устро-
енные в клапанной- коробке. Из этих лотков
масло самотёком поступает по трубкам к
коренным подшипникам, по сверлениям 4 к
подшипникам кулачкового валика и стекает
на распределительные шестерни. Избыток
масла по наклонной трубе 5 стекает обратно
в картер, заполняя корытца 6 маслоуспокои-
Основные группы систем смазок
Наличие пода-
чи масла под
давлением на-
соса в подшип-
ники
корен-
ные
Да
Нет
Да
1
шатун-
ные
Да
Нет
Нет
Группа
Принудитель-
ная
Разбрызгива-
нием
(барботажная)
Смешанная
Подгруппа
С сухим кар-
тером
С мокрым кар-
тером
С мокрым кар-
тером
С мокрым кар-
тером
Основное ко-
личество мас-
ла содержится
в кар-
тере
Нет
Да
Да
Да
вне
картера
Да
Нет
Нет
Нет
Наличие
насоса
в системе
Два, три насоса
или один
двух- или трёх-
секционный
Односекцион-
ный
Односекцион-
ный или отсут-
ствует
Односекцион-
ный
тельного щитка картера двигателя. Черпаками
шатунов масло разбрызгивается из этих коры-
тец, смазывает детали внутрикартерного про-
странства и, попадая под маслоуспокоитель-
ный щиток, отстаивается в поддоне картера
двигателя. Через сверления в черпаках шату-
нов масло подаётся к шатунным подшипникам.
На фиг. 159 показана очень редко встречаю-
щаяся смешанная система смазки (двига-
тель ГАЗ-М). Здесь масло подаётся насосом /
в верхнюю часть картера двигателя, но не в
открытые лотки, а в закрытую магистраль —
канал 2. Из магистрали по трубкам 3 масло
нагнетается насосом (давление около 0,3 ати)
в коренные подшипники коленчатого вала
(в этом и заключается принципиальное отли-
чие системы смешанной от системы разбрыз-
гивания) и в подшипники распределительного
валика. Из открытого конца магистрали масло
стекает на распределительные шестерни и в
корытца 4 маслоуспокоительного щитка кар-
тера. В остальном смазка осуществляется ана-
логично смазке разбрызгиванием.
В принудительных системах смазка
нагнетается под давлением насоса в коренные
и шатунные подшипники. Эти системы позво-
ляют применить подшипники без канавок,
уменьшающих давление в поддерживающем
слое смазки, обеспечить рациональный подвод
масла к трущимся деталям соответственно
потребности каждой смазываемой точки и осу-
ществить прокачку масла через подшипники,
необходимую для ста-
билизации температурь:
масляного слоя в под-
шипниках и общего их
теплового режима : на
нужной высоте. Прину-
дительные смазки надёж-
нее смешанных и раз-
брызгиванием и ци-
линдры при этом не так
сильно забрасываются
маслом.
В принудительных си-
стемах помимо корен
ных и шатунных подшип-
ников масло под давле-
нием насоса подаётся к
к другим деталям. Число
деталей, смазываемых
под давлением насоса,
зависит от конструкции
двигателя; большое ко-
личество деталей двига-
теля при этом смазы-
вается только разбрыз-
гиванием.
Таблица 62

180
КОНСТРУКТИВНОЕ ОФОРМЛЕНИЕ АВТО-ТРАКТОРНЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ
[РАЗД. IV
В зависимости от местонахождения основ-
ного количества масла различают принуди-
тельные системы с мокрым или с сухим кар-
тером.
В системе с мокрым картером ре-
зервуаром для масла служит картер двигателя,
и смазка обеспечивается одним односекцион-
ным насосом.
В системе с сухим картером отрабо-
танное масло отсасывается откачивающим на-
носом из отстойников картера двигателя и
подаётся в специальный бак вне двигателя;
отстоявшееся там масло засасывается нагнета-
S
гателей бронемашин и вездеходов желательны
системы с сухим картером, обеспечивающие
нормальную работу двигателя при больших
продольных и поперечных его наклонах.
Системы принудительных смазок с мокрым
и с сухим картерами чрезвычайно разнооб-
Фиг. 158. Система смазки разбрызгиванием (двигатель ГАЗ-А).
ющим насосом и подаётся в маслопроводную
нагнетающую сеть. При сухом картере смазка
обеспечивается одним насосом (реже несколь-
разны. Типичные схемы принудительных сма-
зок с мокрым картером приведены на фиг. 160
для двигателей с нижними клапанами и на
Фиг. 159. Смешанная система смазки (двигатель ГАЗ-М).
кими), но трёхсекционным с одной нагнета-
ющей и двумя откачивающими секциями.
Для авто-тракторных двигателей приняты
системы с мокрым картером как более про-
стые и дешёвые.
Для моторных групп танков и самоходных
установок, наоборот, обязательны, а для дви-
Фиг. 160. Система смазки под давлением двигателя с ниж-
ними клапанами и с мокрым картером: / — фильтр
грубой очистки; 2 — масляный насос; 3 — масляная
магистраль: 4 — фильтр тонкой очистки.
фиг. 161 для двигателей с подвесными клапа-
нами. Схема принудительной смазки с сухим
картером представлена на фиг. 162. В связи
с малой разницей рабочих температур масла

ГЛ. III]
СИСТЕМА СМАЗКИ АВТО-ТРАКТОРНЫХ И ТАНКОВЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ
181
и воды в системах смазки танковых двигате-
, лей преимущественно применяются не водо-,
а воздухо-масляные радиаторы.
МЕТОДЫ ОХЛАЖДЕНИЯ МАСЛА
У современных авто-тракторных и особенно
танковых двигателей в связи с повышенной
удельной нагрузкой нагрев деталей и смазки
столь значителен, что естественное охлажде-
Фиг. 161. Схема системы смазки двигателя ЗИС-101:
с подвесными клапанами и мокрым картером: / —на-
сос; 2 — водо-масляный радиатор; 3— фильтр.
иие масла через стенки картера двигателя
оказывается недостаточным. Для более интен-
сивного принудительного охлаждения масла
применяются: масляные радиаторы с автома-
тической регулировкой их производительности,
продувка картера двигателя, удлинённые,
продолжающиеся в картере двигателя
водяные рубашки.
виях обеспечивается необходимая разность
температур между маслом и охлаждающей
жидкостью.
Продувка картера двигателя
применяется в следующих вариантах: воздух
инжектируется через картер, через пустоте-
лые перегородки картера или отсасывается
из картера карбюратором.
Для продувки картера используют разность
давлений у входного отверстия (обычно сапуна,
помещаемого за радиаторным вентилятором)
и у выходного отверстия (в месте пониженного
давления). Продувка картера позволяет сни-
зить температуру масла на 5—10° без усложнен
ния конструкции и поэтому широко приме-
няется у автомобильных двигателей.
Масляные радиаторы
Типы масляных радиаторов. Различают
в од о - м ас л я ны е и воздушно-мас-
ляные радиаторы. Первые имеют сле-
дующие преимущества: их можно расположить
в любом месте машины, им можно придать
любую форму, они обеспечивают более ста-
бильную температуру масла и двигатель бы-
стрее прогревается после запуска. Воздушно-
масляные радиаторы могут обеспечить более
-1Ц-
Фиг. 162. Схема смазки с сухим картером: 1 — масляный бак; 2 —'аливная горловина; 3 —
щуп; ^ — нагнетающий насос; 5 — предохранительный клапан нагнетающего насоса; б—водо-
масляный радиатор; 7 — перепускной клапан радиатора; 8 — масляный фильтр; 9 — пере-
пускной клапан масляного фильтра; 10 — редукционный клапан; // —нагнетающая маги-
страль; 12— хомут подвода масла к хвостовику коленчатого вала; 13— полости коленчатого
вала, подводящие масло к коренным и шатунным подшипникам; 14 — магистраль подвода
масла к распределительному валу; 15 — распределительный вал; 16— регулятор оборотов
и сервопривод; 17— поддон каргера двигателя; 18 — передний откачивающий насос;
19 — задний откачивающий насос; 20 — манометр; 21 — аэротермометр.
Удлинённые водяные рубашки
несколько усложняют конструкцию двигателя
и рациональны в тех случаях, когда при
самых неблагоприятных температурных усло-
низкие температуры и исключают возможность
попадания масла в воду или воды в масло.
На фиг. 163 показан водо-масляный радиа-
тор ЗИС-101.

182
КОНСТРУКТИВНОЕ ОФОРМЛЕНИЕ АВТО-ТРАКТОРНЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ
[РАЗД. IV
В связи с большими давлениями масла
C—10 am) масляные радиаторы изготовляют
гораздо более жёсткими, чем радиаторы жидко-
стного охлаждения. Для них применяют глав-
ным образом круглые трубки при толщине
стенок--0,3—1,0 мм.. При установке пластинча-
тых трубок их скрепляют заклёпками во из-
бежание раздутия.
В связи с малой теплопроводностью масла
для повышения теплосъёма в трубках устана-
вливают завихрители, а для большего сниже-
.Так
на 1 л. с. ч. максимальной мощно- как значения ас во много раз выше, чем зна-
чения ам и авз, то величину kM обычно опре-
деляют по упрощенной формуле:
Фиг. 163. Водомасляный радиатор двигателя ЗИС-101;
; _ подвод масла; 2 — отвод масла; 3 — водяной патрубок.
ния температуры масла его путь в радиаторе
удлиняют многократным изменением направле-
ния.
Во избежание чрезмерного повышения да-
вления при густом масле масляные радиаторы
снабжаются перепускным клапаном, автомати-
чески выключающим их из сети (частично
или полностью) при превышении определён-
ного перепада давлений (Др « 1 кг/см2).
Расчётный теплосъём QM масляного
радиатора
Величина удельного теплосъёма qM =
Ом ккал
= ¦—
NNA.C. Ч.
сти Nff двигателя выше у двигателей с более
высоким температурным режимом. С повыше-
нием степени сжатия двигателя qM мало воз-
растает, но резко растёт с увеличением п об/мин
и снижается при обдуве корпуса двигателя.
У слабо нагруженных двигателей при бла-
гоприятном сочетании влияющих факторов
обычно удаётся обойтись без применения ра-
диатора (qM = 0) и ограничиться нормальным
обдувом корпуса двигателя встречным пото-
ком воздуха и от вентилятора.
Для современных многооборотных двига-
телей с повышенными удельными нагрузками
деталей кривошипного механизма часто даже
продувка картера оказывается недостаточной,
я приходится применять масляные радиаторы,
производительность которых доходит до 0,1 <5о
расчётного теплосъёма в систему охлаждения.
Потребные значения колеблются в пределах
QM = @ -i. 0,1) Qo = @ -г- \00)NN /скал/час
a qM = @-г 0,1) g^r= @-i- 100) ккал\л. с, ч.,
где Nfj — максимальная мощность двигателя.
Для проектируемого двигателя теплосъём
QM может быть намечен лишь ориентировочно
по данным двигателей, аналогичных проекти-
руемому.
Средняя температура масла в радиаторе
определяется из выражения
К
tM
д/
DC,
где tnM—температура масла по выходе из ра-
диатора; tdM — температура масла, поступаю-
щего в радиатор; Мм — расчётный перепад
температуры масла в радиаторе, определяемый
из выражения Мм = м °С; QM — расчёт-
ный теплосъём радиатора в ккал\час\ GM—¦
часовая подача нагнетательной секции насоса
с учётом перепуска: GM = @,5 -г- 0,7) GH, где
GH — часовая подача насоса без перепуска на
режиме NN в яг/час; см ^ 0,5 ккал\кг °С —
удельная теплоёмкость масла.
Расчётная средняя температура
1Ж (te3) охлаждающей среды в радиаторе при
водо-масляном радиаторе для систем охлажде-
ния: изолированной 1Ж — 90 ч- 95° С, неизоли-
рованной tM, = 80 -j- 85° С. •
При воздушно-масляном радиаторе и посту-
плении воздуха в радиатор непосредственно
из атмосферы при t0 = 30 ч- 35° С и подогре-
того на Д?° С te3 = ^0 + Д*°С.
Расчётное значение kM — полного
коэфициента теплопередачи от масла в охла-
ждающую среду — определяют аналогично во-
дяным радиаторам
1 ккал
м ~" 1 1 Г м2- час -град '
Z I—I г I
где ам, ас и авз — частные козфициенты теплопе-
рехода от масла к стенкам трубок радиатора,
через их стенки и от их стенок в охлаждаю-
щую среду - воду (воздух) в
ккал
ь
ккал
ам + аеэ м2-Час-град
Для масляных радиаторов значения пол-
ного коэфициента теплопередачи для радиато-
ров с прямыми гладкими трубками ftM = 100-г-
о_ _ ккал -.„
-г- 300 г . Для радиаторов с хорошим
м-- час -град г
завихрением масла (при отнесении kM к основ-
ной охлаждающей поверхности) ?ж = 700-т-
— 1000 -=-~^^~¦¦ .
м2. час. град
При л а м и н а р н о м характере масляного
потока передача тепла происходит теплопро-
водностью, при ту р б v л ентно м— конвек-
цией. Но и во втором случае неизбежно нали-

ГЛ. Ill]
СИСТЕМА СМАЗКИ АВТО-ТРАКТОРНЫХ И ТАНКОВЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ
183
чие на стенках трубок масляной плёнки—по-
граничного слоя, характер движения которого
всегда ламинарный, так как при обычных
скоростях масла wM = 0,1 Ч- 1,0 м/сек число
Рейнольдса Re < 2000 (критическое значение).
Теплопроводность масла очень низкая ~км =
fCtCCLJt
— 0,1 — 0,15 —¦—=г • Поэтому из приве-
ла час-град
денного выше следует, что как при ламинар-
ном, так и при турбулентном характере дви-
жения масляного потока передача тепла будет
лимитироваться низкой теплопроводностью
масла и <хм в конечном счёте будет зависеть
от толщины Ьм — пограничного слоя масла:
_ км ккпл
м- ' Ъм лР-час-град
, Величина Ьм зависит от скорости движе-
ния и вязкости масла, шероховатостей стенок
трубок, конфигурации масляных проходов
и пр. Влияние указанных факторов не под-
даётся точному учёту и поэтому Ъм теорети-
чески неопределима.
При прямыхгладкихтрубках, где
характер движения масла всегда ламинарный,
к кип"
200
100
ас град
/
^—
0,1 0,2 0,3
Фиг. 164. Коэфициент теплоперехода от масла к стенке
в зависимости от скорости движения масла.
значение wM ]> 0,5 м\сек оказывается нерацио-
нальным, так как получаемое при этом умень-
шение Ьм и соответственное увеличение ам
(фиг. 164) не компенсируют резко возраста-
ющих гидравлических сопротивлений. При
wM = 0,1 н-0,5 м/сек для прямых гладких тру-
бок соответственно получаются значения <*л =
= 100-^зоо „ д.
м--час-грао
При т р у б к а х с з а в и х р и т е л я м и в
виде спиральных лент или с внезапными из-
менениями сечений и направлений движения
масляного потока рационально повышение
скорости масла до wM = 1,0 м/сек. При труб-
ках с завихрителями и при wM — 0,5н-1,0 м/сек.
= 7С0ч- 1300
ккал
м2- час -град'
Влияние сечений трубок и скорости масла
на величину ам приведено в табл. 63.
Масляные насосы
Типы насосов. Для смазки двигателей
применяют масляные насосы шестерёнчатые,
коловратные, эксцентриковые, поршневые,
плунжерные и шнековые.
Шестерёнчатые насосы отличаются
простотой устройства, малым количеством де-
талей, надёжностью работы и равномерностью
подачи, поэтому шестерёнчатые насосы
являются основным типом масляных насосов.
В системах смазки с мокрым картером при-
меняют односекционные (с одной парой ше-
стерён) шестерёнчатые насосы. Схема такого
насоса приведена на фиг. 165. Масло, посту-
Таблица 63
Влияние сечений трубок d и скорости масла wM на
величину коэфициента теплопередачи ам
Диаметр
трубки d
в мм
и
5.7
Средняя
скорость
масла wM
v. м/'сек
О,2
0.75
о,а
о,8
к \ал
м м2 ¦ час • град
при гладких
трубках
2ОО
240
24§
при трубках с
завихрителями
55°
1236
45°
III2
пающее из канала 1 в полость разрежения 2,
заполняет впадины между зубьями шестерён.
При вращении сцепленных шестерён (на
фиг. 165 ведущая шестерня вращается по ча-
совой стрелке, ведомая— против) масло, от-
Фиг. 165. Схема односекциоиного шестерёнчатого
масляного насоса.
секаемое зубьями, изолируется во впадинах
и переносится ими в напорную область 3. По
мере того как зубья входят в зацепление
масло вытесняется из впадин и выжимается
по каналу 4 из полости 3, в которой создаётся
повышенное давление. Для хорошей работы
насоса должны быть обеспечены малые зазоры
между корпусом насоса, торцами и вершинами
зубьев шестерён, а сами зубья должны быть
хорошо пригнаны. На фиг. 166 приведены ха-
рактеристики % и V л/мин шестерёнчатого
насоса в зависимости от п об/мин и темпе-
ратуры масла.
При выдавливании масла из впадин в по-
следних создаются высокие давления, вызыва-
ющие ударную нагрузку привода, прогиб ва-
ликов насоса и деформации зубьев шестерён
и корпуса насоса и, как следствие, износ на-
соса. Для устранения этих давлений на торцо-
вой поверхности корпуса насоса выфрезовы-
ваются канавки, сообщающие область высо-
кого давления с полостью 3 (фиг. 165). Ось
ведомой шестерни изготовляется пустотелой;

184
КОНСТРУКТИВНОЕ ОФОРМЛЕНИЕ АВТО-ТРАКТОРНЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ
[РАЗД. IV
в ней и во впадинах зубьев ведомой ше-
стерни выполняются радиальные сверления,
через которые часть масла, сжимаемого во впа-
динах зубьев, дренажируется в пустотелую ось,
а оттуда поступает в специальную магистраль,
питающую смазочные точки с пониженной
V
0,6
0,5
0,Ц
0,3
50
- 1,0
- зо
-го
-Ю
шн
1 —
3 —
/
2
?
О
^^
^н
^_
V
500 W00 1500 2000 off/м
Фиг. 166. Зависимость коэфициента подачи и производи-
тельности шестерёнчатого масляного насоса от числа обо-
ротов и температуры масла; / — t = 55° С; 2 — f=60° С;
3 — Г = 70" С.
нагрузкой и небольшим расходом масла,
например, детали газораспределения. Наличие
таких мероприятий одновременно выравнивает
и пульсирующий характер потока. На фиг. 167
Фиг. 167. Шестерёнчатый масляный насос.
приведена одна из конструкций односекцион-
ного шестерёнчатого насоса.
В системах с сухим картером применяют
трёхсекционные шестерёнчатые насосы с двумя
откачивающими и одной нагнетающей секцией.
По расположению шестерён трёхсекционные
насосы различают трёхъярусные (фиг. 168), в
каждом из ярусов которых находится по паре
шестерён, двухъярусные (фиг. 169), в одном
из ярусов которых находится нагнетающая
секция из пары шестерён, а в другом — две
откачивающие секции из трёх шестерён и
одноярусные.
Схема коловратного односекционного
насоса с пружинными сухарями дана на фиг. 170.
Форма полости корпуса коловратного насоса,
выполненная по кривой Паскаля, и другие сов-
ременные конструкции позволяют применять
жёсткие сухари постоянной длины, что обес-
печивает более высокий к. п. д. насоса.
Поршневые и плунжерные масляные насосы
лрименяются редко.
Расчёт производительности и основных
размеров насоса. Расчётная произво-
дительность VH нагнетающей секции
масляного насоса определяется как утроен-
ная прокачка масла через все шатунные и
коренные подшипники на режиме максималь-
ной мощности двигателя:
где Vz — количество масла в см3/сек, посту-
пающее на один подшипник, определяемое на
основе гидродинамической теории смазки (см.
ЭСМ т. 2.)
Трёхкратным запасом учитывается увели-
чение прокачки масла через подшипник в про-
цессе эксплоатации двигателя в связи с уве-
личением зазоров в подшипниках от износа;
уменьшение фактической производительности
насоса в связи с износом самого насоса; уве-
личение прокачки масла через подшипники
при перегреве двигателя в связи с падением
вязкости масла и потребность в смазке про-
чих смазочных точек двигателя.
Для ориентировочного определения VH
применяют следующие эмпирические формулы:
VH =
-l л/час
л/нас.
где d и / -•- диаметр и рабочая длина шейки
в см; z—число шеек; ty = 3,8 л/чассм'- —
удельная подача масла в час на 1 см2 диаме-
тральной площади проекции шейки; t/d =
= 18 л/чассм — удельная подача масла в час
на 1 см диаметра шейки. Иногда для опре-
деления VH пользуются формулой: VH ~=
==VN^N i/tac, где #дг — удельная производи-
тельность нагнетающей секции насоса в л/л. с. ч.
при максимальной мощности двигателя.
Необходимо иметь в виду, что v^ не
является параметром, отражающим потреб-
ность подшипников в прокачке масла, и что
поэтому у различных двигателей значения v^
сильно колеблются.
Значения Vjq л/л. с. ч.: для мощных танко-
вых 1,5 -*- 7, авто-тракторных, карбюраторных
и газовых 10 -г- 20, дизелей 20-4-30.
При выборе значения v^ необходимо ориен-
тироваться на Vtf двигателей, сходных с проек-
тируемым по типу, назначению и условиям
работы.
Значения ^VH для откачивающих секций
принимают в два с половиной раза большими,
чем VH нагнетающей секции насоса.
Определение размеров элементов масля-
ных насосов производят согласно уравнениям
подачи насосов при отсутствии перепуска че-
рез редукционный клапан.
Для шестерёнчатого насоса (одной
простой секции из пары одинаковых шесте-
рён)
VH = 0,38 J0.m-b -jg^ ifc л/час,
где do,m,b — соответственно диаметр началь-
ной окружности, модуль и длина зуба ше-
стерни в мм; пн — число оборотов насоса в
минуту на режиме максимальной мощности
двигателя; г]н — объёмный коэфициент напол-
нения насоса.

ГЛ. III]
СИСТЕМА СМАЗКИ АВТО-ТРАКТОРНЫХ И ТАНКОВЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ
185
В связи с тем, что при больших пн значе-
ния % получаются низкими, нерационально
иметь яя>2000 об/мин. Обычно у автодвига-
телей пн = —?г-, где п — число оборотов в
минуту коленчатого вала двигателя.
Масло
из двигателя
Масло
S двигатель
Клапаны
Предохранительные клапаны (кла
паны максимального давления) устанавливают
в нагнетающей магистрали или в нагнетаю-
щей секции насоса для предохранения си-
стемы от разрыва
при слишком густой
смазке или при засо-
рении магистрали.
Предохрани тельный
клапан автомати-
чески перепускает
масло в картер дви-
гателя (или из нагне-
тающей полости на-
соса во всасываю-
щую) при достиже-
нии в сети предель-
ного давления.
Редукцион-
ные -клапаны пред-
Масло
из бака
Фиг. 168. Схема трёхъярусного шестерёнчатого насоса.
Для коловратного насоса (одной
секции)
= 0.12Л Ъ
1000
г1Н л/час,
где /^0,785 (D2 — d2)— разница площадей
сечений между сечением камеры насоса и
Фиг. 169. Схема двухъярус-
ного шестерёнчатого
насоса.
Фиг. 170. Односекционный коло-
вратный насос.
сечением ротора насоса в ммг; D и d— со-
ответственно диаметры камеры и ротора на-
соса в мм; Ъ — длина образующей ротора
(камеры) насоса в мм.
р
назначаются для обес-
печения нормального
давления в нагнетаю-
щей магистрали или
её разветвлениях не-
зависимо от вязкости
масла, износа подшипников и прочих
точек смазки. Редукционный клапан устана-
вливают в нагнетательной сети или в нагнетаю-
щей секции самого насоса. Клапан автомати-
чески перепускает часть масла в первом слу-
чае в картер двигателя, а во втором — из по-
лости давления насоса в полость разрежения.
В большинстве конструкций двигателей редук-
ционный клапан одновременно выполняет и
функции предохранительного клапана. Кон-
структивно эти клапаны идентичны.
Перепускные клапаны служат
для полного или частичного автомати-
ческого отключения из нагнетающей
маслопроводной сети параллельно при-
соединённых к ней радиатора или масло-
фильтра. Перепускные клапаны регули-
руются на определённый перепад да-
влений (сопротивление агрегатов).
Перепускные клапаны устанавливают
на входе у радиаторов, а у фильтров —
на входе или в самом фильтре.
Маслопроводами служат как
отдельные трубки, так и каналы, про-
сверлённые в деталях двигателя и кар-
тере. С увеличением длины и числа
трубопроводов и их соединений возра-
стает вероятность подтекания, различ-
ных неполадок и поломок. В современ-
ных конструкциях стремятся уменьшить
до предела длину маслопроводов и за-
менить их сверлёными каналами или
трубками, залитыми в корпус двигателя
и его деталей. В качестве отдельных
трубопроводов применяются толстостен-
ные (8 « 1 мм) цельнотянутые медные,
латунные и стальные трубки, а также
не боящиеся вибрации трубки из ма-
слостойкой резины в гибкой металли-
ческой оплётке. Во избежание чрезмерных
гидравлических сопротивлений диаметр масло-
проводов желательно рассчитывать на wM =
= 1-4-6 м/сек.

186
КОНСТРУКТИВНОЕ ОФОРМЛЕНИЕ АВТО-ТРАКТОРНЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ
[РАЗД. IV
Измерители давления, температуры
и емкости
Для измерения давления применяют нор-
мальные манометры с трубкой Бурдона и
шкалой, отградуированной в кг/см2.
Для измерения температур применяют ди-
станционные термометры, состоящие из шту-
цера-приёмника, устанавливаемого на щитке
наблюдения, соединительного трубопровода
и измерителя. Штуцер термометра предста-
вляет собой металлический цилиндрик, напо-
ловину заполненный легкокипящей жидкостью
(этилхлоридом С2Н5С1. кипящим при + 13,Г С,
или метилхлоридом СН3С1, кипящим при —•
124,09° С). Давление паров легкокипящей жид-
кости, соответствующее её температуре в
штуцере, передаётся через жидкость соеди-
нительной трубки на измеритель. Последний
представляет собой манометр с трубкой Бур-
дона, шкала которого отградуирована в гра-
дусах Цельсия.
Измерители количества масла применяются
штыревые, поплавковые, гидростатические и
магнитные. Штыревые измерители предста-
вляют собой стержень — линейку с делениями,
которая постоянно или только во время за-
мера устанавливается в отверстие, служащее
для замера ёмкости. Замер производится по
отметке масла, оставленной на шкале
стержня.
Поплавковые измерители приме-
няются с поплавком, соединённым с поступа-
тельно движущимся вертикальным стержнем
со шкалой или с концом горизонтального
коромысла, на другом конце которого имеется
шкала или магнит. Положение градуирован-
ной шкалы стержня (коромысла) против
черты стекла, вмонтированного в стенке бака,
определяет количество масла. Если конец ры-
чага— магнит, то в стенку бака вмонтиро-
вана катушка со стрелкой и шкалой. В со-
ответствии с положением магнита стрелка
отмечает по шкале наличие масла в баке.
Гидростатические измерители явля-
ются дальномерными, Они состоят из верти-
кальной трубки, опущенной до дна бака, на-
соса с манометром (шкала которого отградуи-
рована в литрах), крана-переключателя и
соединительных воздухопроводов. До замера
система не изолирована от атмосферы и вер-
тикальная трубка заполнена маслом. При за-
мере система изолируется краном; движением
поршня насоса в системе создаётся давление
.воздуха. Максимум этого давления, соответ-
ствующий сопротивлению столба масла
в баке, отмечается стрелкой на шкале мано-
метра.
Масляные баки изготовляют из листового
материала (меди, железа, латуни). Внутрен-
няя поверхность покрывается полудой. Баки
имеют перегородки жёсткости, одновременно
служащие для уменьшения гидравлического
удара, неизбежного при толчках. Пробки
горлозин баков имеют отверстия для сооб-
щения с атмосферой. Для установки штуцера
дальнэмерного термометра в баках имеются
специальные отверстия. Для спуска масла
баки снабжаются спускными пробками.
Суммарная ёмкость баков (с учётом пе-
яообразования) должна быть как минимум
яа 30% больше количества масла в системе.
Масляные фильтры
Чистое, высококачественное масло, зали-
тое в картер двигателя, при работе двигателя
претерпевает ряд изменений: химически раз-
лагается, разжижается топливом, насыщается
влагой и загрязняется механическими при-
месями (углеродистые остатки, частицы ме-
талла, атмосферная пыль, нагар, смолы и пр.).
В связи с этим продолжительность работы
масла в двигателе приходится ограничивать
определённым сроком (нормально ~ 50 час.)
и по истечении этого срока производить
смену масла.
Для уменьшения износа трущихся деталей
двигателя производится непрерывная филь-
трация масла. Это повышает долговечность
двигателя и позволяет экономить масло. На
транспортных двигателях из-за габаритных
условий установка фильтров-регенераторов,
полностью освобождающих масло от всех за-
грязнений, трудно осуществима. Поэтому на
авто-тракторных и танковых двигателях уста-
навливают фильтры, обеспечивающие лишь
частичную очистку масла.
Включение фильтров в систему смазки осу-
ществляется последовательно с перепуском,
параллельно и по комбинированной схеме.
Последовательная схема применима
лишь'для фильтров грубой очистки, сопро-
тивление которых сравнительно мало.
Последовательная с перепу-
ском схема отличается от первой лишь на-
личием перепускного клапана. Её преимуще-
ство в том, что она позволяет установить
фильтр более тонкой очистки без опасения
чрезмерного повышения давления. Недоста-
ток— при открытии перепускного клапана в
систему, попадает неочищенное масло.
При параллельной схеме фильтр,
обычно очень тонкой очистки, включается в
отвод от главного потока масла. При этом
масло, прошедшее через фильтр, напра-
вляется не в главную магистраль, как это
делается в первых двух схемах, а для смазки
деталей (например, клапанных коромысел).
При параллельном включении фильтр должен
обладать большим сопротивлением во избе-
жание падения давления в системе. В случае
необходимости дополнительное сопротивле-
ние обеспечивается специальным калиброван-
ным отверстием или клапаном.
Фильтры подразделяются на четыре основ-
ные группы: механические, центробежные,
магнитные и поглощающие (адсорбирующие). (
Механические отфильтровывают твёр-
дые частицы и в небольшой степени смоли-
стые вещества. По фильтрующему материалу
различают сетчатые, ленточные, пластинча-
тые, матерчатые, войлочные и бумажные.
Сетчатые с числом отверстий до
200 отв1см% (грубые) устанавливаются в ме-
сте забора масла и служат фильтрами пер-
вичной очистки и пеногасителями. Фильтры
с числом 400 — 20 000 о те/ем2 устанавли-
ваются после насоса и служат вторичным
фильтром.
Ленточные имеют фильтрующие просветы
между витками гофрированной латунной лен-
ты, навитой на цилиндр вплотную — виток
к витку. Тонкость очистки 0,04 —0,07 мм. Со-
противление 0,4—0,6 кг/см2.

ГЛ. III]
СИСТЕМА СМАЗКИ АВТО-ТРАКТОРНЫХ И ТАНКОВЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ
187
Пластинчатые для прохода масла имеют
зазоры между пластинами, установленными на
стержень. В зависимости от зазора тонкость
очистки 0,03—0,07 мм (в топливных фильтрах
этого типа 0,003—0,005 мм).
Матерчатые и войлочные в качестве филь-
трующего материала имеют парусину, бязь,
байку или войлок, вату, бумажные концы,
очёсы, хлопок. Матерчатые фильтры пропу-
скают частицы 4—12 мк, но засоряются через
3—5 час. Войлочные фильтры осаждают в
себе механические примеси, смолы, кокс и ра-
ботают значительно дольше и степень тонко-
сти их очистки выше предыдущих.
Бумажные являются фильтрами наиболее
тонкой очистки из всех механических филь-
тров (до 0,1 мк), но обладают большим сопро-
тивлением.
Центробежные (центрофуги) хорошо
отфильтровывают все механические примеси,
но требуют специального привода довольно
сложной конструкции.
Магнитные освобождают масло только
от стальных и чугунных частиц износа. Они
эффективно работают в процессе приработки
двигателя.
Поглощающие (адсорбирующие),в ко-
торых используют природные отбеливающие
глины и искусственные вещества: силикагель,
гидрированные бокситы, активизированный
уголь, химически активизированные бумажные
концы. Поглощающие фильтры полностью
освобождают масло от грязи, абразивов, кок-
сообразных частиц, смолистых и асфальто-
вых вяжущих частиц и воды. Они отли-
чаются большим сопротивлением, не вос-
станавливаются, а заменяются новыми.
ЛИТЕРАТУРА И ИСТОЧНИКИ
!. АнохинВ. И., Автомобили ГАЗ и ЗИС, Машгиз
1943.
2. Ан охи н В. И., Справочник по советским автомо-
билям, Машгиз, 1947.
З.Арманд Е. Б., Автомобиль ЗИС-101, Наркомзем,
1938.
4. Авто-тракторный справочник, ОНТИ, 1932.
5. Болтинский В. Н., Авто-тракторные двигатели,
Сельхозгиз, 1G41.
6. Г и н ц б у р г В. Ям Теория и расчёт поршневых ко-
лец, Машгиз, 1945.
7. Гинцбург Б. Я-. Теория поршневого кольца,
Госмашметиздат, 1934.
8. Г е н к и н К. И., Автомобили на сжиженном газе,
Машгиз, 1945.
9. Г р е ч и н В. П., Производство поршневых колец,
Оборонгиз, 1948.
10. Г р е ч и н В. П., Поршневые кольца авиационных
поршневых моторов, Оборонгиз, 1939.
11. Геллер А., Курс автомобиля, т. 1, Госиздат.М.—
Л. 1930, перев. с нем. под ред. Н. Р. Бриллинга.
12. Гит тис В. Ю., Эволюция параметров автомобиль-
ных двигателей, „труды ВТА", 1946.
13. Гит тис В. Ю.,* Влияние быстроходности двигателей
Дизеля на их параметры, „Бюллетень ВТА" № 5, 1945.
14. Гит.тис В. К)., Применение двигателей Дизеля в
: автомобилях и тракторах, Гострансиздат, 1932.
15. Г о п п Ю. А., Демпферы крутильных колебаний ко-
ленчатых валов быстроходных двигателей, Госиздат,
Харьков, 1938.
16. Д о д ж, Быстроходные дизели, ОНТИ, 1938.
17. 3 а с с Ф., Бескомпрессорные двигатели Дизеля, Гос-
техиздат, 1931.
18. Иерусалимский'А. М., И в а н о в А. А., Б е к.
м а н В. В., Мотоциклетный справочник, Машгиз, 1941.
19. Инструкции по уходу: а) Автомобиль ГАЗ-61, б) Газо-
генераторный автомобиль ГАЗ-42, в) Автомобиль
ГАЗ-АА, Машгиз, 1941.
20. Испытание автомобилей: а) Опель-Кадет, б) Форд-
Эйфель, в) Фиат 508-С, г) Воксхолл 'Ген, д) Форд-Пре-
фект, Отчёты НАТИ.
21. Испытание термобтата на автомобиле Форд, Отчёт
КИМ.
22. Испытание герметической системы охлаждения, От-
чёт КИМ.
23. Испытание коллекторов для двигателей КИМ-10, От-
чёт КИМ.
24. Клименко Л. В, С т р у к о в с к и й С. И., Про-
ектирование авто-тракторных двигателей карбюратор-
ного типа, Гострансиздат, 1937.
25. Кернер К., Конструирование дизеля, Гостехиздат,
1930.
26. К о с с о в Г. С, Поршневые кольца, ОНТИ, 1935.
27. Колосов В. А., Автомобиль ГАЗ-42, Наркомхоз,
1940.
28. Л ь в о в Е. Д., Динамика поршневых двигателей,
1934.
29. М а р т е н с Л. К., Динамика поршневых двигателей,
ОНТИ, 1935.
30. Малявинский А. М., Конструкция и расчёт
авто-тракторных двигателей, Машгиз, 1940.
31. Малявинский А. М. и Петров В. А., Авто-
мобильные двигатели, Минкомхозизаат, 1947.
32. Малолитражный автомобиль КИМ-10, Стандартгиз,
1941.
33. Мотоцикл М-72:.а) Руководство службой, Воениздат,
1942; б) Руководство, под ред. Позднякова, Машгиз,
1944.
34. Наставление к мотоциклу: а) Харлей-Давидсон;
б) Велосетт, Воениздат.
35. П а н т ю х и н К. А., Газогенераторный автомобиль,
Наркомхоз, 1940.
36. Ридль Карл, Конструирование и расчёт совре-
менных автомобильных двигателей, Госмашметиздат,
М.-Л. 1934.
37. С а м о л ь Г. И., Газобаллонные автомобили, Нарком-
хоз, 1945.
38 Технические условия автомобильных заводов ЗИС
и ГАЗ на двигатели.
39. X в о щ е в И. С, Исследование свойств быстроход-
ных двигателей, ОНТИ, М.—Л., 1938.
40. X е л ы т Р., Автомобильные двигатели, Гостранс-
издат, 1932.
41. Хрущев М. М., Поршневые кольца, ОНТИ, 1935.
42. X р у щ о в М. М., Гольд Б. В., М а у р а х А. А.,
Материалы детале-й аьтомобилей и тракторов, Машгиз
1948.

Глава IV
КОНСТРУКТИВНАЯ КОМПОНОВКА ТАНКОВЫХ
ДВИГАТЕЛЕЙ
ОСНОВНЫЕ ПОЛОЖЕНИЯ
Основным танковым двигателем периода
второй мировой войны являлся поршневой
многоцилиндровый двигатель внутреннего сго-
рания. В приведённых в табл. 1 моделях тан-
ковых двигателей 35% быстроходных дизелей
и 65% карбюраторных двигателей. Мощ-
ности двигателей Ne колебались от 130 до
750 л. с.
Танки СССР в основном были снабжены
мощными быстроходными дизелями; другие
страны к началу второй мировой войны не
имели ни мощного танкового двигателя, ни на-
дёжного дизеля значительной мощности, по-
этому США и Англия в своих наиболее рас-
пространённых моделях среднего танка при-
меняли два спаренных дизеля автомобильного
типа (GMC, Лейланд) и ряд карбюраторных
моделей (Бетфорд, Форд и др.)
В Германии к началу войны также не
было законченного образца мощного танко-
вого дизеля, поэтому на всех танках приме-
нялись карбюраторные двигатели.
С начала 1942 г. после подробных испы-
таний советского танкового дизеля В-2 ряд
заводов: Даймлер-Бенц, Зиммеринг и др., на-
чал разрабатывать опытные модели мощного
танкового дизеля (Ne = 700—750 л. с).
По сравнению с карбюраторными двига-
телями быстроходный танковый дизель имеет
следующие преимущества:
а) высокую экономичность ёеэкс—1Ю~
190 г/1 э.л с. ч. против удельных расходов
в карбюраторных двигателях ge экс = 230—
280 г/1 э.л.с ч; больший удельный вес ди-
зельного топлива по сравнению с бензином
позволяет заполнять ббльшим весовым коли-
чеством одну и ту же ёмкость; вследствие этого
танк, снабжённый дизелем, имеет больший
радиус действия; помимо этого дизель имеет
более устойчивое протекание удельных рас-
ходов топлива при переменных режимах ра-
боты;
б) относительно меньшую пожарную опас-
ность применяемого в дизелях топлива, а
также лёгкость его хранения и транспорти-
ровки (газойль, соляровое масло).
Хотя танковый дизель уступает карбюра-
торному двигателю как в отношении возмож-
ности форсировки по оборотам, так и в абсо-
лютном' весе и габаритах, эти недостатки
быстроходного дизеля в значительной степени
перекрываются его преимуществами.
Охлаждение. В танковых двигателях в
основном (см. табл. 1) применялось водяное
охлаждение.
Неудовлетворительная работа двигателей
с воздушным охлаждением, столь сильно огра-
ничивающая применение их в танках, обусло-
влена: 1) перегревом головки и стенок цилин-
дров на низких оборотах (на максимальном
крутящем моменте) из-за уменьшения произ-
водительности вентилятора и некоторого не-
совершенства конструкции головок и цилин-
дров; 2) значительными затруднениями с за-
пуском двигателя в зимнее время.
Двигатели с воздушным охлаждением при-
менялись в США лишь в начале второй миро-
вой войны. Японские танки сохранили до конца
войны двигатели воздушного охлаждения, что
характеризует отсталость японского танко-
строения.
К преимуществам воздушного охлаждения
относится отсутствие в моторном отделении
радиаторов, трубопроводов и значительного
количества соединений, что упрощает монтаж
двигателя в танке, позволяет уменьшить га-
бариты моторного отделения и сообщает танку
большую автономность и меньшую уязви-
мость системы охлаждения.
Усиленный обдув головки и рабочего ци-
линдра на режимах максимального крутящего
момента и близких к нему, а также совер-
шенствование конструктивных форм головки
и рабочих цилиндров и их оребрения позволят
устранить недостатки двигателей воздушного
охлаждения для танка.
Применение двухтактных дизелей. Из
всех двухтактных дизелей только двигатель
GMC транспортного типа в виде сдвоенного
агрегата мощностью 376 л. с. нашёл примене-
ние для средних танков и в виде одного двига-
теля мощностью 165 л. с.—для лёгких танков.
Надёжность в работе и высокая литровая
/N
мощность двухтактных дизелей GMC (-—• =
= 24,5 л- с.\л при п = 2000 об/мин), равная
литровым мощностям карбюраторных двига-
телей (при п = 3500 об/мин) и быстроходных
дизелей с наддувом (при pk = 1,5—1,7 кг/см2),
обеспечили успешное применение двухтакт-
ного дизеля с клапанно-щелевой продувкой в
качестве танкового двигателя.

ГЛ. IV]
ОСНОВНЫЕ ПОЛОЖЕНИЯ
189
Необходимая мощность двухтактных дизе-
лей в одном агрегате лля успешного приме-
нения их в танках должна быть значительно
повышена.
Наддув. Двигатель с наддувом был осуще-
ствлён в виде опытной модели дизеля Зим-
меринг. При умеренном наддуве, почти не
повышая температурного режима и специально
не усиливая конструкцию отдельных узлов дви-
гателя, можно значительно повысить литровую
мощность, причём габаритные размеры мо-
торного агрегата возрастают незначительно.
Наиболее сложным вопросом является вы-
бор типа нагнетателя. Нагнетатель должен
иметь высокий к. п. д. (г\нагн); характеристика
нагнетателя должна обеспечивать необходимое
возрастание Мкр при понижении числа оборо-
тов двигателя.
Нагнетатели объёмного типа при увеличе-
нии числа оборотов дают некоторое повыше-
ние давления воздуха, но имеют низкий г\нагн.
Объёмные нагнетатели типа Гамильтон имеют
относительно повышенные значения ч\нагн. В
нагнетателях центробежного типа, имеющих
сравнительно высокий г\нагн, давление воздуха
резко падает с понижением числа оборотов.
Применение двухскоростной передачи в при-
воде нагнетателя позволяет на низких обо
ротах поднять давление воздуха, однако кон-
струкция агрегата наддува в этом случае
усложняется.
Применение турбонагнетателя в качестве
наддувочного агрегата целесообразно в тан-
ковых двигателях. В этом случае имеют ме-
сто независимое расположение турбокомпрес-
сора и повышение общей экономичности мо-
торного агрегата на 10—15%.
При использовании турбокомпрессора .в
качестве наддувочного агрегата трудно со-
здать герметичность газопровода в линии
турбины, обеспечить отвод тепла от моторной
установки и защиту нагнетателей от пыли.
Расстройство трубопроводов, подводящих газ
к турбине, повышает пожарную опасность. На
опытном дизеле Зиммеринг установлены два
турбонагнетателя, каждый из которых рабо-
тает на 8-цилиндровуюгруппу(при/??= 1,5 кг/см2
среднее эффективное давлениер е=9,2 кг/см'г).
Применение наддува в карбюраторных дви-
гателях могло бы привести к более значи-
тельному повышению удельной мощности", но
вследствие необходимости применения для
питания двигателя высокооктанового топлива
использование наддува в танковых двигателях
карбюраторного типа должно быть ограничено.
Расположение цилиндров. Применявшиеся
в танках двигатели имели вертикальное и
V-образное (см. табл. 1) расположение рабочих
цилиндров.
Наибольшее применение в танках полу-
чили 12-цилиндровые V-образные модели,
которые обеспечивают значительную мощ-
ность в одном агрегате и дают возможность
удбоно и целесообразно располагать отдель-
ные элементы установки в моторном отделе-
нии танка (водяные и масляные радиаторы,
вентиляторы и др.). Наименьшие удельные
объёмы моторного агрегата относятся к
V-образным двигателям. Шестицилиндровые мо-
дели с вертикальным расположением цилиндров
в ряд не обеспечивают достаточных мощностей
в одном агрегате (Ne = 90—180 л. с).
В некоторых типах лёгких и средних танков
такие рядные двигатели спаривают в один
общий моторный агрегат. По сравнению с
другими типами двигателей удельные габарит-
ные объёмы спаренного агрегата получаются
значительными (см. табл. 1).
Звездообразное расположение цилиндров
мало целесообразно, так как оно приводит к
значительному увеличению общей высоты
танка, что обусловлено необходимостью рас-
полагать вал, соединяющий двигатель с ко-
робкой перемены передач, высоко над ниж-
ним броневым листом. При большей высоте
танк становится более тяжёлым и уязвимым.
Также мало целесообразно Х-образное рас-
положение цилиндров, так как оно затруд-
няет наблюдение за механизмом распределе-
ния и агрегатами топливной системы в нижних
рядах цилиндров.л Однако Х-образное распо-
ложение цилиндров в 16-цилиндровом испол-
нении может сбеспечить значительную мощ-
ность и надёжную работу при условии такого
конструктивного оформления двигателя, ко-
торое сделает просмотр механизмов распре-
деления нужным лишь в редких случаях.
Горизонтальное расположение цилиндров
обеспечивает малую высоту танка. Однако во
второй мировой войне двигатели с горизон-
тальным расположением цилиндров имели ма-
лое распространение (см. табл. 1). Преиму-
щественное распространение получило про-
дольное размещение двигателя в танке.
Тепловые параметры. Средние значения
литровых мощностей и средних эффективных
давлений -~- ср и ре ср представлены в табл. 2.
Высокие литровые мощности в карбюра-
торных двигателях получены за счёт больших
значений ре и повышенных оборотов пср =
= 2900 об/мин, сср поршня = 12,4 м\сек.
Более эффективное протекание процесса сго-
рания в карбюраторном двигателе и более
низкий коэфициент избытка воздуха обес-
печивают высокие значения ре, несмотря
на повышенные средние скорости поршня.
Сравнение величин ~ показывает некоторое
превосходство карбюраторногодвигателя, кон-
курировать с которым может лишь быстроход-
ный дизечь с наддувом прирк= 1,50—\,70кг/см*
и современный двухтактный быстроходный
дизель. Поршневые мощности -г—|,-, как по
1'Гп
казатели тепловой нагрузки на поршень, при-
ведены в табл. 3.
В двухтактных дизелях GMC и в карбю-
рато[ ном двигателе Бетфорд предусмотрено
специальное охлаждение поршня для отвода
тепла от поршневых колец в целях предохра-
нения их ст пригорания. Учитывая, что тан-
ковый двигатель должен гарантировать дли-
тельную бесперебойную и надёжную работу,
значения поршневых мощностей такого типа
двигателей должны быть ограничены.
В табл. 4 приведены данные ре, i • Fn, ccp
N
и т-ф- для V-образных двигателей (карбю-
раторных и быстроходных дизелей) мощно-
стью ЛГа: 600 л. с.
Карбюрат рные двигатели имеют относи-
тельно большую скорость поршня и большее

Основные параметры танковых двигателей
Таблица 1
Карбюраторные четырёхтактные двигатели
Двигатель
ГАЗ-80
СССР
Кадиллак,
США
Крейслер,
США
Бетфорд,
Англия
Форд
GAA-V-8 США
Метеор,
Англия
Майбах
HL-62, Герма-
ния
Тоже,НЬ-120
. HL-210
„ HL-230
Райт Уирл-
винд, США,
воздушное
охлаждение,
9-цилиндровый
с наддувом
Тактность
4
4
4
4
4
4
4
4
4
4
4
Располо-
жение
цилиндров
Вертикаль-
ное
То же
-
Горизон-
тальное
V-образ-
ное
То же
Вертикаль-
но..'
V-образ-
ное
То же
Звездо-
образное
Количество дви-
гателей в силовом
агрегате
2
а
5
i
i
i
i
i
I
i
I
В Л. С.
2X85
170
аХ"о
22O
5X85
425
35°
5°°
650
140
3°°
625
675
4оо
п в об/мин
Збоо
34°о
26ОО
22OO
j6oo
26OO
26OO
3ООО
32OO
32OO
25OO
Ne
"Gm
в
л. elm
-
15.2
14,2
8,9
16,а
23,2
15,7
12—15
'5,о
11,2
14,8
в мм
82,0
89,0
87,3
127,0
'33.4
'37,2
юо.о
i°5,°
125,0
130,0
127,6
5
в мм
I IO
,5
И4,5
'39,8
152,4
152,4
I2O

Н5
*45
139,8
i,34
i ,29
1,3'
I , Ю
1.'4
1,и
',°9
i,i6
1,16
1,10
в л
о. 578
°>710
о ,685
1,7б
2,4
2,6
i,°3
°,99
1>78
I ,92
г,77
/
аХ6
аХб
5X6
12
8
12
6
12
12
12
9
. i
в л
2X3-48
6,96
2X4.26
8,52
5Х4,ч
2э,55
21 ,22
'7.1
2,72
6,j8
ii,83
21,4
23,О4
15,93
€,8
6.5
6>5
5,5
7,25
-
6,5
6,5
7,5
6,8
6,3
Ре
в кг!см"
6,8
7,25
6,75
IO, I
8,25
7,85
7.55
8,20
8,25
9,оо
Сср
в м!сек
¦3,а
i3,°
9.9°
ю,з
'3,2
'3,2
ю.4
",5
'5.4
15,4
ii,6
Длина,
шири-
на, вы-
сота
в м
i,6oX
Х°5ОХ
Х°,7О
i.ooX
Х'.зоХ
Х°,95
-
1,32
1,22
о,75
Ь49
0,84
1,21
-
I ,2О
о,68
о,8з
1,22
о.75
о,78
I.2O5
0,892
о,9оо
i,
0.892
о,9сю
0,960
1,140
1 > '4°
Vde
в м*
0.5'
1,23
-
1,21
1,5'
-
о,68
о,7i
о.97
°,9°
1,25
лге/юо
в
м3 • 100
л. с.
о.зоо
°>55О
- .
о,345
О,ЗО2
-
0,485
о,237
о, 155
о, 135
0,312
iFn
в дм2
3,15X2
6,3°
3.72Х2
7,44
3,6о-5
i8,o
'5.2
11,2
17,2
б,2
10,4
14,70
15,80
и,4
V
iFn
В
л. с. /д и'
27,0
29,6
23,6
23,°
44,6
37,°
27,о
28,8
42,5
42,5
35.о
Ne
Vs
в
л. с.1л
24,4
25,8
20,6
i6,5
29,2
23,9
22,6
25,2
29,2
29,3
25,2
в кг
-
2X59°
и8о
5Х5ОЭ
2JOO
754°
-
-
юоо
IO0O
325
СО
о

Продолжение табл. 1
Быстроходные дизели
Двигатель
В-2-34,
СССР**
АЕС А-1Э0**,
Англия
О-60С4**,
Канада
Лейланд**,
Англия
GMC-6046**,
США
Зиммеринг
SLatl6 *** с
наддувом
(турбонагнета-
тель), Гер-
мания
Даймлер-
Бенц***,
МВ-507, Герма-
ния
Татра **,
воздушное
охлаждение,
Чехословакия
Гиберсон
Т-1020**,
США, воз-
душное охла-
ждение
Тактность
4
4
2
4
2
4
4
4
4
Располо-
жение
цилиндров
V-образ-
ное
Вертикаль-
ное
То же
¦
ш
Х-образ-
ное
V-образ-
ное.
То же
Звездооб-
разное
Количество дви-
гателей в силовом
агрегате
i
i
i
2
а
i
i
i
i
Ne
в л. с.
5оо
I3O
i65
2X95 =
IOO
2Xi88
376
75°
720
250
265
п в об/мин.
i8oo
1900
2000
аоэо
2100
2000
2ООО
2ООО
22бО
Ne
°т
в
л. elm
-
7,9
10,0
7,6
12,2
it ,0
16,0
22,2
в мм
i5°
120
ю8
io8
__
108
'35
'58
но
130,2
5
в мм
i8o,o
186,7
142
127
127
127
160
180
13°
139,8
пч
1,2О
1,24
i,i8
1,17
1,17
«,17
1,18
1,14
1,18
1,07
V
s
В Л
318
3-3°
i,6i
г, 16
i,i6
1,16
2,39
3.52
1,23
1,86
г
12
6
б
2X6
2X6
16
12
12
9
в л
38,9
9,66
б,9б
2Хб,9«
13.92
2X6,96
'3,92
Зб,7
42,2
1б,8
i6,74
Е
14—15
i6
16
'5,5
16
15
Ре
в кг 1см-
6,45
6,4°
5,35
6,i5
5,82
9,20
7.7O
7,6о
6,35
Сср
в м\сек
11,2
9,о
8,5
8,5
8,9
ю,б
12,0
8,7°
ю.5
Длина,
шири-
на, вы-
сота
в м
1,558
i,i i6
1,072
1,4а
о.93
о,93
I.2O
о,8а
о,9°
1.45
'•47
о,95
1,20
i,74
о,90
1,528
1.650
2,5эо*
1,125
1,72О
1,170
1,040
1,290
о,95б
I,Ol6*
0,780
о,75
>.i5
1,15
в м.3
i,87
I ,22
0,89
2,О2
1,88
2,84
4,35*
2,1О
о,дб
1,02*
о,99
Уда
NJW0
м3 ¦ 100
л. с.
о, 375
о,93
о, 54
I.O7
о,49
0,380
о,58о
0,292
в дм*.
21 ,2
6,75
5,5°
2X5,5°
2X5,5°
22,9
23,б
@,382I1,3
о,4ю
о ,372
12,0
Ne
l'Fn
в
л. с. 1дм*
23.6
'9,4
3°,°
'7.3
34,о
32,8
3°,5
22,1
22,0
Ne
Vs
в
л. с.'л
12,8
'3,5
23,7
'З,6
27,о
2О,4
17,о
'4,9
'5,8
°де
в кг
75°
-
73°
'5°°
i960
9°°
328
* Ширина двигателей воздушного охлаждения приведена с вентиляторами.
** Смесеобразование: непосредственное распыливяние.
*** Опытный; смесеобразование: предкамерное распиливание.

192
КОНСТРУКТИВНАЯ КОМПОНОВКА ТАНКОВЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ
[РАЗД. IV
эффективное давление; поэтому при одинако-
вой мощности они имеют меньший суммарный
размер площадей i-Fn против тех же значений
Таблица 2
Средние значения -~ литровых мощностей и средних
эффективных
Тип двигателя
Четырёхтактный карбю-
раторный
Четырёх-
тактный
быстроход-
ный дизель
безнаддува
с наддувом
Двухтактный дизель . .
давлений р
Ne
-у?- в л. с /л
24.9°
14,8о
21, ОО
24,9
р в кг/см*
7,8о
6.7°
9,2О При р —
— 1,6 кг/см*
5,6о
для быстроходных дизелей (для Ne = 600 л. с.
меньше на 35%, см. табл. 4).
Уменьшение габаритных размеров двига-
теля даёт возможность уменьшить объём мо-
торного отделения и позволяет увеличить
Таблица 3
Поршневая
Значения
Ne
iFn
Средние
для раз-
личных
типовдви-
гателей .
Макси-
мальные
для наибо-
лее форси-
рованных
двигателей
мощность
в л. с./дм'
Четырёхтактный
карбюра-
торный
двигатель
33.4
47.а
Форд 8-Ци-
линдровый
V-образный
быстроходный дизель
без
наддува
23.6
3°,4
Даймлер-
Бенц 12-ци-
линдровый
V-образный
с наддувом
ЗЗ.о
33,о
Зиммеринг
16-цилин-
дровый X-
образный
'з Э
ктн;
ХОД!
га о л
х н S
32,0
34,о
оме
6-ци-
линдро-
выЙ
рядный
размер боевого отделения и повысить брони-
рование. Наименьшие значения Vq8 и —~
имеют карбюраторные двигатели с V-образ-
ным располэжением цилиндров (Майбах HL-230,
Форд GAA-V-8, см. табл. 1).
Анализ данных табл. 1 позволяет установить
ряд основных показателей современного тан-
кового двигателя.
Значения средних эффективных
давлений ре и удельных расходов
топлива ge танковых двигателей
1. Быстроходный четырёхактный дизель
без наддува: ре — 7,5—8,0 лгг/си2; ge =
= 160—190 г/1э.л.ь.ч.
Указанные величины ре могут быть полу-
чены за счёт снижения а, высокого коэфици-
ента наполненият|Я, выбора оптимальной формы
камеры сгорания и подбора наивыгоднейших
условий впрыска.
Высокие значения ре и низкие удельные
расходы топлива обусловливают преимуще-
ственное развитие дизелей с непосредствен-
ным смесеобразованием, которое обеспечивает
более надёжный запуск. Максимальные давле-
Таблица 4
Значения эффективного давления р , скорости
N.
поршня с , поршневой мощности -. -
п
и удельного расхода топлива g для двигателей
мощностью до 600 л. с.
Параметры
Четырёхтактный
карбюра-
торный
двигатель
р в кг/см1
сср в *1сен
^-~- в л. с/дм1
1 ' п
g ъ г/1 а.л.с.ч
7,8о
37—44
230—270
быстроходный
дизель
без над>
ДуВа с наддувом
б>7°
27,5
170—i8o
9,20 при
»к =
=1,5 кг/см-
10,6
32,8
l6o—200
5,6°
I90—2IO
ния сгорания рг достигают в этом случае
величины порядка 80—100 кг\см^.
Подбором наивыгоднейших условий впры-
ска, т. е. диаметра плунжера топливного на-
соса (продолжительности подачи топлива),
профиля кулачка топливного насоса, конструк-
ции распылителя, диаметра и числа сопловых
отверстий, давления распыливания, а также
угла опережения подачи топлива, удастся до-
стигнуть малых удельных расходов топлива.
2. Быстроходный четырёхтактный дизель
с наддувом: ре= 10,0 — 13,0 кг/см2; ge= 160—
200 ?/\э.л.с.ч.
Наиболее низкие удельные расходы по-
рядка ge = 160 г/1 э.л. с. ч могут быть полу-
чены при использовании тепла отходящих
газов в турбокомпрессоре. При применении
приводного нагнетателя имеет место некото-
рое повышение удельных расходов ge m
« 200 г/1э.л.с.ч.
3. Двухтактный быстроходный дизель (с
прямоструйным распыливанием): ре = 6,5 —
7,0 кг/см'; ge= 190 до 210 г/1 з. л. с. ч.
Приведённые значения могут быть полу-
чены: а) при рациональной системе продувки
(типа клапанно-щелевой или прямоточно-ще-
левой), обеспечивающей наиболее полную
очистку рабочего цилиндра y — Ф б) более
высоком давлении продувки; в) наличии фазы
наддува.
Наивыгоднейшие условия впрыска, а также
наличие наивыгоднейшей формы камеры сго-
рания, при рациональной конструкции проду-
вочного насоса с высокими rinp. нас, позво-
лят получить малые удельные расходы то-
плива ge.

гл.
СКОРОСТНЫЕ РЕЖИМЫ ТАНКОВЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ
193
4. Карбюраторный четырёхтактный двига-
тель (без наддува): ре = 8,5—9,5 кг/см2; ge =
== 240-280 г/1 э. л. с. ч.
В карбюраторных двигателях высокие зна-
чения ре обеспечиваются: повышенной сте-
пенью сжатия е = 7,0—7,5 и выш% рациональ-
ной формой камеры сгорания (шатровая или
конусообразная),а также высоким значениемг\ю
получаемым как за счёт достаточного сечения
для прохода воздуха, так и за счёт малого
сопротивления впускной системы и правильно
подобранных фаз распределения.
Правильно выбранная конструкция карбю-
ратора и экспериментально подобранные ре-
жимы его работы позволяют, при условиях,
указанных выше, снизить удельные расходы
топлива g,,.
При необходимости получения больших
мощностей в одном агрегате возможно при-
менение наддува также и в карбюраторных
двигателях, но лишь с ограниченным давле-
нием наддува. Это ограничение обусловлено
необходимостью значительного повышения
октанового числа топлива.
Скоростные режимы и требования,
предъявляемые к конструкции
танковых двигателей
В танковых двигателях необходимо иметь
повышенные числа оборотов (при Nmax)
и соответственно низкие средние скорости
поршня.
1. В быстроходных дизелях, как без над-
дува, так и при его применении, п — 2500—
3000 об/мин и сер — 9—11 л/сек.
При высоких оборотах необходимо сниже-
ние средних скоростей впуска. Уменьшение
сопротивления впускающей трассы даёт воз-
можность получить высокие значения т\н.
Пониженные значения сср обусловливают
высокий i)ma, и меньший износ двигателя.
Экономичность процесса при повышенном
скоростном режиме может быть обеспечена
тщательным подбором топливоподающей си-
стемы и камеры сгорания.
2. В карбюраторных нормальных моделях
п = 30О0—4000 об/мин при сср = 11—13 м\сек.
Для достижения высоких оборотов в кар-
0юраторных двигателях также необходимы
развитая впускающая система и достаточное
время-сечение клапанов. Уменьшение масс
поступательно движущихся частей позволит
иметь допустимые значения kcp на шатунных
и коренных шейках. Повышенные обороты
снижают, при всех прочих равных условиях,
октановое число топлива.
Конструкция современного
танкового двигателя должна удо-
влетворять следующим условиям:
а) габариты танкового двигателя и особенно
его высота должны быть минимальны; б) кон-
струкция основных элементов двигателя (ко-
ленчатый вал, шатунный механизм, картер и
опоры) должна обеспечить надёжную и дли-
тельную работу двигателя; в) уменьшение веса
двигателя как за счёт его конструктивных
форм, так и за счёт применения лёгких сплавоз
(приводящее одновременно к некоторой потере
жёсткости всей конструкции) не является ре-
13 том ю
шающим фактором, так как двигатель со-
вместно с агрегатами в общем весе танка со-
ставляет лишь 3—6%; г) механизм привода
вентиляторов должен обеспечить вращение по-
следних при любой схеме расположения их в
моторном отделении танка; д) возможность
работы двигателя при различных углах на-
клона танка; е) полная герметизация валиков,
передающих вращение отдельным агрегатам
(вентилятору, генератору, топливному насосу,
водяной помпе и др.); ж) доступность осмотра
и удобство ремонта.
Помимо перечисленных основных положе-
ний, весьма существенны также следующие
специальные условия: а) в конструкции при-
вода вентиляторов должна быть предусмо-
трена специальная фрикционная муфта для пре-
дохранения вентиляторов от чрезмерных на-
грузок, возникающих при резком изменении
числа оборотов двигателя, и для их выключения
(например, для случая движения танка через
речные преграды и подводного хождения);
б) необходимо обеспечить надёжный пуск дви-
гателя; в) подогрев масла и охлаждающей воды,
необходимый перед пуском двигателя в хо-
лодное время, должен обеспечиваться спе-
циальными устройствами, смонтированными
непосредственно на моторном агрегате;г) необ-
ходимо применение автоматики (например,
термостатов) для регулирования теплового
состояния двигателя.
В табл. 5 приводятся ' основные данные
по объёмам, занимаемым силовыми установ-
ками.
В моторном отделении танка располага-
ются: двигатель, водяные и масляные радиа-
торы, вентиляторы, обеспечивающие подачу
воздуха для обдува радиаторов, часть топлив-
ных и масляных баков, аккумуляторы, ком-
прессор и ряд других элементов. Удельный
объём моторного отделения, т. е. отноше-
у
ние —J^2rnL?HL. 100,позволяет судить, насколько
целесообразно размещены отдельные элементы
силовой установки в моторном отделении
танка. Повышенная литровая мощность и ком-
пактность конструкции двигателя и привода
к вентиляторам в равной мере обеспечат сниже-
ние удельных объёмов. С увеличением мощно-
сти двигателя удельные объёмы моторного от-
деления значительно падают (табл.5); например,
при мощности моторного агрегата Ne от 100
до 200 л. с. удельный объём моторного отде-
ления равен от 2,0 до 1,2 M^jlOO л. с, тогда
у
как при Ne от 500 до 700 л. с. мо™-от . 100
равно от 0,74 до 0,50 л*3/100 л. с. На вели-
чину удельного объёма моторного отделе-
ния наибольшее влияние оказывает целесо-
образное размещение отдельных агрегатов
в моторном отделении танка.
Последнее положение подтверждается
о „ мот. от
также величиной отношении — , при-
удв
ведённых в табл. 5. Например, у двигателя
Майбах, установленного в танке „Пантера",
несмотря на минимальное относительное
J?fL. ¦ 100, указывающее на то, что двигатель

194
КОНСТРУКТИВНАЯ КОМПОНОВКА ТАНКОВЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ
[РАЗД. IV
выполнен чрезвычайно компактно, величина вода распределения, что обеспечивает доступ
Vмот от к ним из боевого отделения танка. Значитель-
отношения г^ всё же значительно ная длина носка коленчатого вала позволила
дв установить на нём вентиляторные охлаждения
больше, чем это имеет место в других танках, радиаторов
Малые отношения
в отечествен-
'дв
ных танках нужно отнести за счёт чрезвы-
р
Основные данные дизеля В-2 указаны
в табл. 1.
Картер дизеля В-2 состоит из верхней и
нижней половин, отлитых из алюминиевого
Основные данные по объёмам силовых установок
Таблица 3
г
Страна
СССР
Англия
Германия
Англия
США
Германия
США
Германия
я
Наименование танка
Т-34
Валентайн МК-Ш
Валентайн MK-IX
Т-Пб
MK-IV
М4-А2
Т-Ш
М4-АЗ
T-VI
T-V
е
я
»с танк
т
Ш са
_
17,о
'6,5
15,7
4°,°
3°,9
21,0
3°
56
45
< et И
5оо
'3°
140
35O
2^188=376
Зоо
5оо
б25
675
*.. 1
о г s
Охх а
3.73/4.4O
2,56
2, IO
i,6o
3-5°
3,°°
3.45
3>°°
4.10/4,62
4,20/4,94
ог:
х,87
.1,22
о,83
о,68
1,21
1,88
P.7I
1,5'
о,97
1,3°
о,97
'.3°
X
S
о
гмот.
»> Р
X со
о,74/о,88
1,97
1,29
',14
1,ОО
о,8о
I.I5
о,бо
O.655/O.74
о,б2о/о,735
Б
а
а
О
i6,o
7,7
10
9,о
9,0
10,2
14,3
'6,5
11,0
.5,0
л
i
л
1,99
2,1
2,38
3,35
з,9
',6
4,9
2,ОО
4,35
4.78
4^35
5I0
X
3
X
и и я <" ч
g*s х я а
100—эоо
Зоо—4оо
5оо— 79р
чайно компактного размещения агрегатов
в моторном отделении, несмотря на несколько
большие габаритные размеры самого дизеля.
Четырёхтактный дизель В-2
Высокие боевые и технические качества
советских танков определялись также надёж-
ной конструкцией дизеля В-2 и его экономич-
ной работой. Удачный опыт применения мощ-
ного дизеля в качестве танкового двигателя,
предпринятый советскими конструкторами,
привёл к внедрению в танках зарубежных
армий как отдельных мощных дизелей, так и
в виде спаренных установок.
Быстроходный дизель В-2 четырёхтактный,
12-цилиндровый, водяного охлаждения, имеет
V-образное расположение цилиндров (фиг. 1
и 2).
Высокая экономичность дизеля В-2 {ge =
= 160 г/1 э. л. с. ч) получена в результате при-
менения непосредственного распыливания,
подбора формы камеры сгорания, числа и
диаметра распыливающих отверстий (/ = 7;
d = 0,25 мм) и давления распыливаемого
топлива.
Непосредственный распыл топлива привёл
к зн 1чительным pz = 85—95 кг/см% и боль-
шому нарастанию давления в процессе сгора-
ния на Г угла поворота кривошипа. Вследствие
этого большинство деталей изготовляется
из высоколегированных сталей. Масляный и
водяной насосы, масляные и топливные филь-
тры и генератор размещены со стороны при-
сплава. Плоскость разъёма по оси коленча-
того вала вызывает некоторое снижение жёст-
кости картера. Силовая схема дизеля В-2
представлена на фиг. 3. Коленчатый вал под-
весного типа. Горизонтальные составляющие
сил, действующих на коренные подшипники,
воспринимаются боковыми упорами. В целях
повышения жёсткости узла коренной опоры
коленчатого вала боковые упоры вместе с бу-
гелями стягиваются поперечными стяжными
болтами (фиг. 1).
Перекрытие шпилек, крепящих подвески
(фиг. 3) с анкерными шпильками, разгружает
поперечную перегородку картера от растя-
гивающих усилий.
В последующих конструкциях внутренний
контур нижнего картера несколько расширен,
сняты рёбра и установлен маслоуловительный
щиток для уменьшения взбалтывания и эмуль-
сирования масла.
В нижнем картере имеются два углубления:
задний и передний маслосборники. В нижней
половине картера размещены: передача к мас-
ляному и водяному насосам и к топливопод-
качивающей помпе, крепящимся снаружи
картера.
Блоки цилиндров. К верхней половине
картера крепятся левый и правый блоки ци-
линдров. Четырнадцать анкерных шпилек
крепят корпус блока цилиндров и головку
к верхнему картеру. В корпусе рубашки мон-
тируются шесть стальных азотированных
гильз: Гильзы центрируются по двум поясам.

ГЛ. IV]
СКОРОСТНЫЕ РЕЖИМЫ ТАНКОВЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ
195
Нижний пояс гильзы имеет три уплотнитель-
ных резиновых кольца. Алюминиевая про-
размещена непосредственно в головке. В цен-
трально расположенном (отлитом с головкой)
кладка (As = 3,0_012 мм) головки цилиндров стакане монтируется корпус форсунки с рас
опирается на верхние фланцы гильз, высту- пылителем. опущенным против днища камеры
Из бака
В мотор
Фиг. 1. Поперечный разрез танкового дизеля В-2.
иающие над зеркалом рубашки на 0,2 мм.
Головка рабочих цилиндров для жёсткости
выполнена значительной высоты. Часть объёма
камеры сгорания (Л = 20,2 мм; D = 151 мм)
на 0,7—1,5 мм. В головке расположены два
впускных и два выпускных клапана. Стальные
сёдла клана ков впрессованы в головку и до-
полнительно завальцованы. Впускные каналы

196
КОНСТРУКТИВНАЯ КОМПОНОВКА ТАНКОВЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ
1РАЗД. IV
Основные конструктивные соотношения элементов некоторых танковых двигателей
Таблица 6
Параметры
В-2
Лейланд Татра
Форд Майбах
Диаметр цилиндра D р мм
Ход поршня 5 в мм
5
Т7
Средняя скорость поршня ев м'сек
Обороты двигателя на режиме N» тах
Диаметр шейки в мм:
ког'енной d
шатунной d
1*
D
~D~'''
ц
Длина шейки в мм:
коренной I .
шатунной lf
Длина поршня в мм 1Д . . .
Ln
D
ц
Диаметр пальца dnaA в мм
ипал
Т
Вес комплекта поршня с деталями Оп гр в г .
°п.гр
Удельный вес поршневой группы s~~ B г<см
Вес шатуна Gm в г
Удельный вес шатунной группы
в г\см%
Удельный вес вращающихся частей в г1см3 |
Удельный вес поступательно движущихся частей в г'см* . i
Внутренний диаметр сверления и коренной шейке в мм . 1
Диаметр горловины клапана в мм: \
впуска й |
выпуска debln
en
Отношение площади горловины выпускных клапанов к
площади поршня
Собственная частота крутильных колебаний вала в минуту
Диаметр плунжера топливного насоса в мм
Форсунка iome X dome
* • fome B
ftlAVHJK
*' fome
i8o!i86,7
1,24 *
i8co
95
85
0,566
0.633
56>°
6о
51
О,286
о,8
0,32
3821
21,8
33,с
44-8
34,4 ****
6о
48X2
44X2
0,32X2
О,2О4
ю,о
7Хо,25
юЗ
138
о,238
74>85
7LI5
0,690
4°
28,4
о,зо8
'34
2130 ,
23.25
35>5
23,5
42
36
039
о.151
7-5
4Х(о,2.5-
—о.зо)
0,195—0.280
но
130
0,25
160**
80
0,725
i ,45 **
26,2**
96,2
76,6
',44
49
44
°445
0,198
ю,о
152,4
2600
85,5
82,5
4б,о
66***
32,9
54,5
1Эб
O.925
34,8
0,256
2355
2331
16,0
27,5 *****
21,4
51
47X2
42X2
0,345X2
130
145
0,271
15,5
3200
215**
68
0,523
1,65**
40,0 **
76***
35
52
0,180
122
O.935
32
0,246
2270
17,2
3320 ****
250
29,3***'*
23,5****
66
53
1,24
0,506
0.257
10700
* По прицепному шатуну.
** Коренные опоры роликовые; диаметр коренной шейки соответствует внутреннему диаметру качения роликов.
*** Числитель — длина втулки, по которой работают два шатуна; знаменатель: Форд — длина опорной поверх-
-ности одного шатуна (на одной шейке работают два шатуна); Майбах — длина опорной поверхности центрального
шатуна.
**** для В-2 — главный шатун; для двигателя Майбах — вильчатый шатун.
***** вращающиеся массы двигателей: В-2 — вместе с прицепным шатуном и его пальцем; Форд — шатуны левой и
правой групп цилиндров и втулки; Майбах —вильчатый центральный шатун и центральный вкладыш.

Фиг. 2. Продольный разрез танкового дизеля В-2.
Том 19, гл. IV

ГЛ. IV]
СКОРОСТНЫЕ РЕЖИМЫ ТАНКОВЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ
197
выходят на боковую поверхность в развале
между цилиндрами, к которой крепится штам-
пованный сварной впускной коллектор.
чатого вала работают на толстостенных сталь-
ных вкладышах, залитых тонким- слоем свин-
цовистой бронзы @,75 мм). Ширина всех
Отношение расстояния между осями ци-
L
Ma
176
линдров к диаметру:
Коленчатый вал изготовляется из хромо-
никелевольфрамовой стали. Дискообразные
точёные щёки полируются при окончатель-
ной обработке. Восемь опорных шеек колен-
Фиг. 3. Поперечный разрез и силовая
схема диаеля В-2.
вкладышей одинаковая. Отношение длины
опорной поверхности к диаметру коренной
42
шейки равно
95
= 0,44.
Конструктивные соотношения отдельных
деталей и элементов дизеля В-2 даны в
табл. 6.

198
КОНСТРУКТИВНАЯ КОМПОНОВКА ТАНКОВЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ
(РАЗД. IV
Масло подводится в полость первой корен^
аой шейки (центральный подвод смазки) и по
двум сверлениям (d = 8 мм) в щеках прохо-
дит во все шейки. Развальцованные в выход-
ных отверстиях шатунных шеек медные трубки,
выходящие к центру шейки, обеспечивают
поступление на трущиеся поверхности цен-
трифугированного масла. Упорный подшипник
фиксирует вал от осевого перемещения. В
торец коленчатого вала со стороны привода
впрессован хвостовик, на шлицах которого
свободно перемещается коническая шестерня
привода вспомогательных механизмов. Ше-
стерня через стальную шайбу опирается на
перегородку картера и перемещается сов-
местно с последним при его расширении, не
изменяя первоначально установленного зазора
в конических шестернях привода. Коренные и
шатунные шейки специальной термообработке
не подвергаются.
Поршень штампованный из дуралюмина.
Очертание днища поршня обеспечивает эффек-
тивное смесеобразование.
Из пяти поршневых колец два верхних—
уплотняющие, имеют цилиндрическую поверх-
ность, три нижних (последнее расположено
ниже пальца) — конические, с углом 3°, явля-
ются уплотняющими и отчасти маслосбрасы-
вающими. Поршневый палец плавающего типа
имеет заглушки из дуралюмина.
Шатуны. Шатунный механизм состоит из
главного и прицепного шатунов. Плоскость,
проведённая через ось пальца прицепного
шатуна и ось шатунной шейки, составляет 57°
с осью главного шатуна; вследствие этого ход
поршня прицепного шатуна на 6,7 мм больше
хода поршня главного шатуна. Палец прицеп-
ного шатуна имеет три опоры: две крайние и
дополнительную среднюю шириной 8 мм, обес-
печивающие меньший прогиб пальца. Крышка
нижней головки усилена четырьмя рёбрами и
имеет в плоскости разъёма бурт (цилиндри-
ческий, высотою б мм) для фиксации обеих
половин от осевых и поперечных смещений.
Шесть шпилек крепят крышку нижней головки
к её верхней половине. Шатунные вкладыши —
стальные тонкостенные, залиты свинцовистой
бронзой.
Механизм газораспределения. Кулачки
двух распределительных валиков действуют
непосредственно на тарелки клапанов. Про-
фили впускных и выпускных клапанов одина-
ковы.
Распределительные валики — полые; вну-
тренние сверления служат для подвода масла к
опорам кулачкового валика и к тарелкам кла-
панов.
На фиг. 4 представлена схема механизма
передач к топливному насосу, воздухораспре-
делителю, генератору, подкачивающей и водя-
вой помпам и масляному насосу.
На той же фигуре показан привод распре-
делительных валиков. Шестерни сидят не не-
посредственно на валиках, а связаны с ними
через регулировочные втулки а. Последние
имеют 10 внутренних прямоугольных (для
связи с валиком) и 41 треугольную наружную
шлицу (для связи с шестерней). Шлицевое
соединение позволяет изменять фазы с точ-
ностью 1,75° по коленчатому валу Диаметры
штоков впускных и выпускных клапанов зна-
чительны (d= 18 мм) из-за больших боковых
усилий. Выпускные клапаны специального
охлаждения не имеют. Максимальный подъём
клапанов h = 13 мм.
Система пуска. Пуск дизеля В-2 произ-
водится при помощи электростартёра или
сжатым воздухом. Обе системы действуют
независимо одна от другой. В ряде моделей
электростартёры заменялись * инерционным
электростартёром с ручным приводом из бое-
Валик масляного насоса
1725п
Фиг. 4. Схема механизма передач.
вого отделения танка. На двигателе смонти-
рованы распределитель воздуха и на каждом
цилиндре пусковой автоматический клапан.
Максимальное давление воздуха: в баллоне
150 кг/см2, поступающего в распределитель
90 кг/см2. Минимальное давление воздуха для
пуска горячего двигателя в летнее время
35 кг\см?.
Топливоподающая система со-
стоит из: а) топливоподкачивающей помпы
коловратного типа для подкачивания топлива
в питающую полость насоса под избыточным
давлением 0,5—0,7 кг\см'*\ б) фетрового филь-
тра тонкой очистки; в) 12-плунжерного то-
пливного насоса типа НК-1 со всережимным
регулятором (в более ранних конструкциях
дизеля В-2 монтировался двухрежимный регу-
лятор); г) форсунок закрытого типа.
В этом типе всережимного регулятора
(фиг. 5) педаль водителя действует на рейку /
топливного насоса через три пружины 2. При
работе двигателя под нагрузкой педаль по-
дачи топлива должна занять одно из проме-
жуточных положений. При достижении опре-
делённого числа оборотов наступает равнове-
сие между моментом, определяемым натяже-
нием пружин, и центробежной силой шаров
регулятора. Если имеет место увеличение
сопротивления движению, то число оборотов
несколько снизится, и рейка переместится
в сторону увеличения подачи, обеспечивая
резкое возрастание крутящего момента; при
этом скорость танка мало изменится. Когда же
нагрузка возрастёт настолько, что регулятор,
поддерживая определённые заданные ему

ГЛ. IV)
СКОРОСТНЫЕ РЕЖИМЫ ТАНКОВЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ
199
обороты, не сможет обеспечить необходимую
подачу, вступит в действие корректор подачи
топлива, состоящий из колпачка 4, пружины
корректора 5 и упора 6. Корректор позволяет
увеличить подачу за счёт дополнительного пе-
ремещения рейки. В этом случае центробеж-
шает работу топливной системы. В распре-
делительном топливном кране для грубой
очистки установлен сетчатый фильтр.
Система охлаждения (закрытого типа).
Центробежный насос на эксплоатационных
оборотах (п — 160J об/мил) обес-
печивает подачу 450 — 5С0 л/мин.
Система охлаждения (фиг. 7) рас-
Увеличение подачи
топлива
#j/?s
Фиг. 5. Схема всережкмного регулятора.
ным силам шаров регулятора совместно с уси-
лием пружины корректора будет противопо-
ставлено усилие пружин 2. Если же имеет
место дальнейшее понижение оборотов дви-
гателя, то для обеспечения движения необхо-
димо перейти на низшую передачу. Нали-
чие корректора обеспечивает более крутое
протекание крутящего момента с пони-
жением числа оборотов двигателя; в этом
случае коэфициент приспособляемости воз-
растёт.
Система питания. В корпусе танка раз-
мещаются агрегаты системы питания (фиг. 6):
воздушный ручной насос /, топливные баки 2,
краиы: воздушный распределительный 3, то-
пливный распределительный 4 и сливной 5. При
пуске двигателя пользуются ручным воздуш-
ным насосом / для подкачки воздуха через
воздушный распределительный кран 3 в ту или
иную группу топливных баков 2. Под давле-
нием воздуха топливо через распределитель-
ный кран 4 и фильтр тонкой очистки напра-
вляется в питающую полость насоса высокого
давления, преодолевая усилие пружины пере-
пускного клапана подкачивающей помпы. При
нормальной работе двигателя воздушный рас-
пределительный кран 3 позволяет соединять
баки с атмосферой. Сливной кран 5 выпускает
из топливного фильтра воздух, который нару-
считана на возможность работы
при избыточном давлении 0,6—
0,8 кг/см'К т. е. при температуре
кипения воды 105—107°. Система
, . о , состоит из двух радиаторов /, во-
f^fff^flSf дяного центробежного насоса 2
со сливным краном 4 и заливного
тройника 3 с паровоздушным кла-
паном. Корпус водяного насоса
при помощи двух приёмников соединяется
с правым и левым радиаторами. Для предот-
вращения образования паровых мешков верх-
ние точки головки соединяются паровоздуш-
ными трубками с паровоздушным клапаном
(в ряде других конструкций с расширитель-
ным бачком). На фиг. 7 указано направление
потоков охлаждающего воздуха, просасы-
ваемого через левый и правый радиаторы.
Вентилятор типа Сирокко, закреплённый на
маховике двигателя, засасывает проходящий
через радиатор воздух и выбрасывает его
наружу, через корму танка. В целях предо-
хранения системы от повреждения при спуске
воды воздушный клапан открывается при
разрежении 0,08—0,13 кг\см%.
Система смазки двигателя в танке (фиг. 8)
состоит из масляного насоса 1, масляных ба-
ков 2, ручного подкачивающего насоса 3 и
уравнительного бачка 4. В дизеле В-2 приме-
нена система сухого картера. С помощью
ручного насоса 3 перед запуском двигателя
в масляную систему закачивают масло для
предотвращения сухого или полусухого тре-
ния. Уравнительный бачок 4, установленный
на трубопроводе, по которому масло поступает
в бак, обеспечивает равномерное распределе-
ние масла между обоими баками. Масляный на-
сос состоит из одной нагнетающей секции
с производительностью Унагн = 4740 л\час * и
двух откачивающих при часовой производи-
тельности каждой Vom „ — 6650 л/час.
Значения V л/час подсчитаны при л*-1800 об/мин
°89

Топливо
Воздух
Воздух и топливо
Фиг. 6. Система питания дизеля В-2 в танке.
Фиг. 7. Система охлаждения дизеля В-2 в танке.

ГЛ. IV]
ДВУХТАКТНЫЙ ДИЗЕЛЬ GMC
201
Масло фильтруется в металлическом
фильтре со щелями 0,075x3,5 мм. Давление
перед фильтром 6,0—9,0 кг\см'1. Редукцион-
дбизкение масла из
бака в Картер
¦Движение наслои»
картера в бак
Двшкение воздуха
из боШ в картер-
Фиг. 8. Система смазки дизеля В-2 в танке.
ный клапан нагнетающей секции насоса регу-
лируется на 6,5 кг/см2. В последних кон-
струкциях все секции размещаются в одной
плоскости.
ДВУХТАКТНЫЙ ДИЗЕЛЬ GMC
Два спаренных шестицилиндровых двух-
тактных дизеля GMC установлены на среднем
американском танке М4-А2. Ведомый вал 1
двигателя GMC (фиг. 9 и 10), смонтирован-
ный в картере поперечной передачи 2, через
карданный вал передаёт крутящий момент от
обоих двигателей на трансмиссию танка.
Коробка перемены передач и механизм пово-
рота расположены в передней части танка,
что позволяет увеличить объём боевого от-
деления за счёт совмещения отделения води-
теля с трансмиссионным отделением.
Жёсткость соединения двух двигателей
обеспечивается с передней стороны общим
картером поперечной передачи, а со стороны
кормы танка специальной траверсой, соеди-
няющей оба двигателя и одновременно являю-
щейся третьей опорой моторной установки.
Вспомогательные агрегаты расположены
с внешней стороны каждого двигателя. Коли-
чество самостоятельных приводов к отдель-
ным агрегатам сведено до минимума и кон-
струкции их герметизированы. Количество
наружных трубопроводов минимально возмож-
ное. Каждый двигатель имеет отдельный
фрикцион 3, смонтированный до шестерёнча-
той передачи.
Силовая установка крепится в танке на
трёх упругих опорах. Передние две опоры
образованы кронштейнами, привёрнутыми
к лапам картеров маховиком 4.
Дизель GMC — непосредственного впрыска,
с камерой сгорания типа Гессельман.
Продувка—прямоточного типа (фиг. 9 и 10).
Воздух нагнетается насосом типа Рут 5 через
продувочные отверстия, расположенные в ниж-
ней части цилиндра, а продукты сгорания к
частично продувочный воздух выбрасываются
через два выпускных клапана в головке ци-
линдра.
Блок цилиндров отлит из легированного
чугуна вместе с картером. Плоскость разъёма
нижней половины картера значительно ниже
плоскости, проходящей через ось коленчатого
вала, что обеспечивает жёсткость конструкции
блок-картера. Блок-картер представляет собок>
почти симметричную конструкцию, что позво-
ляет монтировать вспомогательные агрегаты
как с одной, так и с другой стороны. Сим-
метричность блока не нарушается наличием
картера для размещения кулачкового валика,
так как с другой стороны имеется такой же
картер для размещения балансирного валика,
Торцы блока имеют одинаковую конструкцию,
что позволяет монтировать на каждом из них
либо картер маховика и механизма передачи,
либо картер балансирных грузов и передачу
к вентиляторам, в зависимости от того, какой
желательно получить двигатель — правый или
левый. Цилиндры двигателя окружены по всей
длине водяной рубашкой, кроме средней части,
в которой имеются окна, сообщающие проду-
вочные отверстия гильзы цилиндра с воздуш-
ным ресивером 6. Последний представляет
собою полость вокруг водяной рубашки блока
цилиндров, закрываемую снаружи восемыо
крышками смотровых люков и фланцем кор-
пуса продувочного насоса. На обоих тор-
цах блока имеется ряд каналов для протока
масла, закрытых стальными торцевыми п л и-
т а м и.
Гильза цилиндра сухого типа отлита и*
легированного чугуна. Посадка гильзы в гнездо
скользящая, с зазором 0,02 мм. Продувочные
окна круглые, диаметром 8 мм, расположены
в два ряда в шахматном порядке. Оси отвер-
стий составляют угол 15° по отношении»
к радиусу цилиндра, что создаёт кольцевое
движение продувочного воздуха. Вместе с тем
оси отверстий составляют угол 75° с обра-
зующей цилиндра для лучшей продувки про-
странства, близкого к оси цилиндра. Уплот-
нение стыка головки осуществляется превы-
шением верхней торцевой плоскости гильзы
над плоскостью блока на 0,05—0,10 мм и
специальной прокладкой, набранной из тон-
ких калиброванных стальных листов, покры-
тых оловом.
Головка блока, общая для 6 цилиндров,
отлита из чугуна. Конструкция головки допу-
скает установку её без всяких переделок на
правый или левый двигатель. В головке блока
предусмотрен отвод охлаждающей воды от
каждого цилиндра. Вода в головке особенна
интенсивно омывает стенки выпускных кана-
лов за счёт подбора проходных сечений
в этих местах. Стаканы для насосов-форсунок,
изготовленные из красной меди, развальцо-
ваны в головкз и непосредственно омываются
водой. Борт, выполненный по контуру головки,
повышает её жёсткость. Сёдла клапанов, из-
готовленные из специального белого чугуна
с большим содержанием хрома и молибдена^
запрессовываются в соответствующие гнёзда.
Втулки клапанов изготовлены из серого чу-
гуна с примесью титана.
Коленчатый вал обычной конструкции
для двухтактных шестицилиндровых двигате-

202
КОНСТРУКТИВНАЯ КОМПОНОВКА ТАНКОВЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ
[РАЗД. IV
лей. Отштампованные вместе с валом про-
тивовесы размещены на четырёх крайних
щеках.
Коленчатый вал имеет сверления для под-
вода масла к шатунным шейкам. Главные
фрикционы расположены до поперечной
передачи, поэтому спаривание валов двигате-
лей производится под произвольными углами.
При некоторых углах возбуждение крутиль-
ных колебаний становится опасным. Для устра-
нения крутильных. колебаний на каждом
валу установлен гдемпфер 10 динамического
типа.
Шатун из хромистой стали. В нижней го-
ловке шатуна монтируются тонкостенные
стальные вкладыши с заливкой из свинцови-
стой бронзы. В верхней головке запрессованы
две втулки из оловянистой бронзы. Верхняя
головка шатуна имеет специальную фор-
сунку 7 с четырьмя отверстиями, служащими
для подачи масла на днище поршня с целью
его охлаждения. Для подвода масла к фор-
сунке в теле шатуна высверлен канал, закры-
тый снизу пробкой с калиброванным отвер-
стием, дозирующим расход масла.
Особенностью втулок верхней головки
шатуна, как и втулок бобышек поршня,
является наличие спиральных продольных
канавок по всей внутренней рабочей поверх-
ности втулок.
Поршень литой, из ковкого чугуна. Тол-
щина стенок и днища поршня необычно тон-
кая с точки зрения теоретического предста-
вления о тепловом потоке от днища к стен-
кам, что объясняется интенсивным принуди-
тельным охлаждением поршня маслом.
Уплотнительные поршневые кольца обыч-
ной конструкции; поверхность их для лучшей
приработки покрыта незначительным слоем
олова. Маслосъёмные кольца снабжены вну-
тренними экспандерами. В каждой канавке
установлено по два кольца. Таким образом
всего имеются две пары маслосъёмных ко-
лец.
Механизм передачи к клапанам и насо-
сам-форсункам имеет высокорасположенный
кулачковый валик, это вызвано наличием
ресивера продувочного воздуха. На кулач-
ковом валике, помимо кулачков, управляю-
щих клапанами выпуска, имеются кулачки,
управляющие насос-форсункой. Уравновеши-
вание моментов сил инерции 1-го порядка
обеспечивается противовесами, которые име-
ются как на кулачковом 8, так и на парал-
лельно ему установленном балансирном У ва-
ликах. В грузах установлены специальные
пластинчатые демпферы, уменьшающее кру-
тильные колебания кулачкового и балансир-
ного валиков.
Система смазки характерна почти полным
отсутствием трубопроводов. Трёхсекционный
масляный насос 12 получает вращение от
шестерни коленчатого вала через промежу-
точную шестерню. Ось ведомых шестерён
всех секций насоса общая. В двигателях GMC
применена система всухого" картера. Подача
масла ко всем деталям, получающим прину-
дительную смазку, производится только по
сверлениям в блок-картере. Фильтры тонкой
очистки масла имеют в качестве фильтрую-
щего материала вещество минерального про-
исхождения „игнеонайт". Через 100 час.
работы этот элемент выбрасывается и заме-
няется новым. Охлаждение масла осуще-
ствляется в водомасляном пластинчатом ра-
диаторе 13.
Система питания. Вместо обычного топлив-
ного насоса и форсунки применена насос-
форсунка (см. гл. V). В двигателях GMC
применена тройная фильтрация топлива.
В фильтрах первичной очистки (пакет тонких
латунных листов) топливо проходит через
узкие щели @,05 мм). Фильтром вторичной
очистки является специальная поглощающая
масса (сменяемая за 400—500 час. работы)
и, наконец, в фильтрах самого агрегата на-
соса-форсунки происходит последняя филь-
трация топлива.
В конструкции применён двухрежимный
центробежный регулятор 14, аналогичный двух-
режимному регулятору Бош.
Система охлаждения характерна корот-
кой трассой движения охлаждающего воздуха
и наличием термостатов. Расположение агре-
гатов системы охлаждения такое же, как
и у приведённой ниже системы охлаждения
танка М4-А2 с двигателем Форд GAA-V-8
(см. фиг. 28).
Система запуска и остановки двигателя.
Остановка двигателя, кроме выключения
топлива, может быть осуществлена выключе-
нием подачи воздуха при помощи аварийных
воздушных заслонок (с электрическим вклю-
чением), закрывающих доступ воздуха в про-
дувочные насосы. Эта мера предосторожности
предпринята для того, чтобы избежать воз-
можности разноса двигателя на холостом ходу
при попадании в цилиндры двигателя масла,
скопившегося в ресивере. Запуск двигателя
осуществляется только двумя электростартё-
рами, каждый мощностью б л. с. Дублирую-
щей системы запуска нет. Для облегчения
запуска в зимнее время применяется подогрев
воздуха в ресивере за счёт пламенных обогре-
вателей, которые через специальные форсунки
подают распылённое топливо непосредственно
в ресивер. Топливо воспламеняется специаль-
ной запальной свечей. Применение этого
устройства обеспечивает надёжный запуск дви-
гателей при температурах до — 30°.
Двигатель GMC допускает значительную
форсировку; при номинальной мощности дви-
гателя 160 л. с. максимальная мощность до-
стигает N'e шах » 230 л. с. (внешние характе-
ристики спаренного агрегата танка М4-А2
приведены на фиг. 11).
ЧЕТЫРЁХТАКТНЫЙ ДИЗЕЛЬ ЛЕЙЛАНД
Общая компоновка двух автодизелей Лей-
ланд со всеми агрегатами в моторном отде-
лении танка представлена на фиг. 12.
Двигатели в танке расположены махови-
ками вперёд. Литой картер 1, общий для
обоих маховиков, с передней стороны, и тра-
верса 2, закреплённая сзади на картерах рас-
пределения, жёстко соединяют оба двигателя.
Для раздельного запуска двигателей или от-
ключения одного из них на каждом из махо-
виков смонтировано однодисковое сцепление.
Оба двигателя по конструкции одинаковы,
но имеют различное расположение вспомога-
тельных механизмов: топливного насоса 3,
генератора 4 и водяного насоса 5. У левого

Спускной кран
системы омаЖФения
Фиг. 9. Поперечный разрез двигателей ОМС
Том 10, гл. IV

Фиг. 10 Продольный разрез двигателя CMC.
Том 10, гл. IV

ГЛ. IV]
ЧЕТЫРЁХТАКТНЫЙ ДИЗЕЛЬ ЛЕЙЛАНД
203
двигателя (по движению) агрегаты располо-
жены справа, у правого — слева.
Крутящий момент от двигателей к транс-
миссии передаётся карданным валом 6, распо-
ложенным между двигателями. Карданный вал
связан зубчатой передачей с каждым из дви-
гателей.
По методу смесеобразования двигатель
Лейланд непосредственного распиливания
с камерой сгорания, расположенной в поршне
"С
600
500
kOQ
We вен
/1С
30
25
20
I
0
ча
ПО
100
90
ВО
70
He,Ne
л. С
W
400
360
320
280
2W
9e
г
З.Л.С.Ч.
270
250
230
A
V
><
.—-
.—-
v/
f
4
//
—
V
-I—'
—¦ —
/
/
/
/
У
/
Ne вен/пил.
Gwac
к
;^да ш? /w ш/' /<?до ада
Фиг. 11. Внешняя характеристика моторной группы
GMC-6046
и несколько смещённой по отношению к оси
рабочего цилиндра.
Картер, блок цилиндров, головки. Верх-
ний картер отлит раздельно с блоком цилин-
дров (фиг. 13). В целях повышения жёсткости
плоскость разъёма картера ниже оси колен-
чатого вала. При алюминиевом варианте кар-
тера подвески картер и блок цилиндров свя-
заны длинными анкерными болтами. Коренные
подшипники имеют толстостенные вкладыши,
залитые баббитом. В блок запрессованы гильзы
„сухого типа" толщиной AS = 2,4 мм из чу-
гуна с присадкой титана (Ti 0,26%). На каждом
блоке монтируются две взаимозаменяемые чу-
гунные головки. Метод принудительного рас-
пределения воды в головке (при помощи
трубки) обеспечивает равномерное охлаждение
головки.
Всасывающие и выпускные коллекторы
расположены в каждом двигателе со стороны
вспомогательных механизмов.
Основные конструктивные соотношения
элементов кривошипно-шатунного механизма
даны в табл. 6.
Коленчатый вал изготовлен из стали
марки 40ХН. Поверхность шеек азотирована
(//g = 640—660). В вале просверлены отвер-
стия для подвода смазки от коренных шеек
к шатунным. На переднем конце вала смон-
тированы демпфер трения, цилиндрическая
шестерня 6 для привода масляного насоса
(фиг. 14), укреплённого на передних подвесках,
и звёздочка 5. Последняя обеспечивает враще-
ние при помощи тройной роликовой цепи то-
пливного насоса, водяной помпы и генера-
тора. Шатун и поршень нормальной кон-
струкции.
Система приводов вспомогательных и
распределительного механизмов. Привод
отдельных механизмов (фиг. 14) состоит:
а) из четырёх звёздочек ), 2, 5 и 8, связанных
тройной роликовой цепью 3, при помощи ко-
торой приводятся во вращение топливный
насос, водяная помпа и генератор; б) двух
пар цилиндрических шестерён с винтовым зу-
бом; ведущая шестерня 8, вращающая ше-
стерню кулачкового валика, состоит из двух
частей, соединённых внутренней пружиной;
валик шестерни через редуктор и коническую
пару вращает крыльчатку вентилятора, пода-
ющего воздух для охлаждения радиаторов;
в) специальной (пятой) звёздочки 7, сидящей
на эксцентрике и служащей натяжным при-
способлением для цепи.
Топливная система каждого двигателя
самостоятельна и состоит из топливоподкачи-
вающей помпы, топливного фильтра, форсунки
закрытого типа и шестиплунжерного топлив-
ного насоса высокого давления фирмы GAV
(типа ВРЕ-6В).
Особенностью конструкции топливного
н|соса является комбинированный регулятор
(фиг. 15), состоящий из всережимного (вакуум-
ного типа) и максимального (центробежного
типа), ограничивающего число оборотов.
При применении комбинированного регу-
лятора между педалью водителя и рейкой
насоса непосредственная механическая связь
отсутствует, а перемещение рейки происхо-
дит под влиянием разрежения, создаваемого
за воздушным дросселем при помощи спе-
циальной заслонки. В целях обеспечения
одинаковой подачи топлива вакуум-камеры
обоих регуляторов соединены между собой.
Закрытая форсунка регулируется на началь-
ное давление открытия иглы 170—180 кг\см%.
Система смазки каждого двигателя само-
стоятельна и выполнена по схеме с сухим
картером (фиг. 16). Масляный насос, корпус
которого закреплён на передних подвесках,
содержит четыре секции: две откачивающие
/ и 2 и две нагнетательные 3 и 4. Одна из
нагнетающих секций специально предназна-
чена для подачи масла в распределительный
механизм.
Условия работы двигателя в танке тре-
буют постановки масляных радиаторов. На
каждом двигателе установлен отдельный ра-
диатор 7 трубчатого типа. Для увеличения
поверхности охлаждения на трубки радиатора
насажены гофрированные медные кольца.
На радиаторе установлен перепускной кла-
пан 5, обеспечивающий при холодном масле,
а также в случае засорения фильтра, перепуск
масла помимо радиатора непосредственно
в бак 6. На обоих нагнетательных маги-
стралях установлены редукционные кла-
паны.
Система охлаждения каждого из двига-
телей самостоятельна. Радиатор трубчатого

204
КОНСТРУКТИВНАЯ КОМПОНОВКА ТАНКОВЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ
[РАЗД. IV
типа / (фиг. 17) состоит из двух рядов труб
и располагается в корме танка над коробкой
перемены передач. Для доступа к механизмам
трансмиссии радиатор поворачивается на 120°
вокруг оси, являющейся одновременно труб-
кой, по которой вода направляется к водяной
помпе 2. Водяная система замкнутая. Паро-
коробке перемены передач, вращает наклон-
ный валик 5 с трёхлопастным колесом венти-
лятора 6. В районах действия с повышенной
температурой трёхлопастное колесо заменяется
на шестилопастное.
Система пуска. Для пуска двигателя Лей-
ланд предусмотрен для каждого двигателя элек-
Фиг. 12. Расположение спаренного агрегата Лейланд и отдельных агрегатов моторной группы в танке.
воздушный клапан 3 установлен на радиа-
торе. „Паровой" клапан отрегулирован на
избыточное давление 0,20—0,35 кг/см\ При
спуске воды из системы автоматически от-
крывается воздушный клапан.
Дополнительная коническая передача, смон-
тированная в корпусе 4, установленном на
тростартёр Ne = 2A л. с; V = 24 в и при-
способление, состоящее из эфирного карбю-
ратора и прибора, который питает карбюра-
тор эфиром. Эфирный карбюратор типа Зенит
приготовляет воздушную смесь и подаёт её
по трубке во всасывающий коллектор двига-
теля, чем и облегчает запуск двигателя.

ГЛ. IV)
ЧЕТЫРЁХТАКТНЫЙ ДИЗЕЛЬ ЛЕЙЛАНД
205
Фиг. 13. Поперечный разрез спаренного агрегата Лейланд.

206
КОНСТРУКТИВНАЯ КОМПОНОВКА ТАНКОВЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ
[РАЗД. IV
Ось симметрии мотор-
ной установки
Вентилятор
Коробка переме-
ны передачи
танка
Картер попереч
ной передачи
¦11
Фаг. 14. Схема приводов отдельных агрегатов дизеля Лейланд и моторной группы.
Фиг. 15. Схема всережимного регулирования топливных
насосой спаренного агрегата Лейланд: 1—|рузы регуля-
S тора; 2—вильчатый рычаг; 3— скользящая муфта; 4 — ры-
чаг выключения подачи топлива; 5—демпфер; б—проме-
жуточный рычаг; 7—диафрагмы; 8—упор холос.ого хода;
9—ограничитель хода рейки; 10— корпус пневматического
регулятора насоса правого двигателя; 11 — корпус пнев-
матического регулятора насоса левого двигателя.

ГЯ. IV]
ЧЕТЫРЁХТАКТНЫЙ ДИЗЕЛЬ ЛЕЙЛАНД
207
Дизель Татра
Дизель Татра (Чехословакия) воздушного
охлаждения (фиг. 18), 12-цилиндровый; развал
между рядами цилиндров 75°; предназначен
для использования на грузовиках и мощных
гусеничных транспортирах.
Картер дизеля туннельного типа, что обес-
печивает высокую продольную жёсткость.
20 рёбер после отливки подвергается об-
точке.
Толщина рёбер у основания 2,5 мм, на пе-
риферии 1 мм, шаг рёбер 5,5 мм. Цилиндр
оребрён на 65<>/0 его общей длины.
Головка цилиндра отливается из силумина
и напрессовывается на верхнюю часть ци-
линдра. Цилиндр в сборе с головкой притяги-
Фиг. 16. Схема смазки дизеля Лейланд.
Картер отливается из чугуна за одно целое с
картером механизма передач. В торцевых и
поперечных перегородках расточены отвер-
Фиг. 17. Схема расположения отдельных агрегатов системы охлаждения
дизеля Лейланд.
стия под установку роликовых коренных под-
шипников коленчатого вала. К нижней пло-
скости картера крепится штампованный под-
дюн.
Цилиндры двигателя отливаются из чугу-
на вместе с оребрением. Поверхность всех
вается к картеру четырьмя анкерными болтами.
Толщина рёбер головки у основания 3,5 мм, на
периферии 1,5 мм, шаг рёбер 8 мм. Камера
сгорания имеет форму полу<
сферы и механически иб.раб.0*
тана (шлифована). В головке
размещены два клапана тюль-
панообразной формы: выпуск-
ной (d = 44 мм) и впускной
(d = 49 мм). Клапаны рас-
положены один по отношению
к другому с развалом в 80°.
Форсунка расположена в цен-
тре камеры сгорания. В го-
ловку блока запрессованы
стальные сёдла клапанов и на-
правляющие втулки. Выхлоп-
ные коллекторы расположены
в развале цилиндров. Это ис-
ключает нагрев воздуха, по-
ступающего на охлаждение
ЦИЛИНДРОВ, НО ПРИВОДИТ К ЭКСт
плоатациончому неудобству,
заключающемуся в затруднительном обслужи-
вании топливных насосов л форсунок. Камера
сгорания Гессельман с непосредственным раст
пыливанием топлива- Угол конуса днища
поршня 90° в отличие от угла, типичного для
конструкции Гессельман, в 1р0°—160°.

208
КОНСТРУКТИВНАЯ КОМПОНОВКА ТАНКОВЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ
(РАЗД. IV
Коленчатый вал разборный, состоит из
восьми отдельных элементов: переднего хво-
стовика, шести шатунных элементов и махо-
вика с фланцем, представляющим собой поло-
вину щеки. Коленчатый вал лежит на семи
роликовых подшипниках. Плоскость разъёма
штанги и коромысла клапанами впуска, а один,
расположенный в развале, управляет клапа-
нами выпуска левого и правого рядов цилин-
дров. Коромысла клапанов монтируются на
головке, в отдельном для каждого коромысла
картере, закрытом сверху съёмной крышкой.
Фиг. 18. Поперечный разрез дизеля Татра.
вала проходит по середине каждой щеки,
являющейся в то же время и коренной шей-
кой.
Элемент — шатунная шейка с двумя по-
лущеками, выполнен из стального литья. Под-
вод (смазки центральный, через сверления в
опорной шейке хвостовика; шатунная шейка
полая. Основные конструктивные соотноше-
ния элементов двигателя Татра даны в
табл. 6. Коренные подшипники роликовые.
Осевая фиксация наружной обоймы осуще-
ствляется при помощи двух стопорных раз-
жимных колец.
Шатуны нормальной конструкции; на
каждой шатунной шейке установлено по два
шатуна; цилиндры левого ряда смещены но
отношению к цилиндрам правого ряда на
42 мм.
Шатунные вкладыши стальные с заливкой
свинцовистой бронзой (слой 0,8 мм).
Поршень отлит из силумина. Четыре
уплотнительных кольца высотой 3,4 мм и
одно маслосъёмное расположены выше порш-
невого пальца.
Механизм газораспределения показан на
фиг. 19. Имеется три кулачковых валика, из
которых два наружных управляют через
Механизм передач. Привод к вентилято-
рам осуществлявши цепной передачей, закры-
8
Фиг. 19. Схема механизма газораспределения дизеля
Татра: /и2- кулачковые валики, управляющие впуск-
ными клапанами; 3— кулачковый валик, упрлвляющий
выпускными клапанами;" 4—клапан впуска; 5 — клапан
выпуска; 6—штанга впускного клапана; 7—штанга выпуск-
ного клапана; 8— коромысло выпускною клапана.
той в специальном картере; привод генератора и
компрессора — ремённой передачей; распре-

О, гл. IV
Фиг. 20. Поперечный разрез танкового дизеля Зиммеринг воздушного охлаждения.

Фиг. 21. Продольный разрез дизеля Зим.иеринг воздушного! охлаждения.
Том 10, гл.! IV

ГЛ. IV
ЧЕТЫРЁХТАКТНЫЙ ДИЗЕЛЬ ЛЕЙЛАНД
209
делительных валов, масляных и топливных на-
сосов и топливоподкачивающих помп — ше-
стерёнчатой передачей.
Система смазки циркуляционная под да-
влением 4—6 кг/см2 с сухим картером. В си-
стему смазки включён сотовый радиатор,
смонтированный на картере, над маховиком.
Охлаждающий воздух поступает в радиатор
из правого и левого коллекторов, после того
как пройдёт оребрение цилиндров. Масляный
насос трёхсекционный, получает вращение от
цилиндрической шестерни, смонтированной на
хвостовике коленчатого вала.
На двигателе установлен пластинчатый
масляный фильтр типа Куно.
Система охлаждения. Охлаждение дви-
гателя осуществляется двумя осевыми девя-
тилопастными вентиляторами, смонтирован-
ными по бокам двигателя со стороны пере-
дачи. Каждый вентилятор снабжён направляю-
щим аппаратом; диаметр ротора 304 мм. По
всей длине двигателя смонтированы кожухи 1
{фиг. 18), охватывающие все цилиндры, в ко-
жухи вентиляторы нагнетают воздух. Воздух,
охладив цилиндры и головки, поступает в
масляный радиатор 2 и, пройдя его, выбра-
сывается в атмосферу.
Топливоподающая система состоит из
двух шестиплунжерных насосов, 12 форсунок,
топливного фильтра и двух топливоподкачи-
вающих помп. Вся топливная аппаратура
является стандартной типа Бош.
Насосы смонтированы в развале между
цилиндрами и установлены тандем.
Регулятор числа оборотов двухрежимный,
центробежного типа, установлен на заднем
насосе и одновременно воздействует на рейку
переднего касоса.
Запуск двигателя осуществляется элек-
тростартёром Бош мощностью 6 л. с. Дубли-
рующей системы запуска нет.
Двигатель Татра особенно подходит для
установки его на лёгком разведывательном
танке, так как воздушное охлаждение и отно-
сительно малый расход топлива обеспечи-
вают автономность и большой радиус действия.
При установке на машине требуется
только размещение топливных баков и акку-
муляторов, так как все остальные агрегаты
расположены непосредственно на самом дви-
гателе.
Х-образный дизель Зиммеринг
Дизель Зиммеринг (фиг. 20, 21) предназна-
чался для тяжёлого танка „Тигр В", взамен
ранее применявшегося бензинового двига-
теля Майбах. В двигателе применён наддув
по схеме Бюхи с использованием двух турбо-
компрессоров Браун-Бовери.
Картер двигателя сварной из стальных
плит, состоит из двух половин, с горизон-
тальной плоскостью разъёма по оси коленча-
того вала. Угол развала между рядами ци-
линдров 135° и 45°. Так как этот двигатель
предназначался для замены высокооборот-
ного бензинового двигателя Майбах (ятах =
= 3200 об/мин), то для оставления стандарт-
ной трансмиссии при использовании более
тихоходного двигателя дизеля (птах==:
= 200Э об/мин) пришлось применить повышаю-
14 Том 10
щий редуктор / (фиг. 21). Корпус редуктора
представляет собой общую деталь с перед-
ней частью нижней половины картера. На зад-
ней торцевой плоскости картера монтируются
приводы распределительного механизма, то-
пливных насосов и вспомогательных механиз-
мов.
Цилиндр двигателя стальной, с точёными
рёбрами охлаждения; крепится к картеру с
помощью 12 шпилек, воспринимающих всю на-
грузку от давления газов при вспышке. Для
уплотнения и для регулировки степени сжатия
под фланцы цилиндров кладутся прокладки из
бумаги и тонкой листовой стали.
Головка цилиндров вместе с рёбрами
охлаждения отлита из силумина. Цилиндр в
верхней своей части имеет резьбу, при по-
мощи которой он соединяется с головкой.
Натяг в резьбовом соединении обеспечи-
вается навёртыванием головки в горячем со-
стоянии. Предкамера представляет собой
отдельный „блок", крепящийся к головке на
трёх шпильках.
Корпус предкамеры вместе с оребрением
отлит из силумина (фиг. 20). В корпус 1
предкамеры ввёрнуты стакан 2 и втулка <?, в
которых устанавливаются стандартная штиф-
товая форсунка Бош и спираль накаливания.
Предкамера имеет две полости, сообщаю-
щиеся друг с другом при помощи горловины 4,
имеющей форму диффузора. Распылитель
предкамеры имеет прорезь, через которую
направляется поток смеси газов и распылён-
ного топлива плоским веером в камеру сго-
рания, размещённую в днище поршня. Форма
камеры сгорания в поршне соответствует
форме веера смеси, вырывающейся из пред-
камеры.
Поршень отлит из силумина. На поршне
устанавливаются 4 уплотнительных и 2 ма-
слосъёмных кольца. Уплотнительные кольца
для лучшей приработки снабжены кольце-
выми вставками из меди, которая запрессо-
вывается в выточку на рабочей поверхности
кольца.
Коленчатый вал лежит на 5 коренных
подшипниках; выполнен составным из трёх ча-
стей. Сочленение частей вала осуществляется
посредством торцевого гребенчатого соеди-
нения типа Хирт. Кривошипы повёрнуты:
первый относительно второго и третьего на
90° и на 180° относительно четвёртого. Та-
кое расположение кривошипов обеспечивает
равномерное чередование вспышек при при-
нятых углах развала между рядами цилин-
дров в 45° и 135°. Принятая в конструкции
Х-образная схема обеспечивает минимальные
габариты двигателя по высоте, сохраняет
равномерное чередование вспышек; следова-
тельно, и пульсация крутящего момента будет
минимальной. На конце вала сидит на фланце
динамический демпфер маятникового типа,
выполняющий одновременно и функции махо-
вика двигателя.
Узел шатунов состоит из главного и трёх
прицепных шатунов. Вкладыш нижней го-
лобки главного шатуна имеет заливку из
свинцовистой бронзы. Пальцы прицепных ша-
тунов работают в бронзовых втулках.
Газораспределение осуществляется при
помощи четырёх кулачковых валиков, штанг
и коромысел, монтируемых на головках

210
КОНСТРУКТИВНАЯ КОМПОНОВКА ТАНКОВЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ
[РАЗД. IV
цилиндров. Фазы газораспределения: открытие
всасывающего клапана 62° до в. м. т., закры-
тие 35° после н. м. т., открытие выпускного
клапана 45° до н. м. т., закрытие 72° после
в. м. т. Таким образом, имеется значительная
фаза перекрытия клапанов A34°), которая
служит, повидимому, для того, чтобы за счёт
имеющейся продувки цилиндра обеспечить
охлаждение головки, клапанов и поршня, что
для форсированного дизеля воздушного охла-
ждения является существенно необходимым.
Наддув двигателя производится при по-
мощи двух турбокомпрессоров 6 (фиг. 20) с
общей производительностью 68 мЦмин при
/>ж=1»5 кг/см2. Максимальное число оборо-
тов турбокомпрессора птк = 28 000 об/мин.
Выхлопные газы от каждой пары цилиндров
по отдельному рукаву подходят к кожуху
турбины. Таким образом, к каждой турбине
подходят четыре рукава 5 (фиг. 20).
На всех режимах весь объём выхлопных
газов проходит через турбину. Параллель-
ного перепуска нет. Конструкция турбоком-
прессора, упрощённая по сравнению с кон-
струкцией авиационных турбокомпрессоров.
Ротор турбины и нагнетателя вращается на
двух шариковых подшипниках обычной кон-
струкции, заключённых в специальные упру-
гие обоймы, что позволяет ротору самоуста-
навливаться по оси инерции системы. Как
видно из фиг. 20, турбокомпрессор смонти-
рован вертикально. Всасывающие патрубки 7,
подводящие воздух к правому и левому на-
гнетателям, присоединяются к общему возду-
хоочистителю инерционно-масляного типа.
Трубопровод 8 подводит сжатый воздух от
нагнетателя к всасывающим каналам, выве-
денным к верхней плоскости головки ци-
линдра. На режиме максимальной мощности
двигатель работает с большим избытком воз-
духа а = 1,70.
Топливоподающая система состоит из
четырёх стандартных четырёхплунжерных на-
сосов и штифтовых форсунок Бош. На дви-
гателе, работающем с весьма большой нагруз-
кой (удельная мощность при установке дви-
гателя в тяжёлом танке Ny$ = 11 л. с), приме-
нён двухрежимный регулятор. Всережимный
регулятор в этом случае смог бы улучшить
динамику машины.
Система смазки. Двигатель имеет масля-
ный резервуар 2 (фиг. 21), расположенный на
самом картере двигателя. Таким образом, спе-
циальных масляных баков в системе нет. Масло
интенсивно охлаждается в четырёх масляных
радиаторах. Очистка масла производится че-
тырьмя фильтрами 9 типа Куно (фиг. 20), со-
единёнными последовательно. Масло помимо
своей основной роли — работы в качестве
смазочного материала, выполняет также функ-
ции и охлаждающей жидкости. Элементы
системы смазки (масляные радиаторы, насос
и фильтры) имеют размеры, значительно ббль-
шие по сравнению с двигателями жидкост-
ного охлаждения.
Система охлаждения. Воздух, охлаждаю-
щий цилиндры и головки, просасывается
через их оребрение при помощи двух осе-
вых вентиляторов 10 с диаметром крыльчатки
520 мм (фиг. 20 и 22). Вентиляторы, распо-
ложенные по бокам двигателя, получают вра-
щение от коленчатого вала через конические
шестерни 11 и карданные валы 12. Охла-
ждающий воздух, пройдя оребрение цилиндров
двигателя, попадает в каждую из двух поло-
стей, образованных в 45-градусных развалах
между верхним и нижним рядами цилиндров,
и по специальным кожухам 13 (фиг. 20) под-
водится к вентиляторам. Горячий воздух вы-
Фиг. 22. Схема приводов к вентиляторам, подающим
воздух для охлаждения рабочих цилиндров и головок.
брасывается вентиляторами наружу. Над оре-
брением цилиндров устанавливаются специаль-
ные дефлекторы, направляющие поток охла-
ждающего воздуха.
Запуск холодного двигателя осуще-
ствляется двумя электростартёрами 14 (фиг. 20),
а горячего двигателя — одним. За одну-две
минуты до запуска даётся ток в спирали на-
каливания. Система запуска питается током
от двух 12-вольтовых аккумуляторов, соеди-
нённых последовательно. Дублирующей си-
стемы запуска нет.
Особенности охлаждения дизеля Зимме-
ринг: а) эффективный обдув оребрения цилин-
дров и головок; б) больший угол перекрытия
всасывающего и выпускного клапанов усили-
вает охлаждение клапанов, поршня и головки
воздухом, продуваемым через полость камеры
сгорания; в) интенсивное охлаждение масла
в мощных масляных радиаторах, установлен-
ных в масляной системе.
Подвеска. Двигатель монтируется на че-
тырёх упругих опорах. Передние опоры обра-
зованы двумя лапами, привёрнутыми к кар-
теру. Задние опоры образованы поперечиной,
жёстко соединённой с картером. Амортиза-
торами служат толстые резино-металлические
пластины, зажатые между опорами двигателя
и подмОторной рамой. Наличие упругих опор
в значительной мере снижает передачу ви-
браций от двигателя на корпус танка, предо-
храняя тем самым экипаж танка от неприят-
ного воздействия высокочастотных вибраций
на организм.
Выбор Х-образной схемы для 16-цилиндро-
вого двигателя обеспечивает минимальные га-
бариты двигателя по высоте и равномерное
чередование вспышек.

ГЛ. IV]
КАРБЮРАТОРНЫЙ ДВИГАТЕЛЬ ФОРД
211
Интересно отметить, что двигатель воздуш-
ного охлаждения успешно вписывается в га-
бариты, ранее занимаемые двигателем жид-
костного охлаждения вместе с радиаторами и
вентиляторами ( см. отношение -~ табл. 1 V
Однако в целом конструкция является мало
надёжной, так как наряду с деталями, имею-
щими весьма большой запас прочности (на-
пример коленчатый вал, картер), ряд деталей
сделаны весьма ненадёжными и сложными (на-
пример конструкция привода к вентиляторам
и топливным насосам, крепление маховика
и т. п.).
КАРБЮРАТОРНЫЙ ДВИГАТЕЛЬ ФОРД
GAA-V-8
Двигатель Форд GAA-V-8 (фиг. 23 и 24)
специально сконструирован для танка. Во вто-
рой мировой войне он применялся на средних
танках М4-АЗ и М-10.
Угол развала между цилиндрами 60е, что
является необычным для восьмицилиндровой
V-образной модели двигателя. В танке двига-
тель установлен маховиком вперёд. Кардан-
ный вал, передающий крутящий момент на
трансмиссию, размещённую в передней части
танка, соединяется с фланцем 1 (фиг. 24) ко-
ленчатого вала двигателя. Сторона распреде-
ления двигателя обращена непосредственно к
корме танка. Нумерация рабочих цилиндров
идёт со стороны маховика. Порядок их ра-
боты следующий: 1 пр. — 2 л. — 3 пр. — 1л. —
4 пр. — 3 л. — 2 пр. — 4 л.
Блок-картер. Блоки цилиндров отлиты из
кремнеалюминиевого сплава за одно с верхней
половиной картера. Конструкция отличается
повышенной продольной жёсткостью, позво-
ляющей выполнять линию разъёма по оси ко-
ленчатого вала.
Каждая из пяти подвесок крепится к кар-
теру четырьмя перекрещивающимися шпиль-
ками (двумя длинными и двумя короткими),
ввёртываемыми в специальные стальные су-
хари / (фиг. 23) (d = 30 мм и d = 38 мм),
которые монтируются в гнёздах картера. На-
правление осей шпилек, крепящих подвески,
совпадает с направлением осей цилиндров.
В картере просверлены: центральный канал 2
и отверстия в поперечных перегородках для
подачи смазки к коренным шейкам. Канал 3,
отлитый в развале между цилиндрами, подводит
охлаждающую воду к каждому отдельному
цилиндру через отверстия 4. Стальная гильза
сухого типа толщиной AS = 2,3 мм впрессо-
вывается с натягом @,142 — 0,283 мм) в соот-
ветствующие стаканы, образующие внутрен-
нюю стенку водяной рубашки.
Головка отлита цельной на четыре цилин-
дра совместно со всасывающим коллектором.
Головка к блок-картеру крепится 18 шпиль-
ками. Шпильки крепления пяти подшипников
кулачкового валика ввёртываются в гайки 2
(фиг. 24) шпилек крепления головки. Два
впускных и два выпускных клапана располо-
жены в шатрообразной камере сгорания. Чугун-
ные направляющие клапанов выполнены за
одно с направляющей 5 (фиг. 23), восприни-
мающей боковые усилия, вызываемые непо-
средственным воздействием кулачка на шток
клапана. Боковые усилия передаются стака-
ном 6, который движется в направляющей 5.
Указанная конструкция рациональна и за-
служивает внимания при применении схемы не-
посредственного воздействия кулачка на шток
клапана. Крышка, закрывающая кулачковые ва-
лики, в средней своей части имеет большой
люк для монтажа и демонтажа свечей. В целях
лучшего уплотнения газового стыка на уто-
пленный бортик гильзы укладывается стальное
гофрированное кольцо, поверх которого на-
кладывается прокладка толщиной 1,9—2,0 мм
(охватывающая всю плоскость стыка), состоя-
щая из двух тонких стальных листов с вну-
тренним слоем из асбеста.
Коленчатый вал отлит в кокиль из средне-
углеродистой хромоникельмолибденовой стали
за одно с четырьмя противовесами (сг^, =
= 80 кг/см2, ударная вязкость ok = 5 кгм/см^).
Применение плоского вала является не-
обычным для восьмицилиндрового V-образ-
ного двигателя с углом развала 60е, так как
это порождает неравномерность чередования
вспышек (через 60° и 120°). Последнее вызы-
вает неприятности, связанные с наличием рез-
ких пульсаций крутящего момента и вибра-
циями двигателя на подмоторной раме. Воз-
буждение вибраций имеет место как за счёт
действия пульсаций момента, так и вследствие
неуравновешенности сил инерции 2-го порядка.
При испытаниях двигателя Форд обнаружены
сильные горизонтальные колебания с ампли-
тудой более 1 мм при п = 950 об/мин. Это
приводит к расстройству соединений трубо-
проводов.
Угол развала 60° выбран, повидимому, ис-
ходя из преемственности в производстве. За-
воды Форда выпускают 12-цилиндровую мо-
дель авиационного двигателя (с развалом 60°)
и восьмицилиндровый танковый двигатель.
Из центрального канала 2 (фиг. 23) по свер-
лениям в поперечных перегородках масло по-
ступает к каждой коренной шейке, а по вну-
тренним сверлениям в вале — к шатунным шей-
кам. Азотированная поверхность шеек имеет
твёрдость Нр = 55—56 (глубина азотирован-
ного слоя 0,25—0,30 мм). Основные соотноше-
ния элементов конструкций двигателя Форд
даны в табл. 6.
Шатуны. Особенностью конструкции ша-
тунного механизма является наличие специаль-
ного шатунного вкладыша, монтируемого на
шатунных шейках, по наружной поверхности
которого (залитой баббитом) работают два
шатуна. Шатуны по конструкции одинаковы
и отличаются от нормальной конструкции тем,
что нижняя головка (отверстие), работающая
непосредственно на наружной поверхности.
вкладыша, расшлифована и полируется. Два
шатунных болта d = 13 мм крепят крышку и
одновременно фиксируют её по отношению к
стержню шатуна. Суммарный диаметральный
зазор в шатунном вкладыше колеблется от
0,121 до 0,167 мм.
Поршень отлит из алюминиевокремневого
сплава. На поршне монтируются три уплотни-
тельных кольца (высотой 2,35 мм и шириной
6 мм) и одно маслосъёмное. Второе масло-
съёмное кольцо устанавливается ниже пальца.
Первое уплотнительное кольцо со стороны
рабочей поверхности имеет фаски как сверху.

212
КОНСТРУКТИВНАЯ КОМПОНОВКА ТАНКОВЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ
[РАЗД. IV
Фиг. 23. Пвлеречный разрез танкового карбюраторного двигателя Форд GAA-V-8.

Фиг. 24. Продольный разрез танкового карбюраторного двигателя Форд GAA-V-8.
Том 10, гл. IY

Фиг. 30. Продольный разрез карбюраторного двигателя Майбах HL-230
Том 10, г<и IV

ГЛ. IV]
КАРБЮРАТОРНЫЙ ДВИГАТЕЛЬ ФОРД
213
так и снизу, второе и третье выполнены кони-
ческими. Такая конструкция колец позволяет
уменьшить количество масла, забрасываемого
в камеру сгорания. Большое количество от-
верстий в поршне (d = 3,2 мм) обеспечивает
сток масла внутрь поршня.
Клапанный механизм. Отличительной
особенностью механизма передачи вращения
наклонных и кулачковых валиков является
Фиг. 25. Схема передач к отдельным механизмам
и агрегатам двигателя Форд GAA-V-8: / — ко-
ленчатый вал; 2—торсионной валик; 3 — валик
привода масляного насоса; 4—валик привода
магнето; 5 — валик привода водяной помпы;
6 — валик привода вентилятора и генератора;
7—распределительные валики выпускных клапанов;
(У—распределительные валики впускных клапанов;
9 — кулачок привода топливоподкачивающего
насоса.
применение червяков и червячных шестерён.
Червяки изготовлены из никельмолибдено-
вой стали. Рабочие поверхности их зацемен-
тованы. Червячные шестерни привода рас-
пределительных валиков изготовляются из
оловянистоннкелевой бронзы. Кулачки дей-
ствуют на стебли клапанов через стаканы,
работающие в специальных направляющих.
Головка клапана штампуется из высоко-
легированной аустенитовой марганцевохромо-
никельвольфрамовой стали; стебель клапана
выполняют из хромомарганцевой кремнемолиб-
деновой стали. Указанные детали свариваются
с головкой. Зазор между плоскостью стакана
и затылком кулачка не регулируется.
Весь механизм приводов отдельных агре-
гатов размещён со стороны привода распре-
деления (фиг. 24 и 25), т. е. со стороны,
обращенной к корме танка, что затрудняет
обслуживание указанных механизмов. Однако
такое расположение агрегатов сокращает
коммуникации водяной системы и упрощает
конструкцию привода вентиляторов.
Система питания. Два карбюратора типа
Стромберг модели NA-45-G с падающим по-
током смеси и постоянным подогревом обес-
печивают образование рабочей смеси. Кор-
рекция качества смеси производится за счёт
пневматического торможения истечению то-
плива. Карбюраторы включаются в работу
последовательно. При работе на малых на-
грузках питание двигателя осуществляется
только задним карбюратором. При переходе
к средним нагрузкам (когда дроссели заднего
карбюратора откроются примерно на 50%)
вступает в действие передний карбюратор.
Его дроссельные заслонки начинают откры-
ваться с угловой скоростью, вдвое превышаю-
щей скорость открытия дросселей заднего
карбюратора, в результате чего при макси-
мальной мощности открытие дросселей обоих
карбюраторов наступает одновременно.
Последовательное включение карбюраторов
обеспечивает качество распыла топлива на
всех режимах и плавный переход от малых
к средним и максимальным нагрузкам. Макси-
мальные обороты двигателя п — 2600 об/мин
ограничиваются центробежным регулятором.
Воздухоочистители инерционно-масляного
типа расположены со стороны маховика и
имеют хороший доступ из боевого отделения
для индивидуального обслуживания: Схема
системы топливопитания показана на фиг. 26.
Система смазки двигателя выполнена с
мокрым картером, что является необычным для
танковых двигателей, однако чрезмерный бар-
ботаж при задевании коленчатым валом уровня
масла, что имело бы место при резких наклонах
танка, устраняется установкой специальных
щитков. Эти щитки образуют карманы, в
которых собирается масло при больших на-
От ручного
бпрыскибаю-
щего насоса
Фиг. 26. Схема системы питания двигателя Форд в танке:
1 —топливные баки; 2—задний карбюратор; 3—передний
карбюратор; 4 — топливный фильтр (щелевого типа);
5 — центральный распределительный кран; 6 — топливо-
подкачивающий диафрагменный насос.
клонах корпуса танка. Глубокий поддон ниж-
него картера является одновременно и масля-
ным баком. Схема системы смазки приведена
на фиг. 27. Маслонасос 4 подаёт масло в
фильтр 5 (фиг. 24) типа Куно с автоматом
для очистки. Перепускной клапан перепускает
масло в случае повышенной вязкости в основ-
ную магистраль. Из магистрали масло по-
ступает к коренным опорам. По каналу 6
(фиг. 24) масло поступает на смазку чер-
вячного привода кулачковых валиков, а по
лотку 7 — к шестерням привода магнето.
Система охлаждения в танке закрытого
типа (фиг. 28). За двигателем на корме танка
установлены два радиатора 1. Радиаторы об-
дуваются воздухом, подаваемым осевыми вен-
тиляторами 2, с диаметром ротора 650 мм.
Привод вентиляторов осуществлён при помощи
двух пар клиновидных ремней от специальной
раздаточной коробки привода к вентиляторам

214
КОНСТРУКТИВНАЯ КОМПОНОВКА ТАНКОВЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ
[РАЗД. IV
и генераторам. Вода из радиаторов по труб-
кам 3 подводится к помпе и, пройдя цилиндры
и головки двигателя, через термостат 4 под-
Фиг. 27. Схема системы смазки двигателя Форд: / — пе-
репускной клапан; 2 — основная масляная магистраль;
3 —редукционный клапан; 4 — односекционный масляный
насос; 5—масляный фильтр; б —автомат очистки; 7 —от-
вод масла к шестерням привода магнето; 8 — отвод
масла к механизму передач; 9— магистраль подвода
смазки к распределительному валику; 10— канал спуска
масла в поддон.
водится в радиаторы. В случае, если темпе-
ратура воды мала, термостат направляет поток
воды обратно в помпу, минуя радиаторы.
Паровоздушный клапан 5, установленный
на расширительном бачке 6 (фиг. 28), отре-
гулирован на избыточное давление 0,84 кг/см2.
Фиг. 28. Схема системы охлаждения двигателя Форд.
Система пуска осуществляется стар-
тёром 7 (фиг. 23), развивающим максимальный
крутящий момент Мкр = 7,7 кгм. Дублирую-
щей системы запуска нет. Смонтировано спе-
диальное устройство для впрыска топлива
непосредственно во всасывающие коллек-
торы.
Упругая подвеска двигателя осуще-
ствлена на четырёх резиновых опорах, по-
казанных на фиг. 23. Эластичными элементами
являются резиновые втулки 8 в четырёх опо-
рах и резиновые прокладки, устанавливаемые
только под стойки задних опор.
Моторная установка имеет специальные
противопожарные перегородки, отделяющие
двигатель от бензобаков, а также централизо-
ванное включение огнетушителей с места
водителя. От центрального баллона сопла
огнетушителя направлены на наиболее вероят-
ные очаги возникновения пожара — карбюра-
торы, магнето, топливоподкачивающие помпы.
КАРБЮРАТОРНЫЙ ДВИГАТЕЛЬ
МАЙБАХ HL-230
Двигатель Майбах HL-230 (Ne = 675 л. с)
устанавливался на тяжёлых немецких танках.
Основной особенностью двигателя является
высокая литровая мощность и высокая ско-
рость поршня, необычные для двигателей
этого класса.
Двигатель HL-230 12-цилиндровый с углом
развала между блоками 60°. Основные данные
двигателя приведены в табл. 1.
На фиг. 29 и 30 показаны продольный и
поперечный разрезы двигателя HL-230. Он
имеет инерционный стартёр /, электростар-
тёр 2, водомасляный радиатор 3 (фиг. 29),
привод к магнето и вентиляторам / (фиг. 30).
Двигатель в танке расположен маховиком
вперёд (по ходу танка), сообразно переднему
расположению трансмиссии* в танках T-V
и T-VI.
Блок-картер отлит из серого нелегирован-
ного чугуна, причём блоки цилиндров, картер
и картер механизма передач отлиты заодно.
Блок-картер „туннельного" типа, т. е. не имеет
разъёма по оси коленчатого вала. Колен-
чатый вал вводится при сборке в картер со
стороны маховика. Боковые стенки блок-кар-
тера соединены семью поперечными пере-
городками, в которых расточены отверстия
под роликовые коренные подшипники колен-
чатого вала. В блок запрессовано 12 гильз
„мокрого" типа. В развале между блоками
отлиты водораспределительные каналы, к
которым присоединяется водяная помпа.
Гильза цилиндра обычной конструкции.
Уплотнение газового стыка (фиг. 31) осуще-
ствляется путём зажима медного кольца
между гильзой и головкой. Уплотнение от
просачивания воды в верхней части гильзы
обеспечивается резиновым кольцом, устана-
вливаемым в проточку гильзы, а на стыке с
головкой — клингеритовой прокладкой. Между
верхними бортиками соседних гильз остаётся
перемычка всего в 0,5 мм. Этот узел является,
как показала практика, одним из наиболее
слабых мест в конструкции. Уплотнение ниж-
него пояса гильзы обеспечивается резиновыми
кольцами, установленными в шахматном
порядке.
Головка блока, общая для шести цилин-
дров, отлита из чугуна. За одно с головкой
отлит картер шестерён привода кулачкового
вала. Камера сгорания полусферической
формы, полностью механически обработана.
Бобышка, в которую запрессована направляю-
щая выпускного клапана, имеет специальные
каналы для подвода охлаждающей воды.
Коленчатый вал двигателя семиопорный,
с цилиндрическими щеками, являющимися
одновременно и коренными шейками. Вал
отштампован из стали типа 40Х. Шейки вала

ГЛ. IVJ
КАРБЮРАТОРНЫЙ ДВИГАТЕЛЬ МАЙБАХ
215
подвергнуты поверхностной закалке на глу-
бину 3—4 мм током высокой частоты. К торцу
передней щеки шестью болтами крепится
маховик, а к фланцу, напрессованному с дру-
гой стороны вала и посаженному после ше-
стерни привода и скользящей муфты, крепится
демпфер крутильных колебаний типа Ланче-
стера. К щекам /, 2, 4, 6 привёрнуты сталь-
ные противовесы 2 (фиг. 30), которые по-
муфту 6 (фиг. 30), расположенную между
шестерней привода и фланцем демпфера.
Масло к разрезной муфте подводится через
гибкий шланг и из муфты через четыре свер-
ления протекает в полость коренной шейки.
Основные соотношения элементов конструкций
двигателя Майбах даны в табл. 6.
Коренные подшипники роликовые. Наруж-
ный диаметр обоймы 270 мм, ширина 40 мм.
Фиг. 29. Поперечный разрез карбюраторного двигателя Майбах HL-230.
добраны таким образом, что, уменьшая на-
грузку на коренные подшипники от сил инер-
ции, не нарушают общей уравновешенности
вала. Внутренние полости в шатунных шейках
соединены сверлениями в общий внутренний
непрерывный канал для прохода масла вдоль
всего вала. Подвод масла центральный, через
заднюю коренную шейку (малого диаметра).
Подвод масла осуществлён через скользящую
Осевая фиксация внешней обоймы осуще-
ствляется при помощи стальной ленты, которая
закладывается в канавку обоймы через спе-
циальное вертикальное сверление 4 (фиг. 29).
Применение роликовых подшипников в
качестве коренных опор обеспечивает сле-
дующие преимущества: 1) значительно сокра-
щается длина вала, а следовательно, и двига-
теля; 2) увеличивается возможность развить

216
КОНСТРУКТИВНАЯ КОМПОНОВКА ТАНКОВЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ
[РАЗД. IV
опорные поверхности шатунных шеек; 3) по-
вышается надёжность работы коренных под-
шипников ввиду их меньшей чувствитель-
ности к подводу смазки и отсутствию легко-
плавкой заливки.
Шатуны. В верхние головки центрального
и вильчатого шатунов впрессованы втулки из
оловянистоцинко-
вой бронзы. Кри-
вошипная головка
вильчатого шатуна
имеет две одина-
ковые крышки, ка-
ждая из которых
крепится при по-
Фиг. 31. Уплотнение газового стыка верхнего и нижнего
поясов: 1—медное кольцо; 2— клингеритовая прокладка;
3— резиновое кольцо из тонких нитей; 4 — гильза;
5 — нижние резиновые кольца.
мощи двух болтов к телу шатуна. Цен-
тральный вкладыш зажимается в кривошип-
ной головке вильчатого шатуна и фиксируется
от проворачивания четырьмя шатунными бол-
тами. Центральный шатун работает на наруж-
ном поясе шириной 35 мм. Толщина слоя свин-
цовистой бронзы наружного пояса 0,5—0,6 мм.
Внутренняя поверхность шатунного централь-
ного вкладыша залита свинцовистой бронзой.
При центральном сочленении шатунов, при-
менённом в этой конструкции, и при блок-кар-
тере монтаж и демонтаж шатунов произво-
дятся через цилиндр.
Поршень изготовлен штамповкой из
кремнеалюминиевого сплава марки типа ЕС-134
без последующей термообработки. Четыре
уплотнительных кольца высотой 3,5 мм раз-
мещены выше поршневого пальца, а два
маслосъёмных — у нижней кромки юбки
поршня.
Газораспределение. Каждый цилиндр
имеет по одному впускающему и по одному
выпускному клапану. Привод клапанов осу-
ществляется коромыслами, на ролики кото-
рых воздействуют кулачки распределитель-
ного валика. На каждой головке монтируется
один распределительный валик, получающий
вращение от системы цилиндрических ше-
стерён. В отличие от других конструкций в
этом двигателе все передачи осуществлены
цилиндрическими шестернями. Все вспомо-
гательные механизмы получают вращение от
двух паразитных шестерён 11 и 12 (фиг. 32).
Регулировка зазора между стержнем кла-
пана и концом коромысла осуществляется за
счёт перестановки эксцентриковой втулки 5
(фиг. 29), на которой качается коромысло.
Такой тип регулировки весьма удобен в
эксплоатации. Выпускной клапан имеет на-
триевое охлаждение; кромки его для большей
износоустойчивости наплавлены стеллитом.
Выпускной коллектор 6 (фиг. 29) имеет спе-
циальное охлаждение воздухом, просасывае-
мым через кожух 7,. окружающий коллектор.
Применение охлаждения коллектора вызвана
отсутствием обдува изолированной моторной
установки танков T-V и T-VI.
Система смазки циркуляционная под
давлением с сухим картером. Нагнетающий
насос 1 (фиг. 33) забирает масло из бака 2
и по каналам, имеющимся в блок-картере,
подаёт его к водо-масляному радиатору 3.
Нагнетающий насос снабжён предохрани-
тельным клапаном 4, отрегулированным на
давление 12 кг/см2. Пройдя радиатор, масло
попадает в фильтр 5. Далее масло поступает
в основную магистраль и оттуда расходится
на смазку всех узлов двигателя. Из картера
масло откачивается двумя насосами 6 и 7.
Характерной особенностью системы является
почти полное отсутствие трубопроводов.
Основные каналы для масла просверлены не-
посредственно в теле блок-картера. Масляный
бак смонтирован на двигателе. На схеме
фиг. 33 оси коромысел и кулачковых валиков
обозначены 8 и 9. Скользящая муфта 10 обес-
печивает подвод масла к коленчатому валу,
работающему на роликовых подшипни-
ках 11.
На фиг. 34 представлена схема смазки рас-
пределительных механизмов (левого и пра-
вого).
ступ-3,381)
Пступ-Шп
1,3п
Фиг. 32. Схема передач к отдельным механизмам и агре-
гатам двигателя Майбах HL-230: / — коленчатый вал;
2 — валик привода масляного насоса; 3 — валик привода
генератора; 4 — распределительный валик правого блока;
5—распределительный валик левого блока; 6—валик
привода вентиляторов; 7 — валики привода магнето;
8—блок шестерён (перебор привода вентиляторов);
9 — передвижная шестерня с кулачками; 10 — валик при-
вода водяного насоса и регулятора; 11 к 12 — паразитные
шестерни.
Система охлаждения двигателя жидкост-
ная, с принудительной циркуляцией (фиг. 35).
В танке смонтированы четыре трубчатых водя-
ных радиатора /, соединённых по два после-
довательно, два вентилятора 2 и центробеж-
ный насос 3, к которому вода подводится из
водяных радиаторов, предварительно пройдя
специальный водо-масляный радиатор 4. Из

ГЛ. IV]
КАРБЮРАТОРНЫЙ ДВИГАТЕЛЬ МАЙБАХ
217
головок блоков вода отводится в радиаторы.
В систему охлаждения включены нагреватель-
ный котёл 5 и перекрывные краны 7 для под-
ключения передвижного обогревателя. Водяной
нагревательный котёл, установленный в танке,
обогревается паяльной лампой 6. При обогреве
двигателя от нагревательного котла поставлен-
ная между патрубками 7 заслонка 8 позволяет
- = ^^_ т т т т
5 / 3
Фиг. 33. Схема смазки двигателя Майбах HL
перекрыть доступ воды из головок двигателя
в радиаторы. Обогрев двигателя от передвиж-
ного котла может быть осуществлён при под-
ключении последнего к патрубкам 7. Харак-
терной особенностью системы является также
весьма короткий путь охлаждающего воздуха.
Воздух засасывается через жалюзи, располо-
женные сбоку радиатора, и, пройдя радиатор,
выбрасывается вентилятором вверх. В систему
охлаждения включён расширительный бачок 9.
Полная изоляция моторного отделения от
потока охлаждающего воздуха исключает воз-
можность пожара от бутылок с зажигательной
смесью, поскольку исключается возможность
засоса пламени к двигателю. Вентиляторы
имеют привод от двигателя через двух-
ступенчатый редуктор 4 (фиг. 30) с фрикцион-
ной сцепной муфтой 5. Высшая передача ре-
дуктора включается только в жаркое время
года. Фрикционная муфта необходима для от-
ключения вентиляторов при подводном хо-
ждении, к которому приспособлены танки T-V
и T-VI. Применение перемены передач к вен-
тиляторам, изоляция воздушных потоков от
моторного отсека, использование нагреватель-
ных устройств для облегчения запуска заслу-
живают внимания наших конструкторов.
Система питания двигателя состоит из
специально сконструированных для него че-
тырёх карбюраторов Солекс, модель 52EF1,
четырёх спаренных топливоподкачивающих
насосов диафрагменного типа и пускового
топливоподкачивающего насоса, который перед
пуском приводится в движение электромотором.
Топливо из баков по трубкам подводится к
диафрагменным насосам, откуда оно нагне-
тается в поплавковые камеры карбюраторов.
Диафрагменные насосы имеют помимо меха-
нического привода также привод для ручной
подкачки топлива. Для облегчения запуска в
холодное время имеется специальный бачок
для пускового топлива (смесь особо легко
испаряющегося бензина и 10°/0 масла);
в бачке смонтирован ручной насос. Этим насо-
сом производится впрыск пускового топлива
через форсунки во всасывающий трубопровод
двигателя. Засос воздуха к карбюраторам
производится через три воздухоочистителя
инерционно-масляного типа, укре-
плённых на общем коллекторе.
""""* Максимальные числа оборотов
ограничиваются при помощи цен-
тробежного регулятора, воздей-
ствующего, независимо от води-
теля, на дополнительные заслон-
ки, смонтированные во всасы-
вающих трубопроводах.
Карбюратор Солекс трёхсек-
ционный, с падающим потоком,
с коррекцией воздушной смеси
по принципу воздушного тормо-
жения. Секции карбюратора де-
лятся на пусковую, эксплоата-
ционную и мощностную. Схема
карбюратора приведена на фиг. 36.
Пусковая секция служит только
для запуска двигателя, эксплоа-
тационная секция обеспечивает
работу двигателя на малых и
-230. средних нагрузках. На режиме
больших мощностей включается
мощностная секция карбюратора.
Только тогда, когда дроссельная заслонка
эксплоатационной секции полностью откроет-
ся, происходит включение мощностной
секции карбюратора. Эксплоатационная и
мощностная секции имеют самостоятельные
поплавковые камеры, диффузоры и дроссель-
ные заслонки.
Пусковая секция включается водителем в
момент запуска двигателя и представляет со-
Фиг. 34. Схема смазки распределительных механизмов
левой и правой головок: 1 — оси коромысел; 2 левый
и правый кулачковые валики.
бою дополнительный карбюратор, конструк-
тивно объединённый с главным карбюрато-
ром. Основными частями пускового устрой-
ства являются: золотник Д автоматический
воздушный клапан 2, соединяющий смеситель-
ную камеру с атмосферой, и топливный коло-
дец 3 с введённой в него трубкой 4. При ра-
боте пусковой секции дроссельные заслонки
двух остальных секций полностьюзакрываются.
При запуске двигателя водитель с помощью
рычагов обеспечивает подъём золотника 1.
При запуске двигателя в процессе проворачи-
вания создаётся разрежение в пространстве
ниже дроссельных заслонок. Под действием

218
КОНСТРУКТИВНАЯ КОМПОНОВКА ТАНКОВЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ
[РАЗД. IV
этого разрежения топливо, находящееся в
колодце 3, поступает в центральную трубку.
В трубке топливо смешивается с воздухом,
•Фиг. 35. Схема системы охлаждения двигателя Майбах
в танке.
и в смесительную камеру 5 поступает уже
топливная эмульсия. Дальнейшее смешение с
воздухом, проходящим через автоматический
клапан 2, происходит непосредственно в са-
душному жиклеру. Работа эксплоатационной
секции заключается в следующем: бензин из
поплавковой камеры 7 через главный жиклер 8
поступает в колодец 9. В колодце имеется
центральная трубка 10 с отверстиями и воз-
душный жиклер //, сообщающий полость
трубки с атмосферой. Воздух, проходя через
воздушный жиклер и отверстия в трубке,
смешивается с топливом и в виде эмульсии
поступает в камеру диффузора 12, где сме-
шивается с основным потоком воздуха. Нали-
чие центральной трубки с отверстиями позво-
ляет поддерживать постоянство состава смеси
при работе на различных эксплоатационных
режимах. При возрастании чисел оборотов
увеличивается разрежение в смесительной
камере, что в свою очередь увеличивает
расход топлива через жиклер. При этом рас-
ход топлива увеличивается быстрее, чем рас-
ход воздуха. Это может привести к переобо-
гащению горючей смеси при повышении обо-
ротов. Однако в этом случае уровень топлива
в колодце начинает падать, в силу того, что
расход топлива через распылительный диффу-
зор 13 больше расхода топлива через глав-
ный жиклер 8. Вследствие этого отверстия
трубки обнажаются, и воздух, поступающий
через них в колодец 9, уменьшает разрежение
над жиклером 8 и, следовательно, устраняет
излишний расход топлива через жиклер. Та-
ким образом обеспечивается поддержание
постоянства качества смеси на всех режимах
при средних нагрузках. Мощностная секция
Подвод
Мощностная секция
12 Ю 8
Зксппоатаиионная секция
Фиг. 36» Схема карбюратора Солекс, установленного на двигателе Майбах.
мой смесительной камере. Топливная эмуль-
сия, по составу являющаяся богатой смесью,
поступает в цилиндры через отверстие у зо-
лотника. После запуска двигателя золотник
закрывается, и дальнейшую работу двигателя
обеспечивает эксплоатационная секция.
Эксплоатационная секция карбюратора
. имеет дополнительную систему холостого
хода, питающую двигатель при работе его на
малых оборотах; регулируется винтом 6, пе-
рекрывающим доступ воздуха к топливовоз-
по устройству и принципу работы не отли-
чается от эксплоатационной секции. Размеры
главных жиклеров эксплоатационной и мощ-
ностной секций обеспечивают при их одно-
временной работе слегка обогащенный состав
смеси для получения максимальной мощности.
Подвеска двигателя. Двигатель монти-
руется в танке на двух упругих опорах, пред-
ставляющих собой толстые резиновые коль-
ца, заключённые в наружные стальные
обоймы.

Глава V
СМЕСЕОБРАЗОВАНИЕ В ДВИГАТЕЛЯХ
ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ
СМЕСЕОБРАЗОВАНИЕ КАРБЮРАТОРНЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ
И КАРБЮРАТОРЫ
ОСНОВНЫЕ ТРЕБОВАНИЯ
К КАРБЮРАТОРАМ
Приборы, в которых начинаются процессы
смесеобразования в двигателях, работающих
по циклу Отто, носят название карбюраторов.
Для каждого режима работы двигателя кар-
бюратор должен обеспечить наивыгод-
нейшие составы смеси. Основные ре-
жимы работы карбюратора:
а) пусковой, обеспечивает лёгкий пуск
двигателя и характеризуется богатой смесью;
б) экономичный, обеспечивает наибо-
лее экономную работу двигателя при неполных
его нагрузках (в большинстве случаев смесь
с некоторым избытком воздуха); экономичная
смесь не имеет постоянного состава, так как
зависит от нагрузки и в меньшей степени —от
скоростного режима работы двигателя;
в) мощностной, обеспечивает наиболь-
шую мощность двигателя (смесь несколько
обогащенная), но даёт некоторое неизбежное
снижение экономичности. Использование мощ-
ностных смесей рационально только при пол-
ных нагрузках двигателя.
Экономичные и мощности ые го-
рючие смеси характеризуются коэфициентом
избытка воздуха а. Соответственно различают
экономичные и мощностные расходы топлива,
измеряемые в кг\час.
Экономичные и мощностные горючие смеси
и расходы топлива определяют путём стендо-
вых испытаний двигателя, для чего снимают
регулировочные характеристики по расходу
топлива. Одна регулировочная характеристика
соответствует одному определённому режиму
работы двигателя и потому снимается на по-
стоянном числе оборотов при постоянном по-
ложении дросселя. Регулировочная характери-
стика двигателя ГАЗ-М по опытам МАДИ
приведена на фиг. 1, где, помимо кривых
мощности и удельных расходов топлива,
представлены кривые максимальных давле-
ний цикла и продолжительности сгорания
смеси. Экономичная и мощностная смеси
характеризуются соответственно <х= 1,12 и 0,9
и расходом топлива 4,0 и 5,0 кг/час. Для
определения наивыгоднейшей характеристики
карбюратора необходимо снять ряд регу-
лировочных характеристик при разных
нагрузках и числах оборотов двигателя.
Из каждой характеристики берут две точки
расходов или смесей, соответствующих наивы-
годнейшим экономичным и мощностным пока-
зателям двигателя.
Экономическая
3.0
V W 0,9 OS 0,7 а
Мощностнаю
/ смесь
40
ротаКри-
Зошипа
Ж
-SO"
-40°
5.0 6.0 7.0 б/фв
4ИЗ tf 1,1 (ff 0$ 0,8 0/ а
Фиг. 1. Регулировочная характеристика двигателя М-1:
я=:800 об/мин. Ьрд . =265 -ил вод. ст. [10].

220
СМЕСЕОБРАЗОВАНИЕ В ДВИГАТЕЛЯХ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ
[РАЗД. IV
Наивыгоднейшая характеристика к а р б го-
ра тора М-1, по опытам МАДИ, приведена
на фиг. 2. По горизонтали отложены разре-
жения в диффузоре карбюратора, а по
вертикали расходы топлива: экономичные —
при неполных нагрузках двигателя и мощно-
Скг/чк
Фиг. 2. Наивыгоднейшая характеристика карбюратора
двигателя М-1.
стные — при полном открытии дросселя. Зави-
симость между числами оборотов двигателя,
открытием дросселя, разрежением в диффузоре
карбюратора и всасывающих патрубках пока-
зана на фиг. 3.
Анализ наивыгоднейшей характеристики
карбюратора показывает, что при возрастании
разрежений в диффузоре следует обеднять го-
рючую смесь. Это объясняется ббльшими за-
вихрениями свежей смеси и меньшими отно-
1000 лрцифМмвод.01}.
Фиг. 3. Зависимость между числами оборотов, открытием
дросселя и разрежением в карбюраторе.
сительными количествами остаточных газов,
способствующими более быстрому сгоранию
горючей смеси.
При постоянстве разрежений в диффузоре,
но повышенном числе оборотов вала двига-
теля, необходимо обогащение горючей смеси,
что объясняется меньшими открытиями дрос-
селя и, следовательно, ббльшими относитель-
ными количествами остаточных газов. Послед-
ние замедляют скорость сгорания, для восста-
новления которой желательно некоторое обо-
гащение горючей смеси. При соблюдении наи-
выгоднейшей характеристики карбюратора
эксплоатация автомобильного двигателя осу-
ществляется при наименьших расходах горю-
чего. Во избежание снижения мощности при
полных открытиях дросселя необходимо пере-
ходить на мощностные горючее смеси, не-
смотря на некоторое понижение экономичности.
Однородность смеси. В современных
авто-тракторных двигателях время на процессы
смесеобразования крайне ограничено. Хорошо
перемешанные однородные смеси сгорают наи-
более быстро, обеспечивая наивысшую эко-
номичность.
Сухость смеси. При введении в цилиндры
двигателя сырых горючих смесей резко уве-
личивается разжижение картерных масел, за-
медляется процесс сгорания и повышается
склонность топлива к детонации, поэтому же-
лательно иметь смеси с возможно более вы-
соким паросодержанием.
ХАРАКТЕРИСТИКА ОДНОЖИКЛЕРНОГО
КАРБЮРАТОРА
Схема одножиклерного карбюратора.
Топливо, идущее в карбюратор (фиг. 4), по-
ступает в камеру постоянного уровня / (по-
плавковую). По мере её заполнения поплавок 2
всплывает, перемещая игольчатый запорный
клапан 3. Из поплавковой камеры топливо че-
Фиг. 4. Схема одножиклерного карбюратора.
рез калиброванное отверстие 4 поступает в
распылитель 5 и далее в диффузор 6 и смеси-
тельную камеру 7. Дроссель 8 регулирует ко-
личество горючей смеси, идущей в цилиндры.
В карбюраторе происходят следующие про-
цессы: а) протекание воздуха через карбюра-
тор; б) истечение топлива из жиклеров; в) рас-
пыливание топлива; г) испарение топлива.
Протекание воздуха по карбюратору. При
расчётах и испытаниях карбюраторов количе-
ство проходящего воздуха определяют специ-
альными приборами или по разрежению у
стенки горловины диффузора. При сравни-
тельно больших открытиях дросселя именно
в этом месте наблюдаются наибольшая ско-
рость воздуха и наибольшее разрежение.
Зависимость между скоростью воздуха we3
и величиной разрежения в горловине диф-
фузора определяется уравнением:
'}вз= V-диф
k—i
- (^?) * J */сек.

ГЛ. V]
СМЕСЕОБРАЗОВАНИЕ В КАРБЮРАТОРНЫХ ДВИГАТЕЛЯХ И КАРБЮРАТОРЫ
221
где рдиф — коэфициент истечения диффузора,
учитывающий сопротивление его и воздуш-
ного патрубка карбюратора; k — показатель
адиабаты расширения протекающего воздуха;
рд — давление в диффузоре; р0—давление окру-
жающей среды; Vq — удельный объём воздуха
при температуре и давлении окружающей
среды.
По найденной скорости определяют весовой
расход воздуха по уравнению:
цилиндра двигателя. Так как в то же время
/
где Fdu(p — площадь диффузора.
С небольшой погрешностью обычно поль-
зуются уравнениями, выведенными для не-
сжимаемой жидкости.
Для скорости:
= Рдифу
1
— м/сек.
Тез
Для часового расхода:
<?« = Рдифрдиф У 2?-ДД,Я0.ТГ„-36ОО «Фас,
где &Рдиф ~~ разрежение в горловине диффу-
зора в мм вод. ст.
В последних двух уравнениях коэфициент
истечения, помимо ранее упомянутых сопро-
тивлений, должен также учитывать неточности
при подсчёте скоростей и расходов по упро-
щённым формулам. Коэфициент истечения воз-
духа на широком диапазоне изменения разре-
жений остаётся величиной почти постоянной
(фиг. 5).
Величина разрежений в разных точках гор-
ловины диффузора при неизменяемом режиме
работы двигателя не остаётся постоянной
Щ
д/5
200 400
Фиг. 5. Зависимость коэфициента истечения
от разрежения в карбюраторе М-1 [10].
вследствие введения бензина в поток воздуха
и изменений направления движения воздуха
в диффузоре. Наименьшие скорости и разре-
жения наблюдаются на геометрической оси
диффузора в непосредственной близости жи-
клеров. По мере приближения к периферии
горловины диффузора скорости и разрежения
увеличиваются (фиг. 6). Величины коэфициен-
тов истечения диффузоров [л=0,75—0,92.
С увеличением числа оборотов п двигателя
возрастает скорость протекания воздуха через
диффузор
Fu S-n .
» т0 разрежение в диф-
фузоре Ьрдиф = А-п\ где А - постоянный ко-
эфициент. Следовательно, разрежение резко
возрастает с увеличением числа оборотов дви-
гателя [4].
Истечение топлива из жиклера. Меньшее
разрежение у распылителя по сравнению с дру-
гими точками горловины диффузора влияет на
истечение топлива. Скоро-
сти истечения топлива wm
из жиклера и соответствую-
щие расходы Gm прибли-
жённо определяют по урав-
нениям:
-(f) J-змо«,,«,.
t»m=4
'ж' — м\сек>
гДе Уж — коэфициент скорости.
'Чт • 3600 кфас,
где Рж-~-площадь калиброванного отверстия
жиклера; 1*-ж=Ут'в — коэфициент истечения
(или расхода) жиклера, учитывающий коэфи-
циент сжатия струи.
500-
4Ю-
мг
__ сек
200-
100-
Фиг. б. Эпюра разре-
жений в карбюраторе
двигателя ЗИС-5 [10].
3fi
2fi
W
\
Вода
/_
бензш,
\
\
0 10° 20° 30" 40° °C
Фиг. 7. Зависимость коэфи-
циента кинематической вязко-
сти от температуры для воды,
керосина и бензина.
Коэфициент истечения \ьж зависит от формы
жиклера, скорости и кинематической вязко-
сти вытекающей жидкости. С достаточной
степенью точности \ъж может быть определён
по уравнению:
V-ж*
где S — ход поршня; ^-площадь сечения

222
СМЕСЕОБРАЗОВАНИЕ В ДВИГАТЕЛЯХ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ
[РАЗД. IV
где S — коэфициент, учитывающий местные
сопротивления при входе жидкости в жиклер;
X — коэфициент трения, d — диаметр, / — длина
калиброванной части жиклера. При резком
переходе внутри жиклера от одного диаметра
к другому принимают ? = 0,5, а при плавном
переходе 5 = 0,3.
Коэфициент X для отверстий малого диа-
метра и малой длины может быть определён
по формуле:
. 100
1
где Re — число Рейнольдса, пропорциональное
скорости вытекающей жидкости, диаметру от-
верстия и обратно пропорциональное коэфи-
циенту кинематической вязкости v. Величины v
для крекинг-бензина, керосина и воды при
разных температурах (по опытам МАДИ) при-
ведены на фиг. 7 (см. также т. 1 гл. IV). На
фиг. 8 приведены кривые коэфициентов рас-
хода \хж жиклеров при разных напорах Н и
ч о опыт
, + Расчет
ft 4500мм Мет.
При — = 1 коэфициент сжатия струи е
0,97.
^=0,99
0,8-
07-
L
QS-
0.7-
f 10
-*- 0,99 H=WOO
0
0,8-
0,7-
Ю 1/4
Фиг. 8. Зависимость коэфициента истечения
от —- при различных разрежениях [10].
отношениях длины калиброванной части жик-
лера к его диаметру. Наибольшие значения \хж
при -¦ — 2. С увеличением —г- коэфициент \*.ж
уменьшается вследствие повышения трения
в жиклере. При уменьшении —г коэфициент
V-ж уменьшает своё значение вследствие появ-
ляющегося сжатия струи вытекающего топлива.
При дальнейшем уменьшении —г- понижается
значение е. Вследствие резкого сокращения цж
при уменьшении длин калиброванной части жи-
клера не рекомендуется делать последние слиш-
ком короткими. Современные жиклеры имеют
—г близкое к 2, так как в этом случае незна-
чительное изменение длины калиброванной
части жиклера (в пределах заводского допуска)
почти не оказывает влияния на его пропуск-
ную способность.
Для одного и того же жиклера и данного
сорта топлива величина \х.ж не остаётся посто-
янной, несколько увеличиваясь по мере воз-
растания скорости вытекающей жидкости
(фиг. 9).
OJS
07
US
/ =
Юмм
^—"
бензин
Чодо
,—¦—'
керосин
-
В. i
•0 ^ Л» Й27 <й?7 № ШммвоШ.
Фиг. 9. Зависимость коэфициента истечения от разреже-
ния для воды, керосина и бензина.
При аналитическом определении рж необ-
ходимо предварительно найти при заданном
напоре число Рейнольдса—Re и по нему при-
ближённый рж. Далее по найденной скорости
истечения находят соответствующее ей Re и
окончательное значение \у.ж.
В табл. I приводятся величины \>.ж, опреде-
лённые аналитически и опытным путем.
Таблица 1
Коэфициенты истечения жиклера
юд.
о.
о as
w "^
IOO
аоо
4оо
боо
IOOO
1500
ТОО
2ОО
400
боо
IOOO
1500
Отношение длины жиклера к диаметру
12
0,56
o,6i
0,63
0,665
0,710
0,725
о,57
0,61
0,65
0,68
0,705
0,725
9
6
По данным
0,63
о,665
0,695
о, 73°
о>732
о,7б5
o,6i
0,645
0,685
0,706
о,73
о,745
0,70
о,73
о,77
0,78
о,79
3
1
проливки
о,73
0,76
0,78
о,8о
о,79
о^8о
Расчётные
о,6б
0,69
о, 72
о,74
°,7б
о,777
о,73
о, 745
°,77
O.775
0,785
о,79о
о, 72
о, 75
о,77
о,79
о, 795
о, 795
0,78
°,79
о,795
о,8оо
о,8о5
о,8оэ
*i,
•&? 0
_
—
—
—
—
—
o,9i
0,96
о,97
0,98
о,99
о,99

ГЛ. V]
СМЕСЕОБРАЗОВАНИЕ В КАРБЮРАТОРНЫХ ДВИГАТЕЛЯХ И КАРБЮРАТОРЫ
223
Усилие, под действием которого фонтани-
рует топливо из жиклера, складывается из
разрежения и отсасывающего действия воздуш-
ного потока у кромки жиклера. При опреде-
лении разрежения следует учитывать отстава-
ние скоростей воздушного потока около жи-
клера. Для карбюратора М-1 зависимости
между разрежениями у жиклера и у стенки
диффузора приведены на фиг. 10 и в табл. 2.
Ар*.
мм
Ыт.
юпо
ш
ш
400
200
п
/
/
S
г
У*
200 400 BOO 800 1000
Зависимость между разреж
и у стенки диффузора для карбюратора М-1 [10].
Фиг. 10. Зависимость между разрежением у жиклера
При разрежениях в диффузоре менее
1000 мм вод. ст. производительность опреде-
ляется по уравнению:
Gm - Рж'РжУ 2g0№рдаф1т-Ш) кг/час.
Таблица 2
Зависимость между разрежениями у распылителя
и в диффузоре
ЬРж
*Рж
*Рдаф
2ОО
15о
о.75
4оо
Зоо
O-75
боо
450
о. 75
8оо
59O
о,74
IOOO
73O
о,73
I2OO
870
о, 72
1400
IOOO
о>71
i6oo
IIOO
0,69
Распыливание топлива. Работа, расходуе-
мая на распыливание, N = <*nHF, где апн — ко-
эфициент поверхностного натяжения в дин/см
(см. ЭСМ т. 1, гл. V, табл. 33). С увеличением
температуры аПН уменьшается и качество рас-
пыливания улучшается.
Если вес топлива—gm кг; вес 1 шарика рас-
пылённого топлива — gm', число шариков — /;
диаметр — d; удельный вес топлива — f/га"> по-
верхность шариков топлива—F,
то
ёш
; F = Ш2 =
Чт-d'
Считая, что распыл совершается за счёт
энергии протекающего через карбюратор воз-
духа (со скоростью we3), работа распыла опре-
делится по формуле
л/ _ W«
2^ Гвз *
где g — ускорение свободного падения, тогда
2^ Тез = *ntiF = «г
откуда диаметр шарика распылённого топлива
d
wt
т. е. качество распыливания улучшается (раз-
меры капель шариков уменьшаются): а) с уве-
личением разрежения в диффузоре Ар; б) с
уменьшением поверхностного натяжения (т. е,
с повышением температуры); в) с увеличе-
нием числа оборотов (ввиду возрастания Ар).
Испарение топлива в карбюраторе. За-
висимость скрытой теплоты испарения топлива
от его характеристик приведена в табл. 3.
Таблица 3
Скрытая теплота испарения г топлив
Наименование
топлив
Лёгкий бензин . .
Бензин
Бензин
Лигроин
Керосин
Спирт этиловый .
Удельный
вес при
15° С
0,698
о.743
0,76а
о,797
0,813
0,80
Средняя
темпера-
тура кипе-
ния в °С
72.8
9з,з
1оо,7
155.7
175,5
78,5
Скрытая
теплота
испарения г
в ккал/кг
75.о
68,з
66,6
53.6
51.6
240,0
При проходе смеси по карбюратору и
всасывающим трубам необходимая для испа-
рения скрытая теплота заимствуется от воздуха
и частично от всасывающих труб (если они
снабжены подогревательным устройством).
При отсутствии теплообмена между стен-
ками и смесью понижение температуры при
испарении топлива может быть определено по
уравнениям:
= t0- tCM ==
Из приведённого уравнения следует, что
с увеличением скрытой теплоты испарения г,
повышением паросодержания х и обогащением
рабочей смеси увеличивается понижение тем-
пературы при испарении топлива. Для бензи-
но-воздушных и спирто-воздушных смесей
понижение температуры при испарении соста-
вляет соответственно 17° и 95° С.
Парциальные давления паров топлива.
Принимая, что пары топлива в рабочей смеси
подчиняются характеристическому уравнению,
определяем их парциальные давления pn m
по соотношению:
Pn. m~ Рем*
28,95
где рсм—давление горючей смеси; /q — теоре-
тически необходимое количество воздуха;
mn m — кажущийся молекулярный вес паров
топлива; х — паросодержание горючей смесц
28,95 — кажущийся молекулярный вес воздуха.

224
СМЕСЕОБРАЗОВАНИЕ В ДВИГАТЕЛЯХ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ
[РАЗД. IV
Для бензино-воздушной смеси (принимая ка-
жущийся молекулярный вес бензина ПО)
получаем:
поступающего в карбюратор,
следующим уравнением:
Рп. т =
_ Рем
1 + 15-
ПО
28,95
Рем
60
т. е. давление паров бензина в смеси соста-
вляет около 7бо от давления смеси.
Упругость паров топлива. В карбюраторе
и всасывающих трубах двигателя происходит
изменение агрегатного состояния топлива,
в процессе которого жидкость полностью или
частично переходит в парообразное состояние.
Температура парообразования ts зависит от
физико химических свойств топлива и давле-
ния. В процессе парообразования происходят
одновременно испарение и конденсация.
Насыщенные пары обладают определённой
упругостью или давлением, зависящим от темпе-
ратуры. Упругость паров ¦ моторных топлив
при разных температурах дана в табл. 4.
Таблица 4
Упругость насыщенных паров топлив в мм рт. ст.
в зависимости от температуры *
(по Ирисову) [4]
Темпе-
ратура
в СС
о
IO
2О.
Зо
4о
5О
6о
7О
8о
Темпе-
ратура
и °Г
а V-»
бо
75
IOO
но
I3O
I5O
Бензины
авиационный
бакин-
ский
S3
144
154
2IO
283
377
512
636
89а
гроз-
ненский
132
15б
188
2бб
372
5J2
666
848
—
авто
гроз-
ненский
4°
5°
7о
93
13б
i8o
248
329
432
крекинг
6о
84
io8
144
197
276
388
533
7IO
Бензол
авиа-
цион-
ный
44
6о
86
I2O
176
250
34б
464
62O
Керосин
бакинский
выкипает
ЗО''/о до 200°
lOO'/o ДО 315°
5°
66
I2O
155
25°
415
выкипает 8,5°/0
до 200°
выкипает 100%
до 300°
37
4б
7°
83
131
2O4
грознен-
ский
Начало ки-
пения при
202° С, ко-
нец кипе-
ния 310° С
28
34
49
59
86
139
* Отношение жидкой фазы к паровой 1 :4.
Определение минимальной температуры
воздуха, поступающего в карбюратор.
Определив по ранее указанной формуле пар-
циальные давления паров топлив, по таблицам
упругостей можно найти температуру их насы-
щения ts. Температура в карбюраторе при
работе на данном сорте топлива не должна
опускаться ниже температуры насыщения во
избежание конденсации и поступления в ци-
линдры двигателя жидкого топлива. Учитывая
понижение температуры при испарении то-
плива Д/, минимальную температуру воздуха,
t0 определяют
Следует отметить, что термин „минимальная
температура воздуха, поступающего в карбю-
ратор1, следует понимать условно, так как
в большинстве конструкций карбюраторов по-
ступающий воздух имеет температуру окру-
жающей среды, а процесс подогрева проис-
ходит позднее, для чего предусматривается
специальный подогрев всасывающей трубы.
Испарение топлива в карбюраторе. При
больших скоростях турбулентно движущегося
потока горючей смеси по всасывающему тру-
бопроводу скорость испарения будет зависеть
от конвекционных токов и количества вихрей.
Процесс испарения в карбюратора и трубах
начинается с капель топлива, взвешенных
в воздухе. Но одновременно с этим значи-
тельная часть капель оседает на стенках тру-
бопровода, образуя плёнку движущегося
жидкого топлива. Скорость движения послед-
ней по полированному трубопроводу (по опы-
там А. С. Ирисова и В. Фомина) в 50 раз
меньше скорости воздушного потока. В пере-
численных условиях с увеличением скорости
отвода образовавшихся паров от жидкости
испарение будет увеличиваться. Вследствие
этого испарение топлива будет зависеть от
скорости движущегося воздуха. Согласно
Опытам А. С. Ирисова процент испарившегося
топлива увеличивается с увеличением ско-
рости воздушного потока и температуры
(см. табл. 5 и 6).
Таблица 5
Динамическая испаряемость топлив
при 30° С и а = 1.0
Топливо
Грозненский авиабензин . •
Грозненский автобензин2-го
сорта
Грозненский крекинг-бензин
Бакинский бензин 2-го сор-
та
Бакинский крекинг-бензин .
Грозненский лигроин ....
Бакинский лигроин
Авиабензол
Скорость потока
10 м\сек
40 м\сек
% испарившегося
топлива
7i
46
57
67
1б
25
59
95
66
°9
89
6р
37
41
83
Таблица 6
Весовые проценты испарившейся части топлива *
Топливо
Бакинское:
бензин
крекинг-бензин . .
Грозненское:
бензин 2-го сорта .
крекинг-бензин . .
Удель-
ный
вес
°>75о
о. 745
°»737
о,747
Количество испарив-
шегося топлива в ве-
совых процентах при
температуре смеси
0°С
59,5
52,о
42,О
15"' С
74-о
б2,5
6о,о
5i/>
30° С
88,о
75*°
69,0
59;5
* Скорость потока 40 м1сек; а=1,0.

ГЛ. V]
СМЕСЕОБРАЗОВАНИЕ В КАРБЮРАТОРНЫХ ДВИГАТЕЛЯХ И КАРБЮРАТОРЫ
225
Подогрев значительно способствует испа-
рению топлива, поступающего в цилиндры
двигателя. Согласно опытным данным при
температуре смеси 20, 30 и 40° С паросодер-
жание составляет соответственно 50, 75 и 92%.
Низкое паросодержание ведёт к понижению
экономичности двигателя и разжижению кар-
терного масла [4, 12].
Эмульсирование топлива. Для повышения
паросодержания во многих конструкциях кар-
бюраторов в топливные каналы впускается
воздух. Вследствие этого в смесительную
камеру через распылитель поступает не жидкое
топливо, а эмульсия, состоящая из мель-
чайших капелек топлива, перемешанных
с воздухом. При эмульсировании из распыли-
теля вытекает серая парообразная масса, хо-
рошо перемешивающаяся с воздухом, в ре-
зультате чего стенки всасывающего трубо-
провода делаются более сухими. Регулировоч-
ные характеристики, снятые с двигателя ГАЗ,
при эмульсировании топлива в карбюраторе
и без него показали, что эмульсирование
оказывается наиболее эффективным при низ-
ких температурах стенок цилиндра и при
использовании экономичных смесей.
Введение воздуха в топливные каналы
влияет на характеристику карбюратора.
Принципиальные схемы карбюраторов
Одножиклерный карбюратор. Характе-
ристика одножиклерного карбюратора опреде-
лена опытным путём для главного жиклера
карбюратора М-1, причем замерялись расходы
воздуха и топлива. Результаты этих опытов
приведены на Фиг. Пив табл. 7 [4, 10, 12].
'о
Фиг. II. Характеристика одножиклерного карбюратора.
Вследствие отставания разрежений у жик-
лера и малого отношения -j качество смеси»
подаваемой одножиклерным карбюратором,
Таблица 7
Характеристика одножиклерного карбюратора
Разрежение
в диффузоре
в мм вод. ст.
IOO
2ОО
400
боо
8оо
IOOO
I2O0
1400
хбоо
. Расход
воздуха
в кг/час
5°
7i
IOI
124
143
1бО
175
i89
202
Расход
топлива
в кг/час
2,4
3,5
5,о
6,i
Ъ*
8.о
8,9
9,5
1О,2
Коэфициент
избытка воз-
духа
i
-
1.38
[.3<5
35
.35
t,35
1,34
t,33
t,32
1>ЗГ
при сравнительно широких изменениях ско-
рости воздушного потока остаётся почти без
изменения.
15 Том 10
При увеличении -j по мере возрастания
разрежений смесь обогащается (фиг. 12), что,
однако, имеет лишь принципиальное значение,
ибо подобные примеры встречаются как
исключение.
Одножиклерный карбюратор не в состоя-
нии обеспечить двигателю подачу экономич-
ной горючей смеси на всех режимах. При
малых разрежениях в диффузоре жела-
75Оммвод.ст.
Фиг. 12. Характеристика одножиклерного карбю-
ратора для различных — [10].
тельно обогащение смеси, а одножиклерный
карбюратор в этих условиях даёт некоторое
обеднение её. Вследствие этого приходится
отказываться от простейшей схемы кар-
бюратора и усложнять её для достижения
желаемого экономичного состава горючей
смеси. Кроме указанного, одножиклерный кар-
бюратор подаёт в смесительную камеру жидкое,
не эмульсированное топливо, что сопряжено
с неэкономной работой двигателя, особенно
недостаточно прогретого.
Карбюратор с понижением разрежения
в диффузоре (с добавочным воздухом).
Для выправления характеристики одножик-
лерного карбюратора в смесительной камере
(фиг. 13) размещают клапан /, прижимаемый
к своему седлу слабой пружиной 2. При не-
Фиг. 13. Карбюратор с понижением
разрежения в диффузоре.
больших скоростях воздуха разрежение за
диффузором 3 невелико. Вследствие этого
клапан 1 не поднимается, и весь воздух, по-
ступающий в двигатель, проходит через диф-
фузор со значительными скоростями, высасы-
вая через жиклер 4 и распылитель 5 количество

226
СМЕСЕОБРАЗОВАНИЕ В ДВИГАТЕЛЯХ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ
[РАЗД. IV
топлива, достаточное для образования эконо-
мичной рабочей смеси. На больших скоро-
стях воздуха, вследствие возросших разреже-
ний, клапан 1 поднимается, и часть воздуха
обходит диффузор. В результате этого не-
сколько медленнее нарастают разрежения
в диффузоре, препятствуя этим обогащению
смеси.
Карбюратор с понижением разрежения
у жиклера (с торможением топлива). Наи-
выгоднейший состав смеси может быть до-
стигнут впуском воздуха в топливные ка-
налы (фиг. 14). Воздух впускается между
топливным жиклером / (устанавливаемым у
поплавковой камеры) и распылителем 2. При
этом уменьшается разрежение у топливного
жиклера, и топливо через него вытекает
в меньших количествах, обедняя смесь по
мере возрастания разрежений. Для регулиро-
вания разрежений у топливного жиклера
дозируют количество впускаемого в каналы
тормозного воздуха, устанавливая для этой
Фиг. 14. Карбюратор с понижением разрежения
у жиклера.
цели специальный воздушный жиклер 3. Уве-
личение воздушного жиклера или уменьшение
топливного обедняет горючую смесь.
Расход топлива через жиклер определяют
по уравнению
+Н) -fa-3600 кг/час,
если известны разрежение в топливных кана-
лах &ркан, которое должно быть меньше раз-
режения в диффузоре карбюратора, и //—вы-
сота уровня бензина в топливной камере,
выраженная в мм вод. ст.
Карбюратор с компенсационным жикле-
ром обеспечивает требуемый состав смеси
при помощи двух жиклеров: главного и ком-
пенсационного, принцип действия которых
различен (фиг. 15).
Главный жиклер /, располагаемый в топлив-
ном канале или на распылителе, находится
под разрежением, имеющим место в середине
диффузора &рж, работает как жиклер одно-
жиклерного карбюратора. Расход топлива из
главного жиклера определяется по уравнению
Рж -Т/л* 3600 кг /час.
Компенсационный жиклер 2 располагают
между поплавковой камерой и компенсацион-
ным колодцем 3, через который в топливные
каналы проходит атмосферный воздух. Благо-
даря этому у жиклера 2 устанавливается ат-
мосферное давление или близкое к нему.
Фиг. 15. Карбюратор с компенсационным
жиклером.
Расход топлива через этот жиклер остаётся
почти постоянным, определяясь высотой то-
плива Н в поплавковой камере.
Расход через компенсационный жиклер
определяется по уравнению
кг/час.
где Н—должно быть выражено в мм вод. ст.
Расход через главный и компенсационный
жиклеры в карбюраторах этого типа приво-
дится (по опытным данным) в табл. 8 [10].
Таблица 8
Расход топлива в карбюраторе с компенсационным
жиклером
Разрежение
в диффузоре
в мм вод. ст.
IOO
2ОО
4оо
боо
8оо
IOOO
I2OO
1400
:6оо
Расход
воздуха
в
кг/час
5°
71
IOI
124
нз
l6o
J75
189
302
Расход топлива через
жиклеры в кг/час
глав-
ный
2,4
3.5
5,°
6,1
7.1
8,о
8,9
9.5
Ю,2
компен-
сацион-
ный
1,2
1,4
1,65
i,8o
1.85
1,9°
1.95
2,00
2.O5
суммар-
ный
3.6
4.9
6,65
7>9
8.95
9.9O
10,85
U.5
12.25
Коэфи-
циент
избыт-
ка воз-
духа
0,925
0,965
I.OI
I.O7
1,о8
1,о8
1,О9
i,°9
1,од
Наблюдаемое увеличение расходов через
компенсационный жиклер объясняется неко-
торым торможением воздуха, поступающего
в компенсационный колодец карбюраторов М-1.
ВСПОМОГАТЕЛЬНЫЕ УСТРОЙСТВА
КАРБЮРАТОРОВ
Жиклер холостого хода. На режимах
холостого хода дроссель прикрывается, и раз-
режение в диффузоре падает почти до нуля,
но одновременно возрастает до максимума,
в задроссельном пространстве. Вследствие
этого прекращается подача топлива через
основные жиклеры карбюратора. Для питания

ГЛ. V]
СМЕСЕОБРАЗОВАНИЕ В КАРБЮРАТОРНЫХ ДВИГАТЕЛЯХ И КАРБЮРАТОРЫ
227
двигателя на холостом ходу используют раз-
режение задроссельного пространства, дости-
гающее 5000 мм вод. ст. Для этого устана-
вливают жиклер холостого хода, кото-
рый сообщает задроссельное пространство
карбюратора с топливными каналами одного
из основных жиклеров (фиг. 16).
Минимальное открытие дросселя фикси-
руется упорным винтом, находящимся снаружи
карбюратора (на фиг. 16 не показан). На режи-
мах холостого хояа
дроссель близко
подходит к выход-
ному отверстию
каналов жиклера
холостого хода, ме-
ханически сбивая
разрежение в по-
следних. При по-
стоянном разреже-
нии за дросселем
в 460 мм рт. ст.
разрежение в ка-
налах в мм рт. ст.
в зависимости от
положения дроссе-
ля, определяемого
Фиг. 16. Схема устройства жи-
клера холостого хода.
оборотами упорного винта, характеризуется
следующими данными:
Обороты упорного винта дросселя 0,5 1,0 1,5 2,0
Разрежение в каналах холостого хода 12 17 24 45 мм
Жиклер холостого хода имеет диаметр
0,4—0,6 мм. Для регулирования количества
топлива, подаваемого через этот жиклер, уста-
навливают регулировочный винт (винт каче-
ства), открывая который в каналы впускают
большее количество воздуха, понижающего
разрежение у жиклера холостого хода и его
производительность. Максимальная произво-
дительность жиклера холостого хода не может
превышать производительности компенсацион-
ного жиклера.
Зависимость между расходами на холостом
ходу и величиной разрежений в топливных
каналах жиклера холостого хода двигателя
М-1 такова:
• Разрежение в кана-
лах жиклера холостого
хода в мм вод. ст.
Расход топлива на хо-
лостом ходу двигателя
М-1 в кг/час
120 140 160 180 200 220
0,5 0,6 0,7 0,8 0,9 1,0
Пусковые устройства карбюратора. При
запуске двигателя число оборотов вала неве-
лико, и разрежение- в карбюраторе почти
отсутствует. Незначительное количество то-
плива, вытекающего из жиклеров, осаждается
на стенках всасывающих труб, и смесь, по-
ступающая в цилиндры двигателя, выходит за
пределы воспламеняемости. Поэтому необхо-
димо резко обогатить рабочую смесь, для
чего в карбюраторах устанавливается специ-
альная воздушная заслонка, перекрывающая
приток воздуха. Таким образом, даже при
небольших оборотах вала двигателя, все жик-
леры карбюратора оказываются под значитель-
ным разрежением, подавая большие количества
топлива. Значительная часть вытекшего из
жиклеров топлива оседает на стенках всасы-
вающей трубы, но более лёгкие фракции всё
же достигают цилиндров двигателя, образуя
способную к воспламенению горючую смесь.
Воздушный дроссель, сильно обогащающий
смесь при запуске, должен использоваться
в течение очень короткого времени во избе-
жание переобогащения.
По опытным данным, рабочая смесь в кар-
бюраторе при запуске содержит 2,04-4,0 кг
воздуха на 1,0 кг бензина, что соответствует
коэфициенту избытка воздуха 0,13-*-0,26.
В некоторых конструкциях карбюраторов
взамен воздушной заслонки устанавливают
специальные пусковые жиклеры, подающие
топливо в задроссельное пространство. Упра-
вление воздушными заслонками и пусковыми
жиклерами производится с переднего щитка
автомобиля.
Насосы-ускорители и экономайзеры
Насос ы-у скорители. При резком
открытии дросселя в карбюраторе, всасываю-
щих трубах и цилиндрах двигателя происхо-
дит кратковременное обеднение горючей смеси
вследствие следующих одновременно происхо-
дящих явлений.
1. Возрастают разрежения во всех точках
диффузора, но не одинаково быстро по вре-
мени. По оси смесительной камеры и диффу-
зора, где смесь наиболее насыщена парами
топлива (т. е. обладает наибольшей плотностью),
разрежения возрастают медленнее. Так (по
опытам автора), при разрежении у жиклера
в 250 мм вод. ст. у стенки диффузора разре-
жение 350 мм вод. ст., а время нарастания
разрежений от 0 до указанных значений со-
ставляет соответственно 1С0 и 94%.
Следствием этого является отставание при-
роста количеств топлива, подаваемых жикле-
ром, от прироста количеств воздуха, прохо-
дящих через диффузор.
2. Уменьшаются разрежения во всасываю-
щих трубах, и испарение топлива затруд-
няется.
3. Во всасывающих трубах понижается
температура смеси вследствие больших коли-
честв поступающего воздуха и относительно
меньшего подогрева его.
При регулировках карбюратора на эконо-
мические смеси временное обеднение ведёт
к переобеднению горючей смеси, связанной
с сильным- снижением скорости горения, а
иногда отсутствием воспламенения. Последнее
может вызвать остановку двигателя.
Поэтому в конструкцию современных кар-
бюраторов включается* насос-ускори-
тель, временно обогащающий горючую смесь
при резких открытиях дросселя. Впрыск до
полнительного топлива, подаваемого насосом-
ускорителем, не должен быть слишком кратко-
временным, так как процессы увеличения
разрежений в диффузоре и особенно прогрев
всасывающих труб требуют определённого
времени.
Схема насоса-ускорителя представлена на
фиг. 17. При подъёме плунжера 3 топливо из
поплавковой камеры 1 через обратный кла-
пан 2 поступает в колодец плунжера 4. При
резком открытии дросселя опускается плун-
жер 3, выдавливая топливо через обратный
клапан 5 и жиклер насоса-ускорителя 6 в смеси-
тельную камеру карбюратора 7. Топливо, просо-

228
СМЕСЕОБРАЗОВАНИЕ В ДВИГАТЕЛЯХ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ
[РАЗД. IV
чившееся через неплотности плунжера, воз-
вращается в поплавковую камеру через слив-
ное отверстие 8. Поводок 9 при открытии
дросселя сжимает пружину 10. Последняя,
распрямляясь, постепенно выталкивает то-
Фиг. 17. Схема насоса-ускорителя.
лливо в жиклер 6. Этим достигается замедлен-
ный впрыск топлива.
Экономайзеры. Экономайзером назы-
вают приспособление карбюратора, позволя-
ющее сочетать экономичные расходы топлива
на прикрытых дросселях с мощностными на
полных. Различают экономайзеры с параллель-
аым и последовательным расположением жик-
леров.
Схема экономайзера с параллельным рас-
положением жиклеров представлена на фиг. 18.
В распылитель 1 топливо подводится по ка-
налу 2 из поплавковой камеры, предварительно
пройдя основной жиклер 3, пропускающий
Фиг. 18. Схема устройства
«кономайзера с параллель-
ным расположением жик-
леров.
Фиг. 19. Схема устройства
экономайзера с последова-
тельным расположением
жиклеров.
достаточное количество топлива для образо-
вания экономичной горючей смеси. Игла эконо-
майзера 4 прижимается пружиной к своему
седлу, перекрывая отверстие для прохода до-
полнительного топлива к распылителю. При
полностью открытом дросселе 6 поводок
поднимает иглу и дополнительное топливо через
жиклер мощности 5 присоединяется к топливу,
поступающему через основной жиклер,?. Про-
пускная способность жиклера мощности соста-
вляет 20—25A/о производительности основного
жиклера. Таким образом при работе на при-
крытых дросселях топливо подаётся только
через основной жиклер, а при открытых дрос-
селях — через оба жиклера.
Схема экономайзера с последовательными
жиклерами представлена на фиг. 19. При пол-
ностью открытом дросселе игла экономайзера
поднимается и топливо из поплавковой камеры
проходит в распылитель через основной жик-
лер 1, рассчитанный на проход достаточного
количества топлива для образования мощно-
стной горючей смеси. На прикрытых дросселях
игла экономайзера опускается, и топливо к
распылителю проходит через два последова-
тельно расположенных жиклера: экономиче-
ский 2 и основной /. Два последовательно
расположенных жиклера представляют большее
сопротивление для прохода топлива, нежели
один основной жиклер, вследствие чего рас-
ходы понижаются.
Проходное сечение экономического жиклера
больше главного. Пропускная способность двух
последовательно расположенных одинаковых
жиклеров составляет 70% [9, 10] от пропуск-
ной способности каждого жиклера. Вследствие
этого, ввиду установки двух одинаковых жикле-
ров в качестве основного и экономического при
переходе от смесей мощностных к экономиче-
ским расход топлива сокращался бы на 30%.
Целесообразное снижение расходов по данным
регулировочных характеристик составляет
20—25%. Таким образом необходимо эконо-
мический жиклер делать больше, нежели глав-
ный.
Расход топлива через экономический жик-
лер определяется следующим уравнением:
= tS« * tB
где ркан — давление в топливных каналах
между жиклерами экономическим и главным;
ро — давление окружающей среды.
Расход топлива через главный жиклер на
экономическом режиме:
У2?(Ркан—Рдиф)Чт кг/сек;
то же на режиме мощности:
°гл. м =
На основании приведённых уравнений сле-
дует, что экономический жиклер представляет
собою гидравлическое сопротивление, вклю-
чаемое в систему главного жиклера при не-
полных открытиях дросселя.
СОВРЕМЕННЫЕ КАРБЮРАТОРЫ
Классификация карбюраторов. По прин-
ципу действия различают: а) карбюра-
торы с понижением разрежения в диффузоре
(или с добавочным воздухом); б) с пониже-
нием разрежения у жиклера (или с торможением
топлива); в) с компенсационным жиклером.
По конструктивному оформлению разли-
чают карбюраторы следующих типов:

ГЛ. V]
СМЕСЕОБРАЗОВАНИЕ В КАРБЮРАТОРНЫХ ДВИГАТЕЛЯХ И КАРБЮРАТОРЫ
229
1) с поднимающимся потоком
(фиг. 20, а), располагающиеся несколько ниже
всасывающих клапанов; поток горючей смеси
под действием разрежения поднимается из
карбюратора к цилиндрам двигателя;
2) с падающим потоком (фиг. 20, б),
располагающиеся выше всасывающих клапа-
нов; поток горючей смеси силой тяжести и
под действием разрежения спускается из карбю-
ратора к цилиндрам двигателя (карбюраторы
с падающим потоком получают большое рас-
пространение ввиду более лёгкого доступа
при обслуживании. Эти карбюраторы обеспе-
резких открытиях дросселя плунжер 7 опу-
скается, выжимая топливо в течение очень
короткого времени через жиклер мощности 5
в смесительную камеру карбюратора. Возврату
топлива в поплавковую камеру при опускании
плунжера препятствует обратный клапан 8.
Обогащение смеси при запуске холодного
двигателя осуществляется поворотом воздуш-
ной заслонки 9.
На холостом ходу питание двигателя осу-
ществляется через жиклер холостого хода 3,
канал которого имеет два выхода в смеси-
тельную камеру карбюратора. Один из них
Фиг. 20. Схемы карбюраторов: а — с поднимающимся потоком; 6 — с падающим потоком;
в — с горизонтальным потоком.
чивают двигателю некоторое повышение коэ-
фициента наполнения);
3) с горизонтальным потоком
(фиг. 20, в), обычно укрепляются непосред-
ственно на блоках небольших двигателей со
стороны, противоположной клапанам.
В зависимости от сорта топлива
применяют карбюраторы, приспособленные для
работы на бензине для автомобильных двига-
телей; на керосине или ли-
гроине для тракторных дви-
гателей. В последнем случае
для испарения тяжёлых
фракций топлива необходи-
мы интенсивный подогрев
карбюратора и всасываю-
щих труб, то или иное при-
способление для запуска
двигателя на бензине, а для
понижения температур кон-
ца сжатия и, следовательно,
уменьшения интенсивности
детонации применяется вода.
Методы регулирования го-
рючей смеси в современных
карбюраторах представлены
в табл. 9.
Карбюратор МКЗ-6. На
автомобилях ЗИС-5 с 1938 г.
устанавливались карбюра-
торы МКЗ-6 (фиг. 21). При
работе под нагрузкой по-
дача топлива производится
через жиклеры главный / и компенсацион-
ный 2, регулируемые на экономическую
рабочую смесь. При полностью откры-
том дросселе через жиклер мощности 5
подаётся дополнительное топливо. Подача
топлива через жиклер мощности воз-
можна при опускании иглы экономайзера 6,
на которую воздействует плунжер 7, кинема-
тически связанный с осью дросселя. При
расположен выше, а другой ниже дросселя.
При сильно прикрытом дросселе смесь подса-
сывается через верхнее отверстие, а через
нижнее в каналы жиклера холостого хода по-
ступает воздух, уменьшающий в них разреже-
ние. При дальнейшем открытии дросселя под-
сос смеси производится через оба отверстия
в несколько больших количествах. Винт 4 слу-
жит для регулировки воздуха. Описанная кон-
Фиг. 21. Схема карбюратора МКЗ-6.
струкция обеспечивает более плавный переход
с холостого хода на нагрузку, вследствие чего
она получила в последнее время большое рас-
пространение.
РазмерьГ жиклеров карбюратора МКЗ-6
даны в табл. 10.
Помимо указанной заводской регулировка,
можно рекомендовать пропускную способность
главного жиклера в смв/мин зимой 185, летом

230
СМЕСЕОБРАЗОВАНИЕ В ДВИГАТЕЛЯХ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ
[РАЗД. IV
Регулирование горючей смеси в современных карбюраторах
Таблица 9
Карбюратор
фирма и марка
МКЗ
ККЗ
МКЗ
Картер
То же
•
-
Солекс
То же
Зенит
То же
Зенит
Форд
МКЗ-6
К-49
МКЗ-Л-3
ЕТТ-1
W1-515
Wa-539
BBR-1
35-RZFAIPO
YFFK
28AW-11
29
63AW 11-R
Устанавли-
вается на
автомобиле
ЗИС-5
ГАЗ-51
зис-по
Додж
WE-32
1,5 т
Шевроле
3/а 1,5 от
Виллис
Студебекер
Форд 8
1,5 т
То же
GMC
Додж aU m
.Интерна-
ционал*
Форд-2О8Т
Напра-
вление
потока
Восхо-
дящий
Пада-
ющий
То же
Пада-
ющий
То же
¦
п
»
-
Восхо-
дящий
То же
Распы-
ливание
Орди-
нарное
Двой-
ное
Трой-
ное
Орди-
нарное
Трой-
ное
Двой-
ное
Орди-
нарное
То же
-
Двой-
ное
То же
•
Орди-
нарное
Пусковое при-
способление
Воздушная
заслонка
Воздушная
заслонка с ав-
томатическим
воздушным
клапаном
Воздушная
заслонка, авто-
матически упра-
вляемая
Воздушная
заслонка с ав-
томатическим
клапаном
То же
-
»
Пусковым
карбюратором
То же
Воздушная за-
слонка с авто-
матическим
воздушным
клапаном
Воздушная
заслонка с
автоматическим
воздушным
клапаном
То же
•
Главное ком-
пенсирующее
устройство
Компенсаци-'
онный жиклер
Дополнитель-
ный жиклер
Переменное
сечение основ-
ного жиклера
Торможение
топлива
Переменное
сечение глав-
ного жиклера
То же
Торможение
топлива
То же
•
-
-
Вспомога-
тельный жик-
лер
Торможение
топлива
Приспособле-
ние для эконо-
мической и
мощностной
регулировки
Экономайзер
Экономайзер
с вакуумным
приводом
Переменное
сечение основ-
ного жиклера
Экономайзер
с вакуумным
приводом
Переменное
сечение глав-
ного жиклера
То же
Экономайзер
с вакуумным
приводом
Экономайзер
и насос диа-
фрагменного
типа с вакуум-
ным приводом
Изменением
давления в по-
плавковой ка-
мере
Экономайзер
с вакуумным
приводом
Ускоритель-
ный насос
Ускоритель-
ный насос с ме-
ханическим
приводом
То же
-
-
Экономайзер
с насосом
диафрагменно-
го типа с ва-
куумным при-
водом
Ускоритель-
ный насос с
механическим
приводом
Тв^же
Экономайзер и насос в одном
агрегате с вакуумным приво-
дом
То же
»
То же
5»

ГЛ. V]
СМЕСЕОБРАЗОВАНИЕ В КАРБЮРАТОРНЫХ ДВИГАТЕЛЯХ И КАРБЮРАТОРЫ
231
175, а компенсационного соответственно 290
и 275.
Карбюратор МКЗ-10 является модернизи-
рованной моделью МКЗ-6, выпускавшейся Мос-
ковским карбюраторным заводом для установки
на двигателях автомобиля ЗИС-5.
Таблица 10
Размеры жиклеров карбюратора МКЗ-6
Наименование
жиклеров
Главный ......
Компенсационный .
Жиклер мощности .
Пропускная
способность
в см31мин при
диаметре диф-
фузора
25 мм
2ОО
295
7о
27 мм
345
ЗЮ
«5
Диаметр жи-
клера в мм при
диаметре диф-
фузора
25 мм 27 мм
1,О
i>i5
0,65
1,2
о,8
1
Принципиальная схема карбюратора МКЗ-Ю
показана на фиг. 22.
Экономайзер карбюратора МКЗ-Ю имеет
пневматическое управление. Для осуществле-
ния последнего шток 1 плунжера экономай-
зера в своей верхней части соединяется с
поршеньком 2, который перемещается в не-
большом цилиндре. Верхняя часть этого ци-
Фиг. 22. Схема карбюратора МКЗ-10.
линдра сообщается каналом 3 с задроссельным
пространством, и при неполных открытиях
дросселя за счёт значительного разрежения
поршенёк, а следовательно, и шток вместе с
плунжером экономайзера поднимаются. При
этом клапан экономайзера 4 оказывается за-
крытым (так же, как у МКЗ-6), а жиклер
мощности выключенным. При полностью от-
крытом дросселе вследствие небольших раз-
режений в задроссельном пространстве пор-
шенёк 2, шток 1 и плунжер 6 под действием
пружины 5 опускаются, клапан экономайзера
открывается, и через жиклер мощности 7 идёт
подача дополнительного топлива в смеситель-
ную камеру карбюратора.
При пневматическом управлении эконо-
майзера отсутствуют рычаги и тяги, связы-
вающие ось дроссельной заслонки со штоком .
плунжера.
На воздушной заслонке карбюратора
МКЗ-10 установлен предохранительный кла-
пан 8, препятствующий переобогащению горю-
чей смеси запущенного двигателя.
В карбюраторе МКЗ-10 устанавливается
регулятор максимальных оборотов коленча-
того вала двигателя, конструктивно объеди- I
нённый с дросселем и отдельно представлен-
ный слева на фиг. 22. При нажатии на газовую
педаль кулачки 9, связанные с ней тягами,
поворачиваются против часовой стрелки. Про-
исходит открытие дросселя за счёт натяжения
пружины 11, укреплённой одним концом в
муфте 12, а другим — связанной в точке 13
с дросселем, имеющим своеобразную конфи-
гурацию, не показанную на основной схеме
карбюратора. При ослаблении нажатия на
педаль, управляющую дросселем, кулачки 9
поворачиваются по часовой стрелке, нажимают
на кулачки, связанные с осью дросселя 10,
в результате чего дроссель прикрывается,
преодолевая натяжение пружины.
При превышении определённых чисел обо-
ротов скоростной напор воздуха на скошен-
ную площадку 14 дросселя резко возрастает,
превышая силу натяжения пружины. В резуль-
тате этого дроссель поворачивается в сторону
закрытия независимо от положения педали.
Момент и интенсивность дей-
ствия регулятора максимальных
оборотов коленчатого вала двига-
теля определяются натяжением
пружины П. При поворачивании
фасонной гайки 15 натяжение пру-
жины 11 возрастает, вследствие
чего прикрытие дросселя за счёт
скоростного напора произойдёт
при ббльших числах оборотов.
При поворачивании муфты 12
изменяется количество рабочих
витков пружины, что изменяет
характеристику пружины.
Комбинируя поло-
жение фасонной гай-
ки 15 и муфты 12,
добиваются желае-
мого режима работы
регулятора и, следо-
вательно, ограниче-
ния скорости вра-
щения коленчатого
вала двигателя опре-
делёнными оборо-
тами.
Регулятор максимальных оборотов в экспло-
атационных условиях не должен подвергаться
регулировке. Детали регулятора, подвергаю-
щиеся регулировке, закрываются колпачком
и пломбируются на заводе, изготовляющем
карбюратор.
Вследствие усложнённой геометрической
формы дросселя, дающего большое сопроти-
вление протекающей горючей смеси, в кар-
бюраторе МКЗ-10 по сравнению с карбюра-
тором МКЗ-6 увеличены диаметр смеситель-

232
СМЕСЕОБРАЗОВАНИЕ В ДВИГАТЕЛЯХ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ
[РАЗД. IV
ной камеры и диффузора, а также пропускная
способность жиклеров, размеры- которых при-
ведены ниже:
Наименование
жиклере
Главный ь . . .
Компенсацион-
ный
Мощности . . .
Диаметр в мм
(приближённо)
1,3
1,6
1.1
Карбюратор МКЗ-ЛЗ с падающим потоком
устанавливают на двигателях легковых авто-
мобилей ЗИС-110. Сдвоенный карбюратор
МКЗ-ЛЗ монтируется на общей всасывающей
Теплый бозд(
Фиг. 23. Схема карбюратора МКЗ-ЛЗ.
трубе двигателя ЗИС-110; при этом обе сек-
ции карбюратора питают все цилиндры двига-
теля.
Принципиальная схема одной из секций
карбюратора МКЗ-ЛЗ представлена на
фиг. 23. Топливо из поплавковой камеры /
через основной топливный жиклер 2 проходит
в распылитель основного топливного жиклера 3.
Выходное отверстие последнего 4 располо-
жено в диффузоре 5, имеющем наименьшее
проходное сечение для воздуха. Помимо ука-
занного, в рассматриваемом карбюраторе
имеется ещё два диффузора 6 и 7 с большими
проходными сечениями. Для лучшего переме-
щения топлива и воздуха в распылителе основ-
ного топливного жиклера 3 через отверстие 8
вводится незначительное количество воздуха,
эмульсирующего вытекающее топливо.
Количество топлива, вытекающего через
основной топливный жиклер 2, определяется
площадью кольцевого пространства, образуе-
мого жиклером 2 и фасонной иглой 9, входя-
щей в отверстие упомянутого жиклера. По-
ложение фасонной иглы 9 относительно
жиклера 2 зависит от разрежения в задрос-
сельном пространстве, передающемся по ка-
налу 10 к плунжеру 11. При малых открытиях
дросселя и, следовательно, больших разреже-
ниях задроссельного пространства игла опу-
скается, уменьшая свободное проходное се-
чение. По мере открытия дросселя в резуль-
тате снижающегося разрежения в задроссель-
ном пространстве игла поднимается, открывая
максимальное проходное сечение при пол-
ностью открытых дросселях, когда необходим
переход от экономических смесей к мощно-
стным. Таким образом в рассматриваемой кон-
струкции экономайзер органически связан с
основной дозирующей системой. По принципу
действия этот экономайзер условно может
быть отнесён к числу экономайзеров с парал-
лельным включением жиклера мощности, хотя
таковой фактически отсутствует.
Для кратковременного обогащения горючей
смеси при резких открытиях дросселя в карбю-
раторе МКЗ-ЛЗ имеется специальный насос-
ускоритель 12 обычной конструкции, принцип
действия которого показан на схеме.
Для облегчения запуска холодного двига-
теля имеется воздушная заслонка, эксцен-
трично посаженная на своей оси и управля-
емая с помощью биметаллической спирали 13
и специального поршенька 14, полость цилиндра
которого сообщается каналом 15 с задроссель-
ным пространством. По мере прогрева дви-
гателя натяжение биметаллической спирали
ослабевает, и поршенёк 14 открывает воздуш-
ную заслонку, обеспечивая необходимое обед-
нение горючей смеси.
Рассматриваемый карбюратор снабжён до-
полнительным вспомогательным устройством,
препятствующим переобогащению смеси при
резком уменьшении открытий дросселя. По-
следнее достигается впуском воздуха через
клапан 16 в каналы основного топливного
жиклера.
Карбюратор К-23 с падающим потоком
устанавливали на шестицилиндровых двигате-
лях автомобилей ГАЗ-MI, выпускавшихся
Горьковским автомобильным заводом. Карбю-
ратор К-23, принципиальная схема которого
представлена на фиг. 24, работает по принципу
понижения разрежений у основного топлив-
ного жиклера.
Топливо из поплавковой камеры / посту-
пает к основному топливному жиклеру 2 и
Фиг. 24. Схема карбюратора К-23,
далее проходит в распылитель 3, выходное
отверстие которого расположено в диффузоре
малого диаметра 4. В распылитель 3 через
воздушный жиклер 5 подаётся воздух, при-
мешивающийся к топливу через несколько
отверстий небольшого диаметра, просверлён-
ных в теле распылителя. Впускаемый воздух
снижает разрежение у основного топливного

ГЛ. V)
СМЕСЕОБРАЗОВАНИЕ В КАРБЮРАТОРНЫХ ДВИГАТЕЛЯХ И КАРБЮРАТОРЫ
23S
жиклера и одновременно эмульсирует топливо,
повышая экономичность двигателя, особенно
недостаточно прогретого.
Жиклер холостого хода обычной конструк-
ции имеет два выходных отверстия в смеси-
тельную камеру карбюратора. Экономайзер и
насос-ускоритель конструктивно объединены
в одном узле. Экономайзер по принципу дей-
Фиг. 25. Схема карбюратора К-49.
ствия может быть отнесён к экономайзерам
с параллельным включением жиклера мощности
и механическим управлением. Для облегчения
запуска холодного двига-
теля имеется воздушная за-
слонка, снабжённая клапан-
ком, дозирующим количе-
ство воздуха, поступающего
в карбюратор при запуске.
Карбюратор К-49. На
двигателях грузовых авто-
мобилей ГАЗ-51 устанавли-
вают карбюраторы К-49,
принципиальная схема ко-
торых представлена на
фиг. 25.
Рассматриваемый карбю-
ратор имеет своеобразную
схему, резко отличающую-
ся от других карбюраторов
тем, что у него диффузор
имеет переменное сечение.
Последнее достигается уста-
новкой специальных упру-
гих пластин /, разгибаю-
щихся под действием воз-
душного напора. Топливо
из поплавковой камеры 2
проходит к двум жикле-
рам 3 и 4, из которых распылитель первого
выходит в широкий, а второй — в узкий диф-
фузор. Можно предположить, что при увели-
чении расходов воздуха производительность
первого жиклера будет увеличиваться более
резко, нежели второго, так как нарастание раз-
режений в диффузоре меньшего сечения будет
замедленным вследствие раскрытия пластин 2.
Производительность указанных жиклеров под-
бирается так, чтобы обеспечить питание дви-
гателя экономичной горючей смесью. При
полностью открытом дросселе необходимое
обогащение смеси достигается дополнительной
подачей топлива через жиклер мощности 5,
входящий в систему экономайзера с пневма-
тическим управлением. Насос-ускоритель кон-
структивно объединён с экономайзером, но
имеет отдельный жиклер 6. Система холостого
хода обычной конструкции с топливным жик-
лером 7 и винтом, регулирующим разрежение
в каналах.
В рассматриваемом карбюраторе имеется
регулятор максимальных оборотов вала двига-
теля, принцип действия которого аналогичен
регулятору карбюратора МКЗ-10, конструк-
тивно выполненный в виде дроссельной заслон-
ки, но имеющий ряд необходимых дополни-
тельных деталей. Запуск холодного двигателя
облегчается установкой специальной воздуш-
ной заслонки, снабжённой клапаном, регули-
рующим разрежения в карбюраторе при за-
пуске.
Карбюратор Форд, опрокинутого пр-
т о к а (фиг. 26), работает по принципу пони-
жения разрежений у жиклера (т. е. с тормо-
жением топлива). Карбюратор располагает
всеми дополнительными устройствами: жикле-
ром холостого хода, экономайзером с парал-
лельно расположенными жиклерами и пневма-
тическим приводом, насосом-ускорителем и
воздушной заслонкой для облегчения запуска
холодного двигателя, снабжённой предохра-
нительным клапаном, препятствующим пере-
обогащению горючей смеси. При повороте
воздушной заслонки дроссель карбюратора
несколько приоткрывается, так как специаль-
Фиг. 26. Карбюратор Форд.
ная тяга кинематически связывает две назван-
ные детали карбюратора. При уже заработав-
шем двигателе воздушная заслонка карбюра-
тора может самостоятельно повернуться, чем
устраняется переобогащение горючей смеси.
Последнее достигается установкой пружины,
управляющей движением воздушного дросселя.
Корпус карбюратора состоит из двух поло-
вин, отлитых под давлением.
Карбюратор Картер ЕТТ-1. На грузовых
автомобилях Додж установлен карбюратор

234
СМЕСЕОБРАЗОВАНИЕ В ДВИГАТЕЛЯХ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ
[РАЗД. IV
американской фирмы Картер (фиг. 27). Эконо-
мичный состав горючей смеси при работе
двигателя под нагрузкой достигается пониже-
нием разрежения у топливного жиклера. При
полностью открытом дросселе обогащение
смеси обеспечивается включением жиклера
мощности, работающего параллельно с основ-
ным топливным
жиклером. Для
обогащения смеси
при резком откры-
тии дросселя с по-
Фиг. 27. Карбюратор Картер ЕТТ-1.
мощью насоса-ускорителя впрыскивается до-
полнительное топливо. Для питания двигателя
на режимах холостого хода предусмотрен спе-
циальный жиклер холостого хода, а для за-
пуска холодного двигателя имеется воздушная
заслонка. Корпус карбюратора отливается под
давлением.
Карбюратор СТЗ для тракторных двигате-
лей устанавливался на тракторах СТЗ и ХТЗ.
Вследствие высокой температуры начала
кипения тракторного топлива A20° С для лиг-
роина и 160° С для керосина) в них полностью
отсутствуют пусковые фракции, и запуск хо-
лодных двигателей на указанных сортах то-
плив невозможен. Трудность испарения этих
топлив вызывает необходимость значительно
ббльшего подогрева всасывающих труб, чем
при работе на бензине. Малые октановые
числа лигроина и керосина заставляют приме-
нять на двигателях низкие степени сжатия или
использовать вспомогательные мероприятия.
Для запуска используют бензин и только
после прогрева двигателя переходят на более
тяжёлое топливо, поэтому на тракторе при-
ходится устанавливать два бака для горючего.
Для получения достаточного паросодержания
в систему всасывающих труб, а иногда и са-
мого карбюратора, вводится интенсивный по-
догрев от отработавших газов.
Для обеспечивания бездетонационной ра-
боты двигателя при сравнительно высоких
степенях сжатия в горючую смесь вводят
воду. Последняя, испаряясь в процессе сжатия,
понижает температуру начала горения, вслед-
ствие чего топливо сгорает с нормальными
скоростями. Необходимость перехода с одного
сорта горючего на другое, более интенсивный
подогрев, введение воды в горючую смесь
осложняют систему питания и карбюратор.
Принципиальная схема и конструктивный
разрез карбюратора СТЗ представлены на
фиг. 28. Топливо через штуцерное соеди-
нение 1 поступает в поплавковую камеру 2
и далее через отверстие 3 в колодец 4
(уровни в последних при неработающем
двигателе одинаковы;, располагаясь ни-
же кромок трубки 5. Разрежение вса-
сывающих ходов дви-
гателя передаётся из
смесительной каме-
"^ ры 6 через шесть от-
верстий 7 в колодец 4,
вследствие чего уро-
вень топлива в нём
поднимается и оно на-
чинает перетекать че-
рез трубку 5 и отвер-
стия 7 в смеситель-
ную камеру карбюра-
тора. Вследствие касательного подвода воз-
духа из всасывающего патрубка 8 в смеси-
тельную камеру 6 достигается интенсивное
завихривание и перемешивание горючей смеси,
в дальнейшем минующей дроссель У и посту-
пающей в цилиндры двигателя. С целью по-
нижения разрежения в колодце 4 из всасы-
вающего патрубка 8 через трубку 10 и свер-
ление // впускают воздух. При больших
разрежениях в смесительной камере карбю-
ратора воздух, проходящий по трубке 10,
поднимет клапан 12 и сможет поступать в
Фиг. 28. Схема карбюратора СТЗ.
колодец 4 в большей степени, препятствуя
обогащению горючей смеси и сильнее эмуль-
сируя топливо.
Вода поступает в водяную поплавковую
камеру 13 через штуцерное соединение 14,
откуда через отверстия 15 и каналы 16—во

ГЛ. V]
СМЕСЕОБРАЗОВАНИЕ В КАРБЮРАТОРНЫХ ДВИГАТЕЛЯХ И КАРБЮРАТОРЫ
235
всасывающий трубопровод двигателя. Коли-
чество подаваемой воды регулируется вруч-
ную иглой П. Следует отметить, что при ма-
лых нагрузках в подаче воды нет необходи-
мости, и она не подаётся ввиду отсутствия
перепада давлений в поплавковой камере и
канале 18, выходящем во всасывающий па-
трубок карбюратора. На холостом ходу пи-
тание двигателя осуществляется через систему
каналов жиклера холостого хода, мало отли-
чающихся от имеющихся на автомобильных
карбюраторах.
Пусковой карбюратор газогенератор-
ных двигателей
Для запуска автомобильных двигателей,
работающих на генераторном газе, применяют-
ся специальные бензиновые карбюраторы.
На фиг. 29 представлен карбюратор газо-
генераторного двигателя автомобиля ГАЗ-42.
Карбюратор горизонтального типа, он имеет
Фиг. 29. схема пускового карбюратора.
диффузор 1, главный жиклер 7 и жиклер
холостого хода 8 и две заслонки — дроссель-
ную 10 и воздушную 9. Тормозной воздух
поступает в распылитель через отверстие 6.
Поплавок 3, расположенный в поплавковой
камере 2, непосредственно действует на за-
порный клапан 4, регулирующий поступление
бензина в поплавковую камеру. Кнопка по-
плавка 5 служит для заполнения поплавковой
камеры бензином утоплением поплавка. Винт
И служит для регулировки работы двига-
теля на холостом ходу.
ПРОЛИВОЧНЫЕ ПРИБОРЫ
Для определения пропускной способности
жиклеров используются так называемые про-
ливочные приборы, которые могут быть раз-
делены по принципу действия на две группы:
приборы с абсолютным и относительным за-
мером количеств вытекающей жидкости. Как
в первых, так и во вторых производитель-
ность жиклера определяют по количеству воды
при температуре 15° С, вытекающей из жи-
клера за 1 минуту при напоре в 1 м.
Схема прибора с абсолютным замером ко-
личества вытекающей жидкости представлена
на фиг. 30. Вода при комнатной температуре
из бака 1 перетекает в поплавковую камеру 2
и, пройдя через регулирующий кран 3, запол-
няет камеру 4, в патрубок которой ввёрнут ис-
пытываемый жиклер 5. Стеклянная маноме-
трическая трубка, 7 служит для наблюдения за
высотой уровня воды над жиклером, которая
должна равняться 1 м. При установившемся
истечении подставляют мензурку 6, в кото-
рую собирают воду, вытекающую из жиклера
в течение 1 мин. Время истечения следует
определять по секундомеру. Проливку каждого
жиклера во избежание могущих получиться
неточностей следует делать два-три раза.
Схема прибора с относительным замером
количества вытекающей жидкости представлена
на фиг. 31. Вода из бака 1, пройдя через по-
плавковую камеру 2, подходит к жиклеру со-
противления 3 и далее в камеру 4 к испы-
тываемому жиклеру 5.
Около манометрической
Ш-
\'6
Фиг, 30. Схема при-
бора с абсолютным
замером количества
вытекающей жид-
к&сти.
Фиг. 31. Схема прибо-
ра с относительным за-
мером количества вы-
текающей жидкости.
трубки 6 имеется шкала 7, по которой
определяют производительность испытывае-
мого жиклера. Для нанесения шкалы необхо-
димо иметь несколько эталонных жиклеров,
тщательно проверенных на приборе с абсо-
лютным замером расхода. Вставляя послед-
ние на место испытываемого жиклера, опреде-
ляют высоту уровня воды в манометрической
трубке и наносят соответствующие деления.
Следует отметить, что при засорении жиклера
сопротивления показания прибора не будут
соответствовать истинным. Вследствие этого
с помощью эталонных жиклеров необходимо
периодически проверять работу этого при-
бора [9, 10].
ПОДАЧА ТОПЛИВА В КАРБЮРАТОР
Подача топлива в карбюратор осущест-
вляется: а) самотёком (при этом топливный
бак размещают выше карбюратора); б) избы-
точным давлением отработавших газов; в) раз-
режением во всасывающем коллекторе; г) по-
мощью топливоподкачивающей помпы.
На современных автомобилях используют
исключительно первый или последний способ
подачи топлива.
Схема топливной системы автомобиля
ГАЗ-А—подача самотёком —дана на фиг. 32.

236
СМЕСЕОБРАЗОВАНИЕ В ДВИГАТЕЛЯХ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ
[РАЗД.IV
Топливо из бака самотёком через перекрыв-
ной кран и отстойник поступает в карбюра-
тор двигателя. Отстойник необходим для очи-
стки бензина от воды и механических приме-
сей. При длительных стоянках автомобиля и
монтажных работах с карбюратором перекры-
вают кран.
Стремление понизить центр тяжести авто-
мобиля заставило переместить топливный бак
Фиг. 32. Схема топливной системы автомобиля ГАЗ:
/ — бензоуказатель; 2 — бензобак; 3 — перекрывной кран;
4 — отстойник; 5 — бензопровод; 6 — карбюратор.
к его задней оси, и подача топлива самотё-
ком стала невозможной.
При подаче топлива избыточным давле-
нием отработавших газов герметически за-
крытый бак соединяли тонкой медной труб-
кой с выпускной трубой двигателя. Вслед-
ствие избыточного давления в баке топливо
поступало в карбюратор, расположенный не-
сколько выше бака. Для регулирования да-
вления в топливную систему включали редук-
ционный клапан, конструктивно часто объ-
единявшийся с газовым фильтром. Для созда-
ния в баке избыточного давления после за-
правки автомобиля на переднем щитке уста-
навливали ручной воздухоподкачивающий на-
сос. Ввиду недостаточной надёжности описан-
ной системы от неё отказались и перешли
к подаче топлива в карбюратор за счёт раз-
режения во всасывающем коллекторе.
В этом случае под капотом автомобиля
устанавливали специальный вакуум-бачок, со-
единявшийся своей верхней частью со всасы-
вающим коллектором и топливным баком авто-
мобиля, а нижней — с поплавковой камерой
карбюратора. Вследствие разрежения топливо
из бака засасывалось в вакуум-бачок, откуда
самотёком перетекало в карбюратор. В схему
конструкции вакуум-бачка входили клапаны,
автоматически действовавшие при изменении
в нём уровня топлива.
Подача топлива в карбюратор помощью
гопливоподкачивающей помпы имеет исклю-
чительно широкое распространение.
Топливоподкачивающая помпа устанавли-
вается на блоке двигателя, в непосредственной
близости от распределительного вала, кото-
рый приводит её в действие.
Схема конструкции топливоподкачивающей
помпы типа Б-3, устанавливаемой на двига-
теле ЗИС-5, показана на фиг. 33. При враще-
нии распределительного валика / эксцентрик 2
перемещает рычаг 3, который в свою оче-
редь перемещаьТ рычаг 4. Последний опу-
скает стержень 5 и связанную с ним диа-
фрагму 6.
При опускании диафрагмы в полости, рас-
положенной над ней, образуется разрежение,
и топливо подсасывается из топливного бака,
предварительно пройдя отстойник 7 и всасы-
вающий клапан 8. При расходовании топлива,
заключённого в поплавковой камере карбю-
ратора, её запорный клапан открывается, и
топливо из помпы вследствие упругости пру-
жины 9 вытесняется диафрагмой через нагне-
тательный клапан 10 в поплавковую камеру
карбюратора. Принцип действия всех топливо-
подкачивающих помп одинаков, несмотря на
различия в конструктивном оформлении.
Расчёт производительности топливоподка-
чивающей помпы может быть произведён на
основании следующих соображений.
Для автомобильных двигателей с при-
мерно одинаковыми степенями сжатия расход
топлива независимо от числа оборотов вала
может быть выражен через среднее эффектив-
ное давление ре. Эта зависимость предста-
Фиг. 33. Схема топливоподкачивающей помпы
типа Б-3.
влена на фиг. 34. Таким образом расход то-
плива Д<3 за 1 цикл на 1 л рабочего объёма
двигателя в зависимости от среднего эффек-
тивного давления изменяется в пределах
¦
2 3
5 6
Фиг. 31. Зависимость расхода топлива от
среднего эффективного давления [10].
12—70 мг и приближённо (с небольшой до-
лей погрешности) может быть выражен сле-
дующим соотношением:
AG — {а + Ьрв) Vs мг/цикл,
где а и Ь — некоторые постоянные величины,
Vs — рабочий объём двигателя. Этому расходу
топлива должна соответствовать и подача
топливоподкачивающей помпы b^G&F-h-fm
мг/цикл,

ГЛ. У]
СМЕСЕОБРАЗОВАНИЕ В КАРБЮРАТОРНЫХ ДВИГАТЕЛЯХ И КАРБЮРАТОРЫ
237
где F-- рабочая площадь диафрагмы помпы;
Н—высота перемещения диафрагмы; 8 — запас
подачи помпы; -\т — удельный вес топлива.
Используя данные центрального научного
института автотранспорта (ЦНИАТ) по произ-
водительностям топливоподкачивающих помп
различных автомобильных двигателей, опре-
деляем запасы подачи.
Данные ЦНИАТ по производительности
топливоподающих насосов, давлениям подачи
и запасам подачи приведены в табл. 11
плавающей подвеске) топливоподающая линия
от бака к помпе должна включать эластич-
ную трубку из специальных материалов, не
претерпевающих химических изменений под
действием протекающего бензина, и имеющих
с наружной стороны специальную, чисто ме-
таллическую оплётку, предохраняющую от
механических повреждений.
Топливный бак, обычно штампованный, со-
держит запас топлива, достаточный для про-
бега автомобилем 150—250 км.
Таблица 11
Марка автомо-
биля
Модель насоса .
Давление в кг/слг1
подачи при 1000
гОб/мин вала экс-
центрика
Производитель-
ность насоса в
л/мин
Запас подачи . .
ГАЗ-М
М-1
О,1— О,2
о,45
1,7
ЗИС-5
Б-3
О,1—О,2
1,0
2,2
Форд
2G8T
АС-П
О,1—О,2
1,О
3.4
Додж
WF-32
АСВ
0,25-0,35
1,0
3,3
Студе-
бекер
US-6
AC-D
0,25—0,35
1.5
i
3,6
Джиемси
CCKW
352
AC-AF
°,25- о,з5
1,3
„Интер-
нацио-
нал"
М-5-6
АС
0,15—0,25
i,5
3,6
Виллис
MB
AC-AF
0,15-0,25
0,8
4,5
Шев-
роле
Q-7107
AC-AF
0,25-0,35
1,0
3.3
Таким образом максимальная производи-
тельность топливоподающей помпы примерно
в три раза превышает потребность двигателя
в топливе.
Пружина, поднимающая диафрагму, имеет
наружный диаметр, изменяющийся в преде-
лах от 14 до 35 мм при диаметре проволоки
около 1,5 мм.
Корпус топливоподающей помпы отли-
вается под давлением из специальных спла-
вов. Обратные клапаны, служащие для про-
пуска топлива только в одном определённом
направлении, изготовляются обычно из тексто-
лита.
Следует отметить большое значение тща-
тельной фильтрации топлива, поступающего
в карбюратор. С этой целью на топливопо-
дающей линии устанавливают специальные
фильтры, назначением которых является удер-
жание мельчайших частиц механических при-
месей и воды.
Подача топлива из бака в топливоподка-
чивающую помпу и из неё в карбюратор дви-
гателя осуществляется обычно медными труб-
ками размером 6X8, 8 X 10 или 10 >< 12.
При мягко подвешенном двигателе (т. е. при
Ёмкости топливных баков автомобилей оте-
чественного производства и некоторых импорт-
ных приведены ниже.
Марка авто- ГАЗ-MI ГАЗ-М-20 .Москвич" ЗИС-110
мобиля „Победа"
Ёмкость 65 60 31 82
бака в л
Марка авто- ГАЗ-51 ЗИС-5 ЗИС-150 Форд-6
мобиля 2G8T
Ёмкость 100 65 150 75
бака в л
Марка авто- Шевроле Додж Студебекер Джиемси
мобиля 3116 WF-32 US-6 CCKW-352
Ёмкость 68 70 150 150
бака в л
В некоторых конструкциях автомобилей
предусматривается вспомогательный бачок,
заполняемый пусковым топливом, обладаю-
щим повышенными количествами пусковых
фракций. Это топливо через медные трубки
тонкого сечения B—3 мм) подаётся ручным
насосом через форсунки непосредственно во
всасывающий коллектор двигателя. Объём
вспомогательного бачка от 3 до Юл. В отдель-
ных случаях вместо пускового топлива во вса-
сывающий коллектор может подаваться и то-
пливо из основного бака.

238
СМЕСЕОБРАЗОВАНИЕ В ДВИГАТЕЛЯХ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ
[РАЗД. IV
СМЕСЕОБРАЗОВАНИЕ В БЫСТРОХОДНЫХ ДИЗЕЛЯХ
РАСПЫЛИВАНИЕ ТОПЛИВА
Эффективность процесса сгорания в бы-
строходном дизеле, обеспечивающего высокие
мощностные и экономические показатели, за-
висит в первую очередь от макро- и микро-
структуры распылённого топлива. Равномер-
ное распределение топлива по камере сгора-
ния, т. е. получение хорошей макроструктуры
смеси, обеспечит возможно полное использо-
вание кислорода воздушного заряда. Последнее
также имеет место при хорошей тонкости
распыла топлива, т. е. при удовлетворитель-
ной микроструктуре распылённых частиц то-
плива.
Таким образом однородность распылён-
ной массы топлива, определяемая предельными
отклонениями размеров диаметра частиц, и
тонкость распыла, характеризуемая средней
величиной диаметра капелек, должны рассма-
триваться как первые и основные требования
для развития правильного процесса смесе-
образования.
В существующих конструкциях дизелей
с их многообразными формами камер сгорания
распыливание и распределение топлива зави-
сят от работы топливоподающей системы и от
конструктивных форм камер сгорания.
В дизелях однокамерных дополнитель-
ный распыливающий эффект получается от
использования воздушных вихрей, возникаю-
щих внутри рабочего цилиндра. В дизелях
с разделёнными камерами — вихрекамерных и
предкамерных - повышенные скорости пото-
ков воздуха в процессе сжатия и газов в про-
цессе расширения от частично сгоревшего
топлива используются как средство для обес-
печения интенсивного смесеобразования и до-
полнительного распыливания топлива.
Конструкция сопла, местоположение фор-
сунки, направление, площадь и число распы-
ливающих отверстий также обусловливают
повышенные показатели при развитии смесе-
образования в рабочем цилиндре двигателя.
Топливо впрыскивается в цилиндр двигателя
с помощью плунжера топливного насоса
через распылитель под высоким давлением,
достигающим в процессе впрыска от 200 до
1500 кг/см2, в зависимости от применяемой
- топливоподающей системы и камеры сгорания.
Угол опережения впрыска имеет место для
всех типов камер сгорания ввиду наличия
периода задержки воспламенения топлива,
связанного с необходимостью подготовки то-
плива к сгоранию, т. е. к его подогреву, смеше-
нию с воздухом, испарению и диффузии. Этот
угол опережения впрыска практически уста-
навливается за 20—35° до в. м. т. Продолжи-
тельность периода впрыска выбирается соот-
ветствующей 15—25° угла поворота коленча-
того вала.
На развитие по времени самого процесса
смесеобразования влияют следующие факторы:
сжимаемость топлива, упругость системы тру-
бопроводов и корпуса форсунки, возникающие
волны давления в нагнетательном трубопро-
воде, а также дросселирование при истечении
из сопла. Согласно основному уравнению
гидравлики для несжимаемой жидкости ниже
приведены скорости w истечения топлива
через отверстие распылителя в зависимости
от перепада давления между предсопловым
пространством форсунки рф и камерой сго-
рания.
(Условия расчёта: рс = 35 кг/см2, чт =
=890 кг\м\ ?=0,70.)
кг/см* 100 150 200 300 500 1000 1500
84 111 133,5 169 224 322 397
Рф
w м/сек
На процессы распыливания и смешения
топлива с воздухом влияют и физические
свойства самого топлива, т. е. его вязкость,
удельный вес, а также и состояние среды.
в которую впрыскивается топливо.
Топливо, вытекающее из соплового отвер-
стия с указанными скоростями, имеет вид
струи, состоящей из центральной части—ядра а
факела (фиг. 35), которая включает грубо
распылённые частицы топлива, и значитель-
ного количества расходящихся нитей, отры-
,/7
И
ваемых воздухом.
Впоследствии непра-
вильные тонкие нити
разрушаются и посте-
пенно видоизменяются *иг. 35. Схематическое
в более и более мел- стР°ение Фц«™ распыли-
кие капли, которые
образуют тонкораспылённую оболочку б фа-
кела. Количественное распределение топлива
по поперечному сечению струи АВ (кривая б)
и закон распределения скоростей (кривая г)
представлены на той же фигуре 35.
Раздробление струи происходит под воз-
действием внешних сил аэродинамического
сопротивления газовой среды, в которую
истекает топливо, внутренних сил поверхно-
стного натяжения топлива, а также под влия-
нием начальных возмущений, возникающих
при истечении топлива из сопла.
Начальные возмущения возникают в ре-
зультате ряда факторов: турбулентного дви-
жения топлива в сопловом отверстии, влияния
входной и выходной кромок отверстия, шеро-
ховатости стенок соплового отверстия, воз-
душных пузырьков в топливной струе и сжи-
маемости топлива.
Начальные возмущения ускоряют распад
топливной струи, приближая начало распада
к кромке выходного отверстия сопла. С по-
мощью специальных завихрителей (фиг. 35),
устанавливаемых в предсопловом канале, также
можно добиться быстрого распадения струи.

ГЛ. V]
СМЕСЕОБРАЗОВАНИЕ В БЫСТРОХОДНЫХ ДИЗЕЛЯХ
239
Топливо, проходя по спиральным канавкам,
получает вращательное движение. Возникаю-
щие внутри потока центробежные усилия спо-
собствуют быстрому распадению струи после
её выхода из сопла. Однако сопла подобных
конструкций в современных моделях приме-
няются редко. Последнее объясняется низким
коэфициентом <р истечения сопла и относи-
тельно малым про-
никновением струи
в сжатый воздух.
Сопла этого типа
не улучшают каче-
ства распыливания
даже при повышен-
ных давлениях в
300—500 кг\см'К
Силы аэродина-
мического сопро-
тивления газовой
среды возрастают
с увеличением ско-
рости движения то-
Игла с
обратным
конусом
Фиг. 36. Распылитель со спе
циальным завихрителем.
плива, относитель-
ной скорости сре-
ды, в которую
впрыскивается то-
пливо, плотности воздуха и величины лобовой
поверхности струи. Внутренние же силы обу-
словливаются главным образом поверхностным
натяжением топлива. Наравне с этим также
должны быть учтены те радиальные возму-
щения (при выходе из соплового отверстия),
которые можно вызвать в обычном сопле при
турбулентном потоке топлива, либо примене-
нием специальной конструкции распылителя,
при истечении из которого значительно уси-
ливаются радиальные составляющие,, увеличи-
вающие конус распыла.
На фиг. 37 показана зависимость между
средним диаметром капель dcp (в мк) и А—про-
центным содержанием частиц одного и того
м%
20
А
\У
//
/1
/-"
Ш Hz/см2
С
—
160
'ч
62,5
31,6 ~
20
60
80
100 120 dCpMk
Фиг. 37. Характеристики распыла для различных
давлений распыла при d =0,508 мм.
же диаметра от общего объёма, заключённого
в изучаемом поле. Такие кривые называются
.характеристиками" распыливания.
Приведённые .характеристики" распылива-
ния получены для различных давлений впрыска,
при dc =0,508 мм. Кривая, полученная при да-
влении распыливания /?fl6=400kzjcm-, имеет наи-
больший процент частиц наименьшего диаметра
и характеризует распыл как более однородный.
Кривая при Рф=31,6кг\с и2 показывает, что низ-
кое давление впрыска даёт менее однородную
структуру, содержащую в себе крупные ка-
пельки. Опыты, проведённые по определению
влияния других параметров на распыливание
топлива, позволяют притти к следующим за-
ключениям: 1) при увеличении скорости исте-
чения топлива через сопло (или путём увели-
чения коэфициента истечения у сопла или по-
вышением давления впрыска) имеет место
более равномерное распыливание и уменьше-
ние среднего диаметра капель, т. е. качество
распыливания улучшается. По опытам при
увеличении давления впрыскивания от 1С0 да
4С0 кг\смг средний диаметр капли сокращается
на 20°/0; 2) с увеличением плотности газовой
среды, в которую впрыскивается топливо,
распыливание улучшается; 3) увеличение числа
Рейнольдса приводит к уменьшению среднего-
диаметра капли и к большей однородности
распыла; 4) уменьшение вязкости топлива не-
сколько повышает качество распыливания;
5) уменьшение диаметра соплового отверстия
даёт более равномерное распыливание и сни-
жает средний размер капелек топлива.
На фиг. 38 представлены результаты не-
скольких опытов различных исследователей^
устанавливающие влияние давления впрыска
на средний диаметр капли. Величина среднего
диаметра отдельных частиц топлива при рас-
пыливании в сжатую среду воздуха коле-
\
Л
Условия эксперимента
крий,
По опытным
данным
Naca
Засс
0,5612J №
Вельтьен
0,5338,ifl88
Кюн
в атмосферу)
0,53
'еоретическая
кривая ,w Трибнигц
Увз
Q5115,0 0,85
0,85 4
100 200 300
Фиг. 38. Зависимость среднего диаметра капелек от раз-
ности давлений впрыска Ьр"Рф—Pq- Рф ~ давление
в предсопловом пространстве; pg — давление в бомбе
в кг/см3; dc—диаметр сопла в мм; 1С — длина сопла;
fe3 — удельный вес воздуха в бомбе в кг!м3^
Y_—удельный вес топлива в г/см3,
блется от 5 до 40 мк. На диаграмме также на-
несена кривая, построенная по уравнению
Трибнига. Как видно, размеры частиц, подсчи-
танные по уравнению Трибнига, соответствуют
величинам частиц, полученных из опыта,
лишь в определённых пределах изменения да-
вления.
Дополнительными факторами, влияющими
на развитие рабочего процесса, являются
дальнобойность и форма факела распылённой
струи.
11од дальнобойностью понимают глубину
проникновения вершины струи за определён-
ный промежуток времени.

240
СМЕСЕОБРАЗОВАНИЕ В ДВИГАТЕЛЯХ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ
(РАЗД. IV
На фиг. 39 представлены кривые, характе-
ризующие развитие струи в зависимости от
угла поворота кулачкового валика при впрыске
топлива через однодырчатое сопло в сжатую
среду (в бомбу). Значения дальнобойности Lcm
25
5' W 15'
Чгпы поборота кулачкового бала
20'
Фиг. 39. Кривые дальнобойности, характеризующие раэ-
«итие факела распыла по углу поворота кулачкового
валика:/70—160 кг/см1; Р*—№ кг/см'.
и скорости wcm относятся к вершине струи,
имеющей максимальную скорость (Вст — ши-
рина струи).
Из протекания кривых можно заметить,
что движение струи постепенно замедляется,
и перемещение струи происходит не пропор-
ционально времени. В продолжение первого
крайне малого промежутка времени струя
достигает значи-
тельной скорости—
порядка 120 м/сек,
которая после 5°
поворота кулачко-
вого валика сни-
жается до 45 м/сек
при пройденном
пути в 65 мм.
Чрезвычайно рез-
кое падение скоро-
сти является ре-
зультатом влияния
сил сопротивления
воздуха. В даль-
нейшем форма
струи, её дально-
бойность и распре-
деление в ней то-
плива будут пред-
ставлены экспери-
ментальными данными для сопел, которые
нашли наибольшее распространение в транс-
портных дизелях. На фиг. 40, 41, 42, 43, 44,
45 и 46 представлены конструкции различных
сопел.
Многодырчатое сопло (фиг. 40) с постоян-
ной площадью истечения имеет сверления,
расположенные равномерно по окружности.
На фиг. 41 показано игольчатое сопло с по-
стоянной площадью истечения, из которого
топливо поступает компактной сосредоточен-
ной струёй. Конец иглы штифтового сопла
(фиг. 42) имеет цилиндрический штифт с по-
стоянной кольцевой площадью истечения.
Струя полая с небольшим конусом распыла.
•Конец штифта штифтового сопла (фиг. 43)
Фиг. 40. Многодырчатое сопло
закрытой форсунки.
с переменной кольцевой площадью истечения
выполняется в виде усечённого конуса с раз-
личными углами вершины конуса.
На фиг. 44 и 45 показаны сопла с плоским
седлом иглы, а на фиг. 46 - сопло с кониче-
ским седлом иглы.
Параметры струи могут меняться: а) от кон-
струкции сопла, б) плотности газовой среды,
в) давления впрыска, г) диаметра соплового
Фиг. 41. Однодырчатое
сопло с нормальной
иглой.
Фиг. 42. Штифтовое
цилиндрическое сопло.
отверстия, д) плотности и вязкости топлива,
е) формы профиля кулачка топливоподающей
системы.
а) Решающие значения на начальные воз-
мущения струи имеют конструкция седла иглы,
канал соплового отверстия -и очертания кро-
Фиг. 43. Штифтовое
коническое сопло.
Фиг. 44. Сопло закры-
той форсунки с пло-
ским седлом.
мок. Для различных конструкций сопла полу-
чается различная форма струи от сосредото-
ченной (жёсткой) для штифтового сопла
(фиг. 42) до разрыхлённой (мягкой) для сопла
с плоским седлом (фиг. 45). Это явление должно
найти своё объяснение в том, что разновид-
Фиг. 45. Сопло закрытой
форсунки с плоским
седлом.
Фиг. 46. Сопло закрытой
форсунки с коническим
седлом.
ность конструкции сопел влечёт за собой
также и разновидность начальных возмущений,
приводящих к столь резким видоизменениям

ГЛ. VI
СМЕСЕОБРАЗОВАНИЕ В БЫСТРОХОДНЫХ ДИЗЕЛЯХ
241
формы распадения струи. В такой же мере
можно считать, что начальные возмущения
значительно влияют на распределение топлива
по сечению струи, что доказано при распыли-
Фиг. 47. Распределение топлива в ядре струи в зависимо-
сти от противодавления: рпр при л=1000 об/мин.
Кривая 1 — для однодырчатого сопла с плоским седлом
(средняя скорость истечения 108 м/сек) — распыливание
разрыхлённое; кривая 2-для штифтового цилиндрического
сопла средняя скорость истечения 100 м\сек) — распыли-
вание сосредоточенное.
вании топлива в вакуум, т.е. при условии от-
сутствия внешних сил воздушного сопроти-
вления. Следовательно, совместное влияние
внешних сил сопротивления и начальных воз-
мание должно уделяться правильному подбору
конструкции сопла.
б) Плотность газовой среды, в которую
впрыскивается топливо, также влияет на рас-
падение и распыливание струи. С повышением
плотности растут аэродинамические силы сот.
противления. Опытами установлено, что штиф-
товое сопло (фиг. 42) при впрыеке в сжатую
среду даёт сосредоточенное распыливание
с чёткой формой струи и с малым конусом
распыла. Сопло же с плоским седлом (фиг. 45)
даёт разрыхлённую струю с большим углом
конуса распылив ания.
Кривые 1 и 2 (фиг. 47) показывают рас-
пределение топлива в факеле для двух кон-
струкций сопел: штифтового (кривая Z) и с пло-
ским седлом (кривая 1) в зависимости от про-
тиводавления среды—рпр. С увеличением по-
следнего относительное количество топлива в
центральной части струи — ядре уменьшается.
Остальное топливо, заключённое в факеле,
представляет мелкораспылённьщ туман.
Конструкция сопла и вызванные им началь-
ные возмущения имеют решающее значение
для распределения топлива в струе. Действи-
тельно, при противодавлении в рпр = 15 кг\с*1
в ядре струи заключено 40% впрыснутого
топлива для штифтового сопла (кривая 2)
и ~ 10,5% для сопла с плоским седлом (кри-
вая 1).
С увеличением противодавления дально-
бойность струи значительно падает вследствие
возрастающего сопротивления сжатого воздуха,
как это видно из кривых диаграммы фиг. 48.
Вместе с дальнобойностью на диаграмме
представлены кривая скорости вершины струи
0
25 О. кул. Ban
0 0,00! 0,002 0,003 0,00b tceh
Фиг. 48. Дальнобойность струи ~ Lcm и кривые скорости истечения — wcm однодырчатого сопла
с плоским седлом для различных противодавлений р^ в бомбе при п=1000 об/мин; рф =1Б0 кг/см';
d= 0,6 мм и ДК-75 мма
мущений обеспечивает необходимое качество
распыливания и распределение топлива внутри
камеры сгорания, В современной технике
быстроходного дизелестроения большое вни-
16 Том 10
и кривая изменения ширины в зависимости
от угла поворота кулачкового валика (вре-
мени t) для распылителя с плоским седлом
форсунки.

242
СМЕСЕОБРАЗОВАНИЕ В ДВИГАТЕЛЯХ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ
[РАЗД. IV
Аналогичные кривые для многодырчатого
сопла приведены на фиг. 49 (опыты ЦИАМ).
Кривые изменения угла конуса струи показы-
вают возрастание последнего с увеличением
противодавления.
Приведённые значения дают лишь ориен-
тировочный материал по относительному из-
менению указанных параметров: Lcm; Bcm и
wcm. Вихри в камере сжатия, а также возник-
ший процесс сгорания количественно изменяют
указанные параметры.
В современных быстроходных дизелях для
получения струй с малой дальнобойностью
и с большим углом распыливания при высо-
ком качестве распыла применяют менее слож-
ные конструкции сопел, например, сопла с
Ю
О
0.001
U002
tcek
Фиг. 49. Дальнобойность струи Z. и угол конуса
распыливания В при различных противодавлениях р*
для многодырчатого распылителя: при лЛ<в=800 об/мин!
/т. =200 кг/см3 и dc= 0,8 мм.
плоским седлом или с коническим седлом и
острыми кромками выходного отверстия (см.
фиг. 46). Применением такого типа сопла в за-
висимости от dc и ас можно удовлетворить
крайним требованиям, предъявляемым к форме
факела струи и к качеству распыла, т. е. либо
создать сосредоточенную струю (жёсткую),
обладающую большой пробивной способ-
ностью, или, с другой стороны, добиваться
сокращения дальнобойности и получения од-
нородного состава распыленной массы топлива
с развитым объёмом факела. Для сопла с ко-
ническим седлом и острыми кромками основ-
ными параметрами, определяющими дально-
бойность струи и качество распыливания,
являются, как уже упоминалось, угол конуса
седла ас и диаметр выходного отверстия dc.
Варьируя этими двумя параметрами, можно
получить факел струи любого очертания с;
необходимой для данного рабочего процесса
характеристикой струи (Lcm, Bcm и Уфак —
объём факела). В данной конструкции распы-
лителя столкновение отдельных струек, двига-
ющихся от поверхности усечённого конуса,
происходит в вершине его, чем и объясняется
тот факт, что струя в своём объёме не имеет
ядра, состоящего из грубо распылённого то-
плива. Замечено, что с увеличением dc и ас
(см. фиг. 46) дальнобойность струи резко сни-
жается в противовес нормальному многодыр-
чатому соплу, в котором глубина проникнове-
ния повышается вместе с диаметром отвер-
стия. Это явление в разбираемой конструкции
сопла (а также и при плоском седле) может
быть объяснено тем, что с уменьшением диа-
метра отверстия образуется более жёсткая
струя.
в) На фиг. 50 представлено количественное
распределение топлива в сосредоточенной
жёсткой и разрыхлённой мягкой струях в за-
висимости от давления впрыска или, что то
же, от скорости истечения. Так. например.
А?
ВО
70
60
50
U0
30
20
10
25 50 75 100 125 W»/cek
Фиг. 50. Зависимость величины концентрации топлива
в ядре струи в процентах от впрыснутого количества
топлива — А, от скорости истечения струи — w при раз-
личных противодавлениях — р^: 1 — однодырчатое сопло
закрытой форсунки с плоским седлом (фиг. 44) — разрых-
лённое распыливание; 2 — штифтовое сопло (цилиндри-
ческий штифт) (фиг. 42) —сосредоточенное распыливание.
для двух сопел — штифтового и с плоским
седлом (фиг. 50) — при увеличении скорости
истечения с да = 60 м/сек до w = 120 м/сек
количество топлива, заключённое в ядре струи
(при давлении в бомбе рв= 16/сг/сл/2), падает
с 48 до 32^/0 для штифтового сопла и с 16,5
до 6,5% для сопла с плоским седлом. Анало-
гичный характер протекания характеристики
распыла имеет место и при противодавлении
в бомбе рб = 6 кг/ли2.
Улучшение качества распыливания с повы-
шением давления иллюстрируется также ха-
рактеристиками распыла, приведёнными. на
фиг. 37.
ч
ч>
\
ч
V
^"-—.
-—
.
¦ -_
" ,
16
J6

ГЛ. VI
СМЕСЕОБРАЗОВАНИЕ В БЫСТРОХОДНЫX ДИЗЕЛЯХ
24а
Экспериментальные работы показывают,
ч-го перепад давления между предсопловым
пространством и камерой сгорания, возрастаю--
I-cm
мм
WO
120
100
80
0,001
0,002 tcek
Фиг. 51. Зависимость дальнобойности вершины струи при
различных затяжках пружины закрытой форсунки. Усло-
вия опыта: однодырчатое сопло пк в_ — 800 об/мин,
/»* = 15 кг1см* и d =0,8 мм.
щий с увелияением давления впрыска, вызы-
вает увеличение дальнобойности струи. Со-
гласно опытам ЦИАМ, проведённым с одно-
дырчатым соплом (dc = 0,8 мм), с противо-
Противодавление
¦ азота :Рх=0 рх = 7.0
i
if
i
1
f/
I
f
и 100 кг/см? (фиг. 51), можно сделать заключё-1
ние 6 том, что дальнобойность струи с по-
вышением начального давления впрыска1
растёт.
Следует, однако; заметить, что если варьи-
ровать только этим фактором, т. е. давлением
распыливания, то за счёт его не удастся зна-
чительно повлиять на характер подготовки
горючей смеси к началу процесса сгорания.
Опытные кривые дальности проникновения
вершины струи по времени (при различных
противодавлениях среды), представлены на
фиг. 52.
г) Из всех рассмотренных выше факторов,
влияющих на развитие струи, качество рас-
пыливания и её дальнобойность, диаметр со-
плового отверстия оказывают наибольшее
влияние. Экспериментально полученные ха-
рактеристики распыла для трёх различных
диаметров при впрыске топлива под давле-
нием 275 кг/см2 даны на фиг„ 53, .лричём.
чем меньше диаметр сопла, тем тоньше и од-
нороднее получается распыл топлива, что
видно из более высокого и крутого протека-
ния кривой, полученной при йс = 0,203 мм.
Влияние диаметра отверстия многодырчатого
сопла на дальнобойность струи при неизмен-
ной суммарной проходной площади каналов
(изменялось лишь число отверстий) предста-
влено кривыми на фиг. 54, изображающими
Lcm. Из протекания кривых видно, что даль-
нобойность струи резко падает при уменьше-
нии диаметра отверстий.
Резкое падение дальнобойности при
уменьшении диаметра отверстия объясняется
тем, что относительная поверхность оболочки
факела к массе впрыснутого топлива увели-
чивается и лобовое сопротивление сильно воз-
растает. При изменении диаметра отверстия
многодырчатого сопла с 0,70 до 0,25 мл (при
сохранении постоянной суммарной проходной
площади) возрастает угол конуса струи с 18
до 35°.
д) С увеличением вязкости топлива Возра-
стают внутримолекулярные силы, противодей-
ствующие распадению струи. Изучая формы
J
f
ё
Ш
V/
V/
У/
0 0,001 tcek о O.OOt 0,Q02tcefc О Q,OO10,002 0,003}tcek О 0,001 0,0020,003 0,004 tcek
Фиг. 52. Зависимость дальнобойности вершины струи Lcm от времени t при различных давлениях
впрыска р . и противодавлениях среды р*.
давлением среды в 15 кг\см?, при трёх давле- струи газойля и моторного масла при впрыске
ниях затяжки пружины форсунки: 320, 200 через одно и то же сопло, удавалось заметить

244
СМЕСЕОБРАЗОВАНИЕ В ДВИГАТЕЛЯХ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ
1РАЗД. IV
сильное влияние вязкости на форму распада
струи. Струя газойля распадалась на большое
количество мельчайших частиц, расположен-
ных как внутри струи, так и на наружной
поверхности её благодаря внешним силам
20
ttO
60
80
ЮО
Фиг. 53. Характеристики распыливания для различных
диаметров сопла.
сопротивления и относительно малым внутри-
молекулярным силам; с другой стороны, струя
масла сохранила чёткую форму конуса. В усло-
l-cm
120
WO
BO
?n
¦ .,'
1
/
/
/
/
/
Счер
' 1
A
°3 0,002 сек
Через
бпрыск
0,001
ачалс
a
?e/i
0.2
0,6
Фиг. 54. Зависимость дальнобойности от диаметра рас-
пыливающего отверстия многодырчатого сопла при
I . f = const.
виях зимней эксплоатации дизелей приходится
считаться с возможностью значительного по-"
вышения вязкости дизельного топлива. Из
табл. 12 видно, что падение температуры на
50° приводит к увеличению вязкости дизель-
ного топлива (см. гл. IX и X, т. 1).
Повышение вязкости с понижением тем-
пературы топлива до 0° приводит к плохому
распыливанию топлива и служит в пусковых
условиях (до некоторой степени) причиной
затруднительного запуска двигателя, а в
условиях нормальной работы причиной
неудовлетворительного сгорания и дымного
выхлопа.
е) Сокращение продолжительности подачи
топлива насосом при более крутых профилях
кулачка оказывает влияние на характер раз-
вития струи. Использование крутых кулачков
приводит к большим давлениям распыливания,
к большим начальным скоростям истечения
топлива, глубина же проникновения вершины
струи в этом случае возрастает. Повышение
давления распыливания вызывает более мелкое
раздробление, что может повлечь за собой
большее торможение струи в сжатом воздухе.
С другой стороны, как показывают опыты
ЦИАМ, увеличение начальной скорости исте-
чения, при сохранении диаметра распыливаю-
MM
60
50
s
у
/
Чере.
У
1 0,00
1сеК
после начала впрыска
2 1,Ь 1,6 J,8WnAHacM/
15У 13°30'
П°30'9°30'
Фиг. 55. Зависимость дальнобойности от средней скорости
: плунжера топливного насоса — %юПъ м_ "
щего отверстия, оказывает более сильное
влияние на скорость продвижения вершины
струи.
Зависимость дальнобойности вершины
струи от средней скорости плунжера за период
нагнетания топлива дана на фиг, 55- По мере
увеличения средней скорости плунжера (что
Таблица 12
Зависимость вязкости дизельного топлива
от температуры
Температура
в °С
+5°°
4о°
Вязкость в градусах Энглера
Газойль
1,31—1,26
1,84-1,785
2,1О
Соляровое масло
1.45
а»95
3.95
связано с сокращением продолжительности
подачи) путь вершины струи, пройденный за
0,001 сек. после начала впрыска, возрастает.
Это повышение скорости может повлиять как
положительно, так и отрицательно на процесс
смесеобразования в зависимости от размеров
и конфигурации камеры сгорания и должно
быть соответственно подобрано к эксперимен-
тируемой модели быстроходного дизеля [1, 2,
13, 16, 17 и 18].

ГЛ. VI
СМЕСЕОБРАЗОВАНИЕ В БЫСТРОХОДНЫХ ДИЗЙЛЯХ
245
СМЕСЕОБРАЗОВАНИЕ В КАМЕРАХ СГО-
РАНИЯ РАЗЛИЧНОГО ТИПА
Современные быстроходные дизели по кон-
струкции камер сгорания подразделяются на
два основных типа: 1) с неразделёнными каме-
рами сгорания, 2) с разделёнными камерами
сгорания.
В дизелях с неразделёнными камерами
сгорания пространство сгорания представляет
единый объём, ограниченный днищем поршня
и поверхностью головки, в котором произво-
дится основной рабочий процесс распыла.
К неразделённым камерам могут быть также
отнесены все те конструкции камер, в которых
хотя и имеет место разобщение пространства
сжатия на два объёма, однако большое про-
ходное сечение между ними не вызывает зна- •
чительных гидравлических потерь.
На фиг. 56 представлены типичные камеры
сгорания неразделённого типа. Камера типа б
разделённые камеры:
2) вихревые; 3) предкамеры и4) воздушно-
вспомогательные.
В целях улучшения пусковых свойств в не-
которых конструкциях сочетаются преимуще-
ства прямоструйных камер с предкамерами
или с вихревыми камерами.
ДИЗЕЛИ С НЕРАЗДЕЛЁННЫМИ
КАМЕРАМИ
В камерах с непосредственным распилива-
нием удовлетворительное смесеобразование
обеспечивается правильным подбором угла и
числа отверстий распылителя, диаметра от-
верстий, а также применением в некоторых
случаях распылителя особых конструкций
(щелевое распыливание), а в равной мере
использованием поперечных вихрей в самой
камере сжатия. Типичные камеры сжатия не-
посредственного впрыска представлены на
фиг. 56.
а)
б) в)
Фиг. 56. Неразделённые камеры сгорания.
обеспечивает удовлетворительное смесеобра-
зование в двигателях с повышенными скоро-
стными режимами. Конструкции виг позво-
ляют поднять эффективность процесса. Раз-
мещение камеры сгорания типов виг
Камера типа Гессельман (фиг. 56, б) при-
меняется как в четырёхтактных (танковые ди-
зели В-2, Татра, ЦИАМ), так и в двухтактных
дизелях.
Камера типа Заурер (фиг; 56, в) обеспечи-
рорсунка
Свеча накаливания
Фиг. 57. Разделённые камеры сгорания.
непосредственно в неохлаждаемом поршне
снижает тепловые потери.
Второй тип дизеля, в целях использования
энергии перетекания газов на ходе сжатия и
в процессе сгорания через горловину или
через ряд отверстий, имеет разделённые камеры
сгорания, соединяющие два объёма для интен-
сивного смешения распыленного топлива с воз-
духом. Процессы перетекания на ходе сжатия
и расширения происходят при больших скоро-
стях и сопровождаются гидродинамическими
и тепловыми потерями. На фиг.57 представлены
конструкции разделённых камер сгорания.
Современные камеры дизелей могут быть
подразделены по принципу смесеобразования
на четыре группы:
неразделённые камеры сгора-
ния:
1) непосредственного впрыска;
вает высокую экономику и значительные
средние эффективные давления ре благодаря
интенсивным вихревым движениям.
На фиг. 56, а представлена камера старой
конструкции завода МАН; камера новой кон-
струкции (фиг. 56, г) состоит из шарового
объёма, непосредственно размещённого в
поршне (81%), и надпоршневого цилиндриче-
ского объёма, в котором содержатся осталь-
ные 19% воздушного заряда. Средняя ско-
рость воздуха на ходе сжатия в канале, со-
единяющем надпоршневое пространство с
воздушным зарядом в поршне, достигает
70 м/сек при л = 2400 об/мин.
Наиболее простой камерой сгорания по
своему очертанию является камера двухтакт-
ного дизеля Юнкере (фиг. 58). В цилиндре,
ограниченном днищами двух поршней, вра-
щательное движение воздуха обеспечивается

246
СМЕСЕОБРАЗОВАНИЕ В ДВИГАТЕЛЯХ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ
{РАЗД; IV
соответствующим расположением (тангенци-
альным) продувочных окон.
В представленных камерах непосредствен-
ного впрыска применяются несколько по-
вышенные давления распыливания (рф =
— 130—200 кг/см2). В двухтактных двигателях
завода Юнкере и GMG применены открытые
форсунки, максимальные давления впрыска
в которых (при нормальных оборотах) дости-
Фиг 58. Камера сгорания двухтактного дизеля
Юнкере.
гают для двигателя Юнкере 600 кг[см2 и для
GMC —1400 кг/см*.
Ряд конструкций танковых (В-2; Татра) и
авиационных четырёхтактных дизелей со зна-
чительно большей размерностью рабочего
цилиндра (против автомобильных образцов)
d = 130-j-150 мм имеют камеру сгорания по
типу Гессельман с многодырчатым распыли-
телем и с числом отверстий, равным 7 — 10.
Несколько повышенное давление распылива-
ния должно обеспечить проникновение частиц
топлива на периферию камеры для более пол-
ного охвата расположенного в этих зонах
воздушного заряда.
Для оценки тепловых потерь в табл. 13
приведены абсолютные поверхности охлажде-
ния для двигателя с одной и той же степенью
сжатия, но при различных конфигурациях ка
мер сгорания. В таблице даны величины сум-
марной поверхности охлаждения FcyM и поверх-
ности непосредственно охлаждаемой водой
с интенсивной теплопередачей Fu. Наивыгод-
нейшей формой является шаровой сегмент, в
котором суммарная и интенсивно охлаждаемая
(водой) поверхности являются минимальными.
Т1ри других очертаниях суммарная поверхность
охлаждения значительно больше, тогда как
поверхность, интенсивно охлаждаемая, не пре-
вышает минимальной величины.
В кцмере сгорания по фиг. 56, г сум-
¦марная поверхность охлаждения больше на
29,1%, а интенсивно охлаждаемая поверхность
не превышает минимальной величины. Эта
камера имеет ещё и те преимущества, что
основная масса сжатого воздуха сконцентри-
рована в шаровом объёме, расположенном
непосредственно перед соплом форсунки, что
и, обеспечивает при соответствующем распы-
лителе высоко эффективный процесс без
Таблица 13
Поверхности охлаждения при различных
конфигурациях камер сгорания
Форма камеры
Шаровая
8 вод* шарового сегмента.
Цилиндрическая
уммарная поверх-
сть камеры сжа-
я Fсум в см"
82,1
182,4
к минимал
поверхност
В
но
199,8
Jj вцЭр попу шара
1 /
2Об,3
213,8
вно охла-
мая поверх-
Fu в см"
Интенс
ждаема
ность
В
но
89,9
"З-2
И3,о
129,1
89,9
io8,6
89,9
120,7
Степень сжатия двигателя е — 17,0; объём пространства
сжатия Vc = 70,0 cjh3; =-= 130/105.
интенсивных вихревых движений, приводящих
к излишним тепловым потерям.
В табл. 14 приводятся параметры камер
сгорания и сопоставляются отношения сум-
марных поверхностей FcyM и интенсивно охла-
ждаемых Fa к объёму пространства сжа-
тия Vc.
~- имеет дизель
сум
Наименьшее значение
Юнкере B0,3%), тогда как это отношение для
других двигателей равно ~ 40%. Характерным
для камер непосредственного впрыска является
малое отношение —ff—.
* с

ГЛ. V]
СМЕСЕОБРАЗОВАНИЕ В БЫСТРОХОДНЫХ ДИЗЕЛЯХ
247
Параметры камер сгорания с непосредственным впрыском
Таблица 14
Фирма
D
в мм
S
в мм
ъсм?/см*.
р
-г— в слР/см*
с
гсум
в %
МАН
Бридмор
Заурер
AEG
МАН (новый) ......
Юнкере (автомобиль-
ный)
GMC
I2O
ю8
но
i8o,o
152,5
150,0
146,0
130,0
240,0
127,0
2.035
1.395
1.425
1,263
1,125
1,360
1,160
14,0
14.З
4o
16,0
17,0
18,1
16,0
2,32
2,47
2,7а
3,3»
1,90
3,°7
°,77
о,93
о,ф
1,Ю
1,28
о,4°
1,26
44,7
40,о
38,8
40,4
38,2
41,2
Параметры рабочего процесса
Рабочему процессу дизелей с непосред-
ственным впрыском свойственны следующие
особенности: значительные скорости нараста-
ния давлений —J- в процессе активного сго-
рания в камерах с малоинтенсивными вихрями:
высокие давления сгорания — pz; высокие
среднеэффективные давления — ре; понижен-
ные удельные расходы топлива — ge. В табл. 15
запаздывания воспламенения при впрыске
топлива в среду сжатого воздуха с понижен-
ными температурами и давлениями. Значения
максимальных давлений р2, а также кривые
изменения рс с возрастанием числа оборотов
для ряда дизелей представлены на фиг. 60.
В дизелях Заурер и Юнкере р2 снижается
как по причине некоторого уменьшения
периода запаздывания воспламенения с воз-
растанием п, так и благодаря увеличению
продолжительности подачи топлива по углу
Таблица 15
Параметры рабочего процесса при нормальном режиме работы двигателей
Фирма
я
о б/мин
коэфициент
избытка
воздуха
в кг/см?
-f- в кг см*
Да
на 1° угла по-
ворота криво-
шипа
В KZJCM?
ge в г/в.
л. с. ч.
ЦИАМ *
Заурер *
AEG .
МАН (новый)
GMC*
Юнкере (авиационный)
i6oo
2000
1800
2200
1850
1710
14,4
14.5
16,0
17,0
16,0
17,0
23,0
1,58
1,3°
1,50
74,5
54,о
67,0
62,0
69,0**
83,0
2,ОО
1,57
i,8a
2,О0
1,97
2,О0
8,8
2,2
6,3**
2,0 -2,5
6,55
6,3°
6,о5
6,о5
6,15
6,52
196
2O2
Г8б
170
217
* Параметры двигателей ЦИАМ, Заурер, GMC
** При л = 1300 об/мин.
*** При п=1000 об/мин.
и Юнкере взяты из испытаний, выполненных НАТИ и ЦИАМ.
приведены параметры рабочего процесса и
Ьр
—~, полученные при нормальном режиме
Да
работы двигателей.
В двигателях МАН всё количество топлива
впрыскивается к моменту начала сгорания, а
в дизеле ЦИАМ к началу сгорания впрыски-
вается 62% топлива. Наличие поперечных
вихрей в двигателе МАН снижает степень
нарастания давления против двигателя ЦИАМ.
В авиационном дизеле Юнкере благодаря
интенсивно развитым воздушным вихрям в
период продувки и повышенной степени сжа-
тия период запаздывания удалось резко со-
кратить. За индукционный период топливный
насос подаёт лишь 14% топлива, что обеспе-
поворота кривошипа. На фиг. 61 даны кривые
ре ряда рассматриваемых дизелей непосред-
ственного впрыска и кривые удельных расхо-
дов топлива ge. Пологое протекание кривых
&а
¦ —
-7-
/
1—»
=
N.
f
¦ -
чивает
малые 4^ = ?.0-г2,5 кг\см? на 1е
Да
угла
поворота кривошипа.
На фиг. 59 представлены
кривые
полученные при полной нагрузке в зависи-
мости от числа оборотов двигателя. Имеет
Ьр
место некоторое уменьшение -г— с ростом п.
С увеличением угла опережения в, как правило,
Ар
~у- растёт по причине возрастания периода
800 1000 1200 ШОО 1600 поб/мин
Фиг. 59. Значения —^— в зависимости от числа оборо-
Да v
тов для двигателей непосредственного распиливания?
1 — двигатель ЦИАМ вС0П5{ = 35°, в =14,4; 2—двигатель
Заурер ©const = ^°> s "и *4,5; 3—двигатель Юнкере
®const == 7'5°> • == 2^,^-
ge = f(n) указывает на стабильность рабочего
процесса при переменном скоростном режиме.
Для проведения эффективного процесса
смесеобразования и распыливания топлива не-
обходима энергия: распыленного топлива—/:' ;

248
СМЕСЕОБРАЗОВАНИЕ В ДВИГАТЕЛЯХ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ
{РАЗД. IV
1—
—¦¦ —,
^ . ¦
2
7-
- -
/
/
1—„
— —
\
\
——
¦-
3
Рс
Р4
р
П:
/
¦¦
всасываемого воздуха — Евс, вз и энергия
воздушных потоков при перетекании воз-
духа из надпоршневого кольцевого перифе-
рийного пространства — Укольц в камеру VK,
возбуждаемых в процессе сжатия Евих.
Работа распыливания 1 г топлива опреде-
ляется по уравнению:
Ёт = -—- • КГ кгм/1 г топлива,
1т
где Ьр — перепад давления между средним его
значением за процесс впрыска и давлением
90
дО
70
60
50
UO
30
15
2J0
1,5
'800 1000 1200 1U00 1600ло6/мин
Фиг. 60. Значения максимального давления сгорания — р
рг
конца сжатия —р и отношения — - - в зависимости от
числа оборотов я для дизелей непосредственного впрыска
при постоянном угле опережения впрыска для каждого
двигателя. 1 —двигатель ЦИАМ; 2 — двигатель Заурер,
3 — двигатель Юнкере.
в рабочем цилиндре в кг/см2, -\т — удельный
вес топлива в кг/см^, ^ — коэфициент сопро-
тивления истечения через отверстие сопла.
7,0
6,0
5,0
9е
ЭП.СЧ
225
200
175
150
125 .
700 900 1№ Ш0 1500 1700 1900 2tMn%UH
Фиг. 61. Кривые значений р. и g однокамерных дизе-
лей в зависимости от числа оборотов.
Кривые изменения величин Е'т, wmeop —
теоретической и w^ — действительной скоро-
/чеп
=^
чом
Н
поп
¦
^>
ЯЕ
Р
Заурер
герь на вспомогат
механизмы)
=
=
г——¦
V
V
ель
=q
Ч/1Н
/}?G
ны.е
ГС
-* —
Заурер
нобый) 1
—
стей истечения топлива в зависимости от ts.p
приведены на фиг. 62.
Влияние вихрей, возбуждённых в процессе
всасывания, на процесс смесеобразования вы-
явлено - многочисленными эксперименталь-
ными исследованиями. К этим вихрям присо-
Ет
кгм
1 1
/да =0,870 Уем*
V/d^Y/mennW^OJO
-Л
г
/
/
/?.
/
W
"/сек
300
.200
100
WQ ZOO 300 Ш
Фиг. 62. Изменения значений Е
2.1*
2,0
*fi
1,2
500 Тр
, да
в зависимости от Ар.
единяются поперечные вихри (фиг. 63), обра-
зованные в результате перетекания воздуха
из кольцевого периферийного пространства
камеры сжатия к центру камеры. Энергия по-
перечных вихрей может быть увеличена за
Фиг. 63. Направление поперечных вихрей в камере сго-
рания непосредственного впрыска.
счёт повышения числа оборотов п двигателя,
уменьшения сечения соединяющего канала —
dK и сокращения h — зазора между торцом
поршня и зеркалом головки, т. е. конструк-
тивных элементов камеры сгорания непосред-
ственного впрыска с разделёнными объёмами.
Для двигателя AEG отношение
= 0,52,
для двигателя Заурер
'цил
= 0,46 и для двига-
теля МАН
и
=0,32.
цил
цил
Скорость перетекания воздуха в кольцевом
канале повышается с приближением поршня
к в. м. т. и для различных камер достигает
максимального значения от 12 до 6°
до в. м. т.

ГЛ. V]
СМЕСЕОБРАЗОВАНИЕ В БЫСТРОХОДНЫХ ДИЗЕЛЯХ
249
На основании ряда расчётов установлено,
что из всей энергии, идущей на смесеобразо-
вание, на долю распыливания топлива прихо-
дится от 50 до 60%, а остальная часть этой
энергии подводится с вихрями всасываемого
воздуха и с поперечными вихрями.
В камере типа Гессельман энергия от по-
перечных вихрей незначительна, что побу-
дило повысить давление распыливания до
Рф = 1000 кг/см2 (среднее значение при л =
= 2000 об/мин), чтобы за счёт энергии рас-
пыленного топлива интенсифицировать про-
цесс сгорания в двигателе.
ДИЗЕЛИ С ВИХРЕВЫМИ КАМЕРАМИ
В процессе сжатия воздух в вихревых
камерах (см. фиг. 57) перетекает в специально
выделенную шаровую или цилиндрическую
камеру, содержащую от 50 до 80% воздуш-
ного заряда.
Вихревые камеры в двигателях дизеля
обеспечивают концентрированные и законо-
мерные вихри сжатия.
В вихревых камерах применяются закрытые
форсунки со штифтовым однодырчатым рас-
пылителем (dmm ss 2,0 мм). Центральный угол
конуса распыла в шаровых камерах выби-
рается равным от 15 до 40°. Последний обес-
печивает равномерный охват воздушного
заряда. В цилиндрических вихревых камерах
центральный угол распыла выбирается равным
4—8".
К преимуществам вихревого процесса сле-
дует отнести: возможность работы с малым
коэфициентом избытка воздуха за счёт интен-
сивных вихреобразований, стабильность рабо-
чего процесса при переменных оборотах и
нагрузках в результате наличия организован-
ного вихря и малую чувствительность к каче-
ству распыла топлива благодаря значительной
кинетической энергии в воздушном потоке.
Давление затяжки пружины форсунки при-
нято в этих камерах низким и равным
Фиг. 64. Вихревая камера НАТИ Комета I.
Рф —100-1-120 кг/см2. Недостатки рабочего про-
цесса вихревых камер: повышенные удель-
ные расходы топлива ^=210 -5- 220 г\э. л. с. ч.,
вызванные тепловыми и гидравлическими по-
терями; большие поверхности камер, подвер-
гающиеся интенсивному охлаждению; затруд-
нительный запуск.
На фиг. 64, 65, 67 и 68. представлены вих-
ревые камеры ряда заводов и фирм. На
фиг. 64 дана типичная вихревая камера шаро-
образной формы (Комета I), воспроизведён-
ная на одной из конструкций двигателя
НАТИ (МД-23). Объём камеры VK = 0,74 Vc.
Угол наклона оси соединительного канал,а к
горизонтали — 45°. Ось форсунки проходит че-
рез центр шаровой камеры.
Вихревая камера Комета III последней
конструкции (фиг. 65) отличается от преды-
дущей сокращённым
объёмом—Кл=0,5 Vc
и наличием специаль-
ной выемки в поршне.
Введение указанных
изменений в конструк-
цию камеры Комета I
позволило уменьшить
гидравлические и те-
пловые потери, сни-
зить опасность по-
явления трещин между
клапанами в головке
цилиндров и снизить
удельные расходы то-
плива.
Переходной канал
в этой камере выпол-
нен эллиптическим. Ось форсунки направлена
не к центру, а касается окружности, радиус ко-
торой равен половине радиуса шаровой камеры.
Направление струи совпадает с направлением
Фиг. 65. Вихревая камер»
Комета III.
Ре
«Ус*
0
7
6
5
9е
250
225
200
175
150
j
—
А
н
. ¦
500
Условные
обозначения
— Комета!
— Комета П
— КометаШ
ЙпЛпвппптнпя
700
900
1100
1300
*¦ —
1500
¦ —с
i—|
¦
1700
,—¦
1QI
Юп
Фиг. 66. Кривые значений pg и gg для дизелей с вихре-
выми камерами в зависимости от я об/мин.
вихревого потока. Кривые средних эффектив-
ных давлений —pe = f(n) и удельных расходов
топлива g—f (n), приведённые на фиг. 66, по-
зволяют притти к заключению, что из четырёх

250
СМЕСЕОБРАЗОВАНИЕ В ДВИГАТЕЛЯХ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ
[РАЗД. IV
камер вихревого типа Комета III имеет мини-
мальные расходы топлива и соответственно
наибольшие ре.
Отличительной особенностью вихревой
камеры дизеля ЗИС-Д7 завода им. Сталина
<фйг. 67) является наличие трёх каналов:
одного центрального под углом 35" и двух
Фиг. 67. Вихревая камера дизеля ЗИС-Д7.
•боковых под углом 20°, которые дополни-
тельно охватывают вихревыми движениями
весь воздушный заряд камеры.
Шаровая часть камеры дизеля завода „Гер-
кулес" (фиг. 68) размещена непосредственно
в блоке цилиндров. Канал, соединяющий ка-
меру с надпоршневым пространством, сохра-
няет скорость-перетекающего вихря постоян-
ной до момента прихода поршня к в. м. т.,
что и является отличительной особенностью
этой камеры.
Особенностью вихревых камер являются
большие поверхности, непосредственно охла-
ждаемые водой Fu. В табл. 16 приведены па-
F
раметры вихревых камер; отношения - и
—'- для этих камер достигают больших зна-
чений.
Параметры рабочего процесса
На фиг. 69 представлена развёрнутая инди-
каторная диаграмма, снятая непосредственно
¦с, объёма шаровой камеры (кривая 1) и с
объёма надпоршневого пространства (кривая J?).
На приведённой диаграмме видны потери, по-
лученные за счёт гидравлических сопротивле-
ний при перетекании газов из одного объёма
вдругой(при п —1500 об/мин и р{= \0,5 кг/см2).
Рабочий процесс в вихревой камере харак-
теризуется умеренными значениями -^ и pz.
Характерным для вихревого процесса является
высокое среднее эффективное давление, не-
смотря на наличие повышенных гидравличе-
ских и тепловых потерь.
На фиг. 70 даны кривые давлений сгора-
ния рг при полной нагрузке в зависимости от
числа оборотов для двигателей с камерами
вихревого типа. С увеличением числа оборотов
давление сгорания рг, как видно из приведён-
ной диаграммы, несколько возрастает вслед-
ствие большего выделения тепла в основном
за счёт усиливающихся вихрей, а также вслед-
ствие повышения качества распыливания то-
плива. На той же диаграмме нанесена кривая
-?- =f(n) для камеры Комета III. Приведённые
До
значения-/- характерны также и для других
вихревых камер. Падение —- с увеличением
числа оборотов объясняется сокращением
индукционного периода.
Зависимость средних эффективных да-
влений ре и удельных расходов топлива ge
ряда двигателей с вихревыми камерами при
полной нагрузке от числа оборотов показана
на фиг. 71. Высокие значения ре, несмотря на
значительные гидравлические и тепловые по-
тери, указывают на то обстоятельство, что
процесс смесеобразования и сгорания в этих
двигателях протекает эффективнее, чем в
двигателях с разделёнными камерами при
иных процессах смесеобразования. Высокие
удельные расходы топлива, соответствующие
номинальному скоростному режиму, получи-
лись в результате больших необратимых по-
терь и.развитых поверхностей камер сгора-
ния, охлаждаемых непосредственно водой. Как
показывают кривые протекания удельных рас-
ходов, наименьшие значения получаются в
двигателе AEG с камерой Комета III при до-
статочно удовлетворительном среднем инди-
каторном давлении.
Как выше было изложено, перетекание из
рабочего цилиндра в вихревую камеру сопро-
вождается возникновением в последней кру-
гового движения воздуха. Отношение чисел
оборотов вихря пвих в конце сжатия к числу
оборотов коленчатого вала п называется вихре-
вым отношением. Последнее влияет на процесс
смесеобразования. Вихревое отношение зави-
сит от размерности двигателя, размеров вих-
ревой камеры и площади сечения соединитель-
ного канала. Величина вихревого отношения в
существующих двигателях с шаровыми и цилин-
дрическими камерами колеблется в пределах
от 25 до 35. Гидравлические потери в вихревой
/к
камере в зависимости от отношения ,; —
''пор
представлены в виде кривой на фиг. 72. Из
протекания кривой видно, что с уменьшением
проходного сечения канала величина среднего
давления Д/?вц#, затрачиваемого на вихреоб-
разования, возрастает.
На ,фиг. 73 представлены кривые скорости w
воздушного потока в соединительном канале
и вихревого отношения, построенных по углу
поворота кривошипа на ходе сжатия. Скорость
воздуха в канале достигает своего максимума
за 25° до в. м. т., после чего происходит резкое
падение. Вихревое отношение несколько па-
дает при достижении поршня в. м. т. против
максимального значения
пвих
которого оно
достигает за 15° до в. м. т. Наименьший удель-
ный расход, согласно опытам проф. Либровича
с шаровой камерой VK = 0,785Vc (фиг. 74),
достигнут при значении -8— = 30.

ГЛ. V]
СМЕСЕОБРАЗОВАНИЕ В БЫСТРОХОДНЫХ ДИЗЕЛЯХ
251
Отклонение площади сечения канала ют
наивыгоднейшего значения как в сторону уве-
личения его, так и в сторону уменьшения
приводит к уменьшению pt и к увеличению g{.
по /JBCDEF
топлива за время индукционного периода.
Если угол <ри, соответствующий индукционному
периоду, равен 10°, то угловое перемещение
воздуха <рвах в камере должно соответствовать
по крайней мере 360°, чтобы насытить весь
воздушный заряд частицами топлива к мо-
менту начала сгора-
ния. В этом примере
вихревое отношение
должно быть равнб
Чвах
П
вах :
_360._
<ри ~ П ~ 10 ~
= 36. Впрыск топлива
в шаровую камеру
целесообразнее вести
в направлении, каса-
тельном к Направле-
нию вихря в камере и
ближе к периферии
(камера Комета III).
D
ПРЕДКАЛШРНЫЕ ДИЗЕЛИ
Предкамерные дизели имеют
разделённые камеры сгорания.
Соотношение между Уп„ —
объёмом предкамеры и Vc—
объёмом пространства сжатия
выбирается от 0,25 до 0,40
Фиг. 68. Вихревая камера дизеля „Геркулес".
Каждой вихревой камере, как это показы-
вают опыты, в зависимости от её конструкции
соответствует вполне определённое наивыгод-
нейшее значение вихревого отношения.
(фиг. 75). Впрыснутое в предкамеру топливо
частично сгорает, и полученная энергия исполь-
зуется для распыливания несгоревшей части
топлива в объёме надпоршневого пространства.
Предкамера соединяется с надпоршневым про-
странством одним или несколькими отвер-
стиями. Для предкамерного процесса приме-
няется однодырчатый распылитель, имеющий
небольшой угол конуса распыла (в 10—15°)
во избежание оседания частиц топлива на
боковых стенках предкамеры. : Предкамеры
размещаются либо центрально, либо сбоку с
Таблица 16
Параметры вихревых камер
Завод
НАТИ МД-23. . .
ЗИС Д-7
AEG (Комета III) .
Перкинс .....
.Геркулес" ....
Торникрофт . . .
D
в мм
И5,°
1ОО,О
Ю5,о
88,9
88,9
i°5,°
5
в мм?
i6o,o
130,0
146,0
127,0
,3
152,5
Vs
в л
1,66о
1,О22
1,265
0,787
о,685
1,321
«
i6,5
17,°
l6,O
16,5
15,2
16,0
л
об/мин
1
i8qo
2200
2000
2660
2600
2200
V*
Vc
\ в %
74,о
66,9
6о,о
73.о
72,2
67,6
Числосо-
единитель-
ных отвер-
стий i
1
3
; 1 ;
i
i
i
fK
в°/„
здз
1,6а
i,85
2,71
7.25
2,32
в
см*/см3
2,81
3.46
2,15
3.21
2,93
3.11
Fu
Vc
в
CM^jCM3
1,85
2,34
1,48
1,94
>
Fa
в «/0
6s:.6
I 64.5
69,0
68,o
66,о
65,2
Вихревое отношение позволяет также опре-
делить дугу, которую опишет за еди-
ницу времени впрыскиваемая частица то-
плива с момента: появления её в камере сго-
рания. Для равномерного распределения ча-
стиц топлива по шаровой камере должно быть
обеспечено полное круговое движение частиц
некоторым наклоном (фиг. 75) по отношению
к оси цилиндра. В зависимости от размеще-
ния предкамеры форма днища поршня полу-
чает соответствующее очертание.
Предкамерные дизели обладают следую-
щими положительными свойствами: в надпорш-
невом пространстве развиваются малые да-

252
СМЕСЕОБРАЗОВАНИЕ В ДВИГАТЕЛЯХ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ
[РАЗД. IV
¦ 1—
.—'
2-
У
\
1—
А
/
и/
li \
JJ
L
^~
\
Л
В камере
.8 цили
4}лервкение\
подочи \
топлива 7' \
Продо
/vkum
подач
ндре
и^-
100" 80" 60' W 20' ВМТ 20' W 60" 80" Юд'
Угол поворота кривошипа
Фиг. 69. Индикаторная диаграмма дизеля с вихревой ка-
мерой.
щ
0,20
0,15
0,10
0,05
О
Фиг. 72,
мере —
Сущее
кона
/T/?tftffiw Zl/?tf действител
в интервале 1500-3000 об/*
твующие
ярукции—
щ
—
ьна
шн
— *
. Значения гидравлических потерь в вихревой ка
Др в зависимости от отношения • 100
пор
1100 1300 1500 1700 1900 п
Фиг. 70. Кривые изменения р и -j-~ для дизелей
с камерами сгорания Комета I, II и III в зависимости от
п об /мин.
5
Зе
250
225
200
G5
3HC-D7
К.
—И:
MD23
•
7
Перкинс
¦—
Y
ч
ДEG-Комета Ш
Геркулес
-
/Геркулес
—^
Перкинс
/НДТИ-МВ23
——
_ —
в—-"
\
\
fy
-ЗИС-В7
ДEG-Комета Ш
800 1200
2000 2400 п<?т
Фиг. 71. Кривые изменения р и g в зависимости от
числа оборотов для вихрекамерных дизелей.
для дизеля е = 17,5 и —— = 0,75.
W
120
too
80
СП
У)
20
НМТ
/
180
/
220
/
IV-
/
/
/
260
V
/
1
1
1 /h
\к
Л
с; /
w
\
/1
Г
/ /
300
5их
\
\
п
28
2Б
22
20
18
16
74
12
Ю
а
б
4
Hi
ЗЧОВМТа
Фиг. 73. Изменение w в соединитель-
ном канале вихревой камеры и —<^-
в зависимости от угла поворота криво-
шипа а.
р,
«?см-
9
8
9/miri
илс.ч
180
160
ПО
120
г ¦
-а.
Pi'°>9P,max
fymin
1 .
20 25
30
35 40
Фиг. 74. Изменение р. и g. для эксперименталь-
ного дизеля НАТИ (?>=95 мм, 5=115 мм, 8 = 17,5.
Vk nRax
Отношение -г- ¦ 100=78,5%) в зависимости от ¦
с
при п = 1500 об/мин.

СМЕСЕОБРАЗОВАНИЕ В БЫСТРОХОДНЫХ ДИЗЕЛЯХ
253
—. Одно отверстие
восемь
отверстий,
Предкамера
Фиг. 75. Схемы расположения предкамер в дизелях.
Фиг. 76. Предкамера дизеля ЧТЗ.
кл -Здмм
п-кп =38мм
Фиг. 77. Предкамера дизеля Ганц.
9е
w
'80
170
160
Фиг. 79. Изменение g в зависимости
от р для различных типов распыли-
¦~-—
ч
V
Фиг. 78. Предкамера дизеля НАТИМ-12.
телей, применяемых в
дизелях.
предкамерных

254
СМЕСЕОБРАЗОВАНИЕ В ДбЙГАТЕЛЯХ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ
[разд: iv
вления сгорания рг и низкие значения —— )
рабочий процесс мало чувствителен к каче-
ству распыливания топлива и позволяет ра-
ботать с низкими давлениями распыливания
(Рф — 80-5-120KzfcM^)', рабочий процесс мало
чувствителен к сорту тяжёлого топлива; интен-
сивные вихри сгорания позволяют поднять
Скоростной режим двигателя с сохранением
высокого среднего давления.
К недостаткам предкамерного процесса
следует отнести большие удельные расходы
топлива, вызванные тепловыми и гидравличе-
скими потерями при перетекании газов через
проходные отверстия; развитые поверхности
камер сгорания с интенсивным охлаждением;
затруднительный пуск.
На фиг. 76, 77 и 78 даны три типичные
предкамеры заводов ЧТЗ, Ганц и Мерседес-
Бенц.
В табл. 17 приведены сравнительные кон-
структивные данные по пяти предкамерным
двигателям. Характерны большие отношения
большая часть впрыснутого топлива будет на-
ходиться к началу процесса сгорания у днища
предкамеры. Это условие можно выдержать
как сокращением времени впрыска топлива,
так и уменьшением угла конуса струи. Эти
положения обеспечивают своевременное по-
ступление в рабочий цилиндр к началу сгора-
ния уже сильно подогретого в предкамере
топлива. Несоблюдение этих условий, т. е.
стремление к равномерному распределению
топлива по всей предкамере, влечёт за собой
значительное догорание в основном объёме
камеры и снижение экономии.
На фиг. 79 даны кривые удельных рас-
ходов топлива для штифтового (кривая 1)
и однодырчатого сопла (кривая 2), которые
ясно подтверждают более экономическое ис-
пользование топлива с применением более
жёсткой струи (кривая 2). Расход горючего в
этом случае снижается до ?в=173 г/э.л.с.ч.
Большое внимание должно быть уделено
рациональному выбору относительного значе-
ния объёма предкамеры к объёму простран-
Таблйца O
Конструктивные данные предкамерных дизелей
Завод
ЧТЗ М-17
Мерседес-Бенц ¦ .
Ганц .......
Дейц
Бюссинг .....
D
в мм
145
ю8
W5
! I2O
НО
S
в мм
аоо
13°
140
17о
13о
В А
3.380
1,190 :
1,210
I,92Q
1.235
t
16,0
17.9
12,6
1б,6
I7»4
. 34.1
26,2
41/8
Зб,а
46,1
Число от-
верстий в
предкаме-
ре 1
i
i
7
4
5
fnp
в мм*
45.°
аб,7
75.9
62,8
43.4
рсум
Vc
в
смг1см*
2,2О
3.49
з,59
2.97
3.41
*ш
Vc
в
см?/см3
1,3°
2,об
1,65
1,91
2,28
F'
.ifKVf
сум
59.5
59'а
<53.9
64,6
67,0
fnp
^пор
I
1бб
I
~343*
i
~ 114
¦ t\
180,
1 \
219 \
F F
¦ " и -. ы . Применяемые степени сжа-
гСум ус
тия равны примерно е= 17,0. Для улучшения
пусковых качеств величина е в последних ти-
пах доводится до е = 20. Из табл. 17 видно,
что в дизеле Ганц степень сжатия снижена
до е=12,6 ввиду применения для этого типа
смешанного процесса — предкамерного и пря-
моструиного.
Параметры рабочего процесса
Рабочий процесс быстроходного предкамер-
ного дизеля обладает следующими особенно-
стями: процессы сжатия в предкамере и в ра-
бочем цилиндре не совпадают; начало процесса
сгорания характеризуется тем, что давление
. в предкамере резко превышает давление в
рабочем цилиндре; давления рг понижены, и
отношения —j?- в рабочем цилиндре имеют
умеренные значения; сгорание в предкамере
и в основном пространстве протекает при раз-
личных коэфициентах избытка воздуха.
Опытами установлено, что наивыгоднейшие
условия работы предкамеры получаются, если
v
ства сжатия ~?. Чем больше диаметр рабо-
чего цилиндра, тем это отношение должно
быть больше для того, чтобы обеспечить не-
обходимую пробивную способность выдувае-
мого топлива в основное пространство сгора-
ния.
Экспериментальные работы показали, что
величина проходной площади ¦ отверстия дол-
жна быть взята в пределах от 0,3 до 0,6% от
площади поршня.
В дизелях с малой размерностью цилиндра
при наличии двух клапанов предкамеру всегда
размещают сбоку из-за конструктивных сообра-
жений (размещение впускных и выпускных
каналов). В конструкциях с четырьмя клапа-
нами предкамеру рационально размещать по
оси цилиндра. При этом необходимая дально-
бойность струи естественно сокращается. При
боковом расположении можно ограничиться
одним-тремя отверстиями, в то время как для
центрально расположенной предкамеры, исходя
из вышеизложенных положений, целесообразно
выбирать число отверстий не более восьми.
На фиг. 80 и, 81 представлены развёрнутые
индикаторные диаграммы, снятые с предкамеры
и с рабочего цилиндра при двух числах обо-

ГЛ. V]
СМЕСЕОБРАЗОВАНИЕ В БЫСТРОХОДНЫХ ДИЗЕЛЯХ
255
ротов, при п — 1790 об/мин и п = 1400 об/мин,
при полной нагрузке дизеля НАТИ М-12. На:
ходе сжатия разница между линиями давлений в
предкамере и в основном пространстве сгорания
60° W 20° ВМТ '20° 40 е 60°
Угол поворота кривошипа
Фиг. 80. Развёрнутые индикаторные диаграммы дизеля
НАТИ М-12 при л-1790 об/мин, 6=17° и /7^=4,33 кг/си2.
значительна. С увеличением оборотов разность
давления возрастает, что говорит об увеличе-
нии потерь на перетекание. Сгорание в самой
предкамере протекает с резким нарастанием
50
30
20
10
/
/ /
1/
1
1
1)
1
7
(
i
h
-\
впрыс/
^Пред)
\
\\
0 Ч \\
Химера
\
4(Г
60"
20° ВМТ 20° 40°
Угол поворота кривошипа
Фиг. 81. Развёрнутые индикаторные диаграммы дизеля
НАТИ М-12 при л = 1400 об/мин, 6=5° и ре-5,06 кг/см*.
давлений, и максимальные давления в предка-
мере достигают 75—80 кг/см2.
В главной камере рг намного ниже, и про-
цесс сгорания протекает мягче. Последнее
явление вызвано большими сопротивлениями
при перетекании газа, а также некоторым за-
паздыванием сгорания в главной камере цри
возрастающем объёме над поршнем. Кривая
давления в цилиндре после в. м. т. протекает
на участке аб выше линии давления в пред-
камере. При этом возникает обратный перето^
газов из рабочего цилиндра в предкамеру.
Повышение давления в главном пространстве
сгорания связано с неравномерным поступле-
нием топлива в рабочий цилиндр в процессе
выдувания из предкамеры и с понижением ин-
тенсивности горения в предкамере. Тепловое
состояние предкамеры обеспечивает малое из-
менение периода запаздывания воспламенения
топлива в предкамере в зависимости от числа
оборотов.
Для предкамеры дизеля НАТИ М-12 кри-
вые скорости нарастания давления в рабочем
цилиндре в зависимости от оборотов двигателя
для двух углов опережения впрыска при на-
грузке 850/0 представлены на фиг. 82. С по-
вышением скоростного режима и уменьшением
угла опережения 0 значения - f падают.
Да
Снятые индикаторные диаграммы показали, что
при 6=11° и в=17° процесс сгорания в рабо-
чем цилиндре начинается , около в. м. т. (см.
фиг. 80) и с уменьшением 9 перемещается за
4а'
6 -
1
— Дт
врабочем
UU/J
1
Lz
8=11
1
—' ,
•
— —
800
/100
то
Др
1700п «б/мин
Фиг. 82. Кривые зависимости ~— в рабочем цилиндре
предкамерного дизеля НАТИ М-12 от числа оборотов при
двух углах опережения впрыска В.
в. м. т. Положения, отмеченные выше, приводят
к заключению, что величина кинетической энер-
гии, вносимая воздушным потоком в ходе сжа-
тия, не характеризует эффективность рабочего
процесса. Как показывают испытания, наилуч-
шие показатели имеют конструкции, в которых
сжатая струя грубо распыленного топлива
быстро и возможно в большем количестве
выдувается из предкамеры. Таким образом»
подсчёт энергетических показателей предка-
меры, полученных за счёт перетекания газов;
на ходе сжатия из рабочего цилиндра в пред-
камеру, представляет интерес лишь с точки
зрения определения возникающих при этом
гидродинамических и тепловых потерь, сни-
жающих мощностные и экономические пока-
затели двигателя. Задачей предкамеры не
является обеспечение идеального перемешива-
ния топлива и воздуха в объёме предкамеры,
а создание распыливающего и рассеивающего
эффектов в основной камере сгорания. Расчёт
предкамеры обычно сводится к выяснению
конструктивных факторов, обеспечивающих,
возможно меньшие гидродинамические и те-
пловые потери. ,

256
СМЕСЕОБРАЗОВАНИЕ В ДВИГАТЕЛЯХ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ
[РАЗД. IV
Кривые изменения ре и ge в зависимости
от числа оборотов для ряда предкамерных
дизелей при полной нагрузке приведены на
фиг. 83.
*6
5
%
250
225
200
J75
тп
"~—.
\
Ч
1
J — -
^—-
бюссинг
1
J
=^
—»•
Мерседес-бенц
бюссинг
—.
Мерседес-бенц
у~ани
—^
*--
""ЛЙ7 #70 1300 1700 г/00 2500Л °&шр
Фиг. 83. Значения р и g в зависимости от числа
оборотов для предкамерных дизелей.
ВОЗДУШНО-ВСПОМОГАТЕЛЬНЫЕ
КАМЕРЫ
Воздушно-вспомогательные камеры отно-
сятся к разделённым камерам. Они имеют сле-
дующие отличительные особенности: впрыск
топлива производится в главное пространство
сгорания; топливо впрыскивается в поток воз-
духа, поступающий при сжатии в воздушно-
вспомогательную камеру; воздушно-вспомога-
тельная камера соединяется с рабочим цилин-
дром узкой горловиной (двигатель Ланова) или
несколькими каналами с малой проходной
площадью.
Камера сгорания Ланова послед-
него выпуска (фиг. 84) состоит из главного
пространства сжатия, объём которого равен
Si)°jQ, и воздушно-вспомогательной камеры, вы-
полненной из двух объёмов (первый объём
5% и второй 15%).
Топливо впрыскивается через горизонталь-
ную форсунку, расположенную против воздуш-
но-вспомогательной камеры, в основное про-
странство сгорания, имеющее форму вось-
мёрки. В конце сжатия часть впрыскиваемого
топлива увлекается воздушным потоком во
вспомогательную камеру. Благодаря запазды-
ванию воспламенения топлива, горение, как по-
казывают опыты, начинается около горловины
первой вспомогательной камеры (перед ней
или после неё), откуда пламя быстро распро-
страняется во всех направлениях. При боль-
ших нагрузках быстрое сгорание начинается
прежде всего во вспомогательной камере.
В главном пространстве происходит медлен-
ное сгорание до момента начала истечения
горячих газов из вспомогательной камеры.
Последние способствуют возникновению интен-
сивных вихрей, повышающих скорость сгорания
в основной камере.
При работе с малыми нагрузками в цилиндр
поступает небольшое количество топлива с
плохим распылом и сгорание может начаться
непосредственно в главной камере. Истечение
из вспомогательной камеры также имеет место,
но оно оказывает меньшее влияние на про-
текание процесса сгораяля.
вспомогательная Вспомогательная
камера J камера И
Главное пространство
камеры сгорания
Кмпон для \
выключения ко меры В
Фиг. 84. Камера сгорания типа Ланова.
, На фиг. 85 приведены развёрнутые инди-
каторные диаграммы для вспомогательных ка-
мер и основного пространства сжатия при
работе на холостом ходу и с полной нагруз-
кой.
20
20
О
Холостой под
О01 но я нагрузка
а - начало впрыска
в- коней впрыска
-W°+fQ0 40° 60° О -10е * 10е 40°
ЙМТ ВМТ
Фиг. 85. Развёрнутые индикаторные диаграммы камер
Ланова, снятые с объёма главного пространства и с объё-
мов вспомогательных камер в зависимости от угла пово-
рота кривошипа о.
Из этих диаграмм видно, какое влияние
оказывает на развитие процесса уменьшение

ГЛ. V]
СМЕСЕОБРАЗОВАНИЕ В БЫСТРОХОДНЫХ ДИЗЕЛЯХ
257
продолжительности впрыска при переходе к
малым нагрузкам и холостому ходу, а также
увеличение периода запаздывания воспламе-
йр
Нг/смг
30
20
10
1
1
J
А! Холостой код
1_
1
Полная нагрузка
Ю 20 30 W 50 60 7O8090OL0
После
-30-20-10
До
Фиг. 86. Кривые перепада давлений Д/>
между камерой II камеры Ланова и рабо-
чим пространством в зависимости от угла
поворота кривошипа я при холостом ходе
и полной нагрузке.
нения за счёт более низкого теплового состоя-
ния.
Всё вышесказанное подтверждается нали-
чием перепада давлений между главным про-
странством и второй вспомогательной камерой.
На фиг. 86 предста-
влены кривые пере-
пада давлений как при
хблостом ходе, так и
при полной нагрузке,
построенные по углу
поворота кривошипа.
Если при холостом
ходе этот перепад со-
ставляет 12 кг/см2, то
при полной нагрузке
он достигает 38 кг/см2.
Температурное со-
стояние в этот мо-
мент II камеры значи-
тельно выше, чем при
холостом ходе, что
влечёт за собой более
быстрое сгорание ра-
бочего заряда. Темпе-
ратура горловины и
стенок камеры должна
также сказаться на
моменте возникнове-
ния сгорания.
Скорость нараста-
ния давлений в глав-
ном пространстве сго-
рания (при полной на-
грузке и я=1200
об/мин) равна 4,1
кг]см2 на 1° и во вто-
рой вспомогательной
камере — 8,2 kzjcm2
на Г.
В результате эф-
фективного процесса
17 Том 10
смесеобразования двигатель развивает высо-
кие средние эффективные давления при уме-
ренных удельных расходах.
Топливо подаётся в этой камере через од-
нодырчатый распылитель с малым конусом
распыла 4° при давлении затяжки пружины
в 150 кг,1 см2. Двигатель пускается без калиль-
ных свечей. Для облегчения пуска в ход ка-
мера II из процесса выключается, повышая
тем самым степень сжатия и тепловое состоя-
ние холодного двигателя. Камера сгорания ди-
зеля МАН (фиг. 87) состоит из двух объёмов:
наклонно расположенной конусообразной ка-
меры, содержащей 55% всего воздуха, и воз-
душно-вспомогательной камеры с относитель-
ным объёмом в 25,4°/0. Дополнительная камера
соединена у основания конуса главной камеры
тремя каналами, из которых два имеют диа-
метр 2,5 мм и один — 4,0 мм.
Соединительные каналы направлены под
углом 40° к оси топливной струи, форма кото-
рой соответствует конусообразному объёму
камеры.
Расположение вспомогательной воздушной
камеры обеспечивает на ходе расширения по-
ступления воздуха в главную камеру через
наклонные соединительные каналы. Рабочий
процесс двигателя МАН протекает мягко.
Дизель МАН имеет хорошие пусковые каче-
Фиг. 87. Камера сгорания дизеля МАН.

258
СМЕСЕОБРАЗОВАНИЕ В ДВИГАТЕЛЯХ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ
[РАЗД. IV
ства, так как топливо при впрыске имеет воз-
можность попасть непосоедственно в простран-
ство над поршнем.
Ре
7
6
5
9е
250
225
200
115
1ЧП
ч
^мдн
^мдн
I
I
у
Додж {камера Л а нова)
г—-
¦—.
—
/
—'
Ч
* (Камера
1анова)
-1
"~№ 800 1200 1600 2000 2и00п°Чьин
Фиг. 88. Кривые зависимости pg и g от числа
оборотов для камер .Панова и МАН.
В известной степени этот дизель может
быть отнесён к двигателям непосредственного
впрыска. Основанием к тому служит большое
сечение расходящегося конуса, препятству-
ющее образованию завихрения воздуха. Такой
метод прямоструйного смесеобразования есте-
ственно требует дополнительного воздушного
объёма для образования необходимых вихрей
в основной камере.
Угол распыла штифтового сопла равен 4"
при диаметре штифта в 2 мм. Давление впрыска
установлено в 130 кг\см?.
Кривые ре и ge в зависимости от оборо-
тов приводятся на фиг. 88. Низкие средние
эффективные давления и повышенные удель-
ные расходы топлива объясняются потерями
за счёт необратимых процессов перетекания,
высоких коэфициентов избытка воздуха и рас-
тянутым процессом сгорания.
В табл. 18 приведены основные геометри-
ческие размеры двигателей с воздушно-вспо-
могательными камерами и конструктивные
параметры самих камер.
Относительные поверхности охлаждения
F F F „
—рА-, 7# и 5^— благодаря сложным конфи-
*'сум *с *с
гурациям камер получились большими.
Таблица 18
Основные размеры двигателей с воздушно-вспомогательными камерами и конструктивные параметры камер
Завод
Додж (камера Ла-
нова)
МАН
D
в мм
95.3
105,0
В ММ
127, О
I4O
VhBA
0,904
1,211
е
17.°
i5.o
л
об/мин
2боо
l8oo
VK
-^•100
с
I камера
5,0%
II камера
15,0°/0
35,4%
i
1
3
//С -100
Гпор
-
2,6
^сум
Vc
в
см?1см3
-
3.25
Fu
Vc
в
см'/см3
-
2,24
и 1ЛЛ
-= • 100
гсум
8%
-
69,0
ТОПЛИВНЫЕ НАСОСЫ БЫСТРОХОДНЫХ ДИЗЕЛЕЙ
Механизм топливного насоса (фиг. 89) со-
стоит из плунжера У, гильзы 2, нагнетатель-
ного клапана 3, кулачкового валика 4 с кулач-
ком специального профиля, толкателя 5 с роли-
ком 6 и пружины 7.
Под действием кулачка плунжер движется
вверх и подаёт топливо через распылитель
форсунки в цилиндр двигателя. Под действием
пружины плунжер движется вниз, и при от-
крытии последним всасывающих отверстий
топливо заполняет объём надплунжерного про-
странства.
В топливном насосе число отдельных сек-
ций соответствует числу цилиндров двига-
теля. В некоторых современных конструкциях
дизелей применяют топливный агрегат — на-
сос-форсунку на каждый рабочий цилиндр.
Топливный насос должен обеспечивать:
а) отмеривание точных порций топлива, по-
даваемых в соответствии с нагрузкой двига-
теля; б) требуемую продолжительность (по
углу) и скорость подачи топлива, соответ-
ственно высокие давления в начале и резкую
отсечку в конце впрыска топлива в рабочий
цилиндр; в) смещение момента начала подачи
топлива в зависимости от скоростного режима
работы двигателя; г) управление подачей то-
плива на всех скоростных режимах работы дви-
гателя, в частности поддерживать минимально
устойчивые обороты холостого хода и выклю-
чать подачу на максимальных оборотах.
Условия пункта (б) удовлетворяются рацио-
нально подобранной конструкцией форсунки
и правильно рассчитанным «профилем кулачка

ГЛ. V]
ТОПЛИВНЫЕ НАСОСЫ БЫСТРОХОДНЫХ ДИЗЕЛЕЙ
259
топливного насоса. Специ-
альная муфта опережения
удовлетворяет условиям
пункта (в). Двухрежимный
и всережимный регуляторы
обеспечивают
пункта (г).
Количество
впрыскиваемое при полной
нагрузке на один цикл Ag
в мг на 1 ход плунжера,
незначительно и колеблется
в авто-тракторных дизелях
&g — от 30 до 80, а в авиа-
ционных, танковых и трак-
требования
топлива,
торым избыточным давлением @,2-5-0,7 кг/сл2)
подаёт его в питающую полость насоса 3. Из-
быточное давление позволяет преодолеть со-
противление фильтров и питающих трубопро-
водов (для лучшей фильтрации в некоторых
конструкциях устанавливают два последова-
тельно включённых фильтра), и одновременно
препятствует выделению газов, растворённых
в топливе. Присутствие пузырьков газа в
трубопроводе высокого давления 6 приводит
к прекращению подачи топлива отдельными
секциями насоса. Производительность подка-
чивающей помпы при нормальной нагрузке
двигателя превышает количество топлива,
впрыскиваемое во все рабочие цилиндры, в
Фиг. 89. Схема то
пливного насоса.
Фиг. 90. Схема установки топливной аппаратуры.
торных с большим литражем цилиндра Д^ = от
100 до 200. На холостом ходу величина kg сни-
жается до &g = 10 —f- 25.
В современных быстроходных дизелях про-
должительность подачи топлива в рабочий
цилиндр при нормальной нагрузке составляет
15 —г- 25° угла поворота кривошипа, что соот-
ветствует to в сек:
л =2000 об/мин, М = 0,00125-0,00210 сек.;
п = 2500 об/мин, Ai = 0,00100-0,00166 сек.
Дозировка малых порций топлива предъ-
являет исключительно высокие требования к
производству и эксплоатации топливной аппа-
ратуры.
В многоцилиндровых дизелях при полной
нагрузке неравномерность подачи топлива по
отдельным секциям насоса не должна превы-
шать средней величины bgcp по всем цилин-
драм) ±30/0.
Неравномерность подачи (в сторону увели-
чения) при полной нагрузке приводит к ухуд-
шению процесса сгорания (дымный выхлоп) и
к перегреву отдельных цилиндров двигателя.
СХЕМА ТОПЛИВОПОДАЧИ
В БЫСТРОХОДНЫХ ДИЗЕЛЯХ
Система подачи топлива к рабочим цилин-
драм двигателя (при отдельном насосе) имеет
магистрали низкого и высокого давления.
Топливо из бака / (фиг. 90) засасывается
подкачивающей помпой 2, которая под неко-
5—8 раз. Перепускной клапан 4, размещённый
в корпусе фильтра «5, спускает в бак лишнее
топливо с пузырьками воздуха, подсасывае-
мыми помпой вместе с топливом.
Каждая отдельная секция топливного на-
соса подаёт топливо по стальному трубо-
проводу (диаметр внутреннего отверстия-
1,0—1,5 мм) под высоким давлением к фор-
сунке.
В различных топливоподающих системах
максимальные давления впрыска топлива в
рабочий цилиндр достигают значений от 250
до 150J кг/см2.
В быстроходных дизелях имеет место ка-
чественная регулировка, т. е. при увеличении
нагрузки двигателя уменьшается коэфициент
избытка воздуха а, с уменьшением нагрузки —
а увеличивается.
По методам регулирования количества по-
даваемого топлива различают насосы: 1) с пе-
ременным ходом плунжера (фиг. 91); 2) с по-
стоянным ходом плунжера, в которых лишнее
топливо удаляется с помощью: a i перепуск-
ной иглы (фиг. 92); б) отсечного клапана
(фиг. 93); в) отсечной кромки, выполненной
на плунжере золотника.
Топливные насосы 1-й группы, а также
2-й группы (а) и (б) не удовлетворяют ряду
требований: не обеспечивают резкой отсечки
в конце подачи (а), сложны по конструкции
(а) и (б), механизм регулировки количества
топлива для своего перемещения требует зна-
чительных усилий (б).

260
СМЕСЕОБРАЗОВАНИЕ В ДВИГАТЕЛЯХ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ
[РАЗД. IV
В современных быстроходных дизелях в
основном применяются насосы 2-й группы
типа (в).
РАБОТА И КОНСТРУКЦИЯ ТОПЛИВНЫХ
НАСОСОВ
Топливные насосы Куйбышевского
и Кировского заводов
Топливные насосы с плунжером-золотником
компактны, имеют лёгкий доступ к отдельным
элементам, удобны для монтажа на двигателе
и просты в эксплоатации.
Насосный элемент топливного насоса
(фиг. 94) Кировского и Куйбышевского заво-
обеспечивающая посадку нагнетательного
клапана на седло после окончания впрыска
топлива.
Трубопровод высокого давления присоеди-
няется к штуцеру накидной гайкой. Движение
плунжера обеспечивается кулачком симметрич-
ного профиля через ролик, смонтированный
в специальной направляющей.
В корпусе насоса просверлен питающий
канал — общий для всех насосных элементов,
из которого топливо (под избыточным давле-
нием) поступает в гильзу через отверстия 4
и 5. Плунжер имеет постоянный ход. На
фиг. 94 плунжер насосного элемента предста-
влен в нескольких положениях: а) процесс
всасывания; б) начало процесса нагнетания
(перекрытие всасывающих отверстий торцевой
кромкой плунжера); в) момент начала пере-
наооса
Перепускная ""»"/я.н~-?
игла тО оысоким
даблениен к
Горизонтальная
слагающая
Уменьшение^
подачи
Увепияение
подачи
{Эксценпфиситет
Фиг. 91. Схема топлив-
ного насоса с перемен-
ным ходом плунжера.
Фиг. 92. Схема топливного
насоса с перепускной иглой.
Фиг. 93. Схема топливного насоса
с пеоепускным клапаном.
дов состоит из плунжера / и рабочей гильзы 2.
Гильза прижимается корпусом 3 нагнетатель-
пуска (отсечная кромка К открывает правое
перепускное отверстие).
а) б)
Фиг. 94. Плунжер-золотник в различных положениях.
Положение кромки К по отношению к пе-
ного клапана. Корпус 3 закрепляется штуце- репускному окну 5 определяет конец подачи
ром, внутри которого помещается пружина, топлива.

ГЛ. V]
ТОПЛИВНЫЕ НАСОСЫ БЫСТРОХОДНЫХ ДИЗЕЛЕЙ
261
Для увеличения количества подаваемого
топлива Ag плунжер необходимо повернуть по
часовой стрелке. В этом случае величина об-
разующей КТ от торца плунжера до винтовой
линии увеличится. При повороте плунжера в
обратную сторону образующая КТ умень-
шается и подача снижается.
В многоцилиндровом насосе с помощью
общей рейки и венцов, закреплённых на втул-
ках, одновременно поворачивают все плун-
жеры. Нагнетательный клапан (см. фиг. 117)
служит для разобщения полости надплунжер-
ного пространства от нагнетательного трубо-
провода. При посадке клапана на седло давле-
ние в трубопроводе резко снижается вследствие
увеличения объёма нагнетательной системы
на величину объёма пояска высотой Нпояс.
Падению давления топлива в трубопроводе
способствует также перетекание некоторой
доли топлива из трубопровода в полость на-
соса.
На фиг. 95 приведены кривые подъёма и
скорости плунжера топливного насоса Куйбы-
шевского завода.
нет равным усилию сверху (рпр + РклРОст),
то клапан начнёт подниматься (фиг. 96)
Рн.п =
где
ия2 ' я<*1
Рпр —; усилие пружины нагнетательного кла-
пана ; Ркл рост — полное усилие, действующее
на клапан сверху ^площадь FKJl) от давления
топлива рОст со стороны трубопровода.
Угол опережения подъёма нагнетательного
клапана — (f i — 92) (фиг 95) по отношению к
моменту закрытия всасывающих окон будет
тем больше, чем выше обороты и чем меньше
давление за нагнетательным клапаном.
Кривая скорости муюквра
Угль/ поборота Шенчатго оаМ,
Фиг. 95. Кривые подъёма и скорости плунжера топливного насоса Куйбышевского завода.
На кривой подъёма точками отмечены сле-
дующие положения: а — начало подачи (теоре-
тической) топлива; б — конец максимальной
(теоретической) подачи топлива. Расстояние
от а до б равно максимальному теоретиче-
скому рабочему ходу плунжера — hMaKC. теор>
точка в' соответствует максимальной скорости
плунжера (верхняя кривая); х соответствует
началу отсечки (теоретически). Расстояние от
а дох равно рабочему ходу плунжера — hp.x.
Развитие действительного процесса подачи
топлива насосом и впрыска через закрытую
форсунку протекает в следующей последова-
тельности.
Давление топлива в надплунжерном объёме -
l/j начинает возрастать ещё до полного за-
крытия торцом плунжера окон гильзы. Это
явление связано с дросселированием топлива
во всасывающем и перепускном отверстиях.
Когда давление снизу на клапан со стороны
надплунжерного пространства — р • FKA ста-
Величины углов (<pj — Тг)» полученные
путём расчёта для четырёхтактного двигателя,
работающего с насосом такого типа, даны в
табл. 19.
В процессе подъёма нагнетательный клапан
передаёт через разгрузочный поясок толка-
ющее движение топливу, находящемуся в
объёме Vz+Vmp (фиг. 96), сжимает его и вы-
тесняет в распылитель. В результате возбу-
ждается основная, первичная волна подачи,
бегущая к форсунке (кривая /, фиг. 97). На
фиг. 97 представлены кривые изменения да-
вления в распылителе закрытой форсунки
(верхняя /) и у насоса — (нижняя //).
Из приведённых кривых видно, что начало
повышения давления у форсунки (начальным
давлением считается остаточное давление в
трубопроводе) запаздывает по времени против
начального момента развития волны подачи
у насоса на величину Д^. Момент начала от-
крытия сопла распылителя смещается по от-
ношению к моменту подхода волны от насоса

262
СМЕСЕОБРАЗОВАНИЕ В ДВИГАТЕЛЯХ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ
[РАЗД. IV
к форсунке на величину At2. Последнее явле-
ние связано с ростом давления в трубопро-
воде от рост до величины затяжки пружины
форсунки рпр.
Следовательно, задержка подъёма иглы
форсунки по отношению к началу Образова-
Фиг. 96. Схема надплунжерного пространства
топливного насоса.
ния волны подачи у насоса равна
Х6-п = Д^ол. Значение Ь%ап будет тем
меньше, чем выше число оборотов двигателя,
чем меньше величина затяжки пружины фор-
сунки, чем больше величина остаточного да-
вления рост и чем короче трубопровод.
Давление под иглой форсунки, полученное
в результате действия основной волны, может
Таблица 19
Величины углов опережения для четырёхтактного
двигателя
Обороты ку-
лачкового ва-
лика в минуту
IOOO
боо
3°о
(tj — у,)* при
Р*над в нг1см*
70
2,1
i>3
о.9
2С
3.7
2,6
1-3
Условия расчёта
Диаметр плунжера
Диаметр окна dOK =
>= 2 мм.
* В градусах угла поворота кулачкового валика.
** Давление в надплунжерном пространстве насоса а
момент начала подъёма нагнетательного клапана.
оказаться недостаточным для подъёма иглы.
В этом случае начало впрыска должно будет
задержаться до подхода от плунжера насоса
отражённой волны, которая и повысит давле-
ние до необходимой величины.
Топливо из надплунжерного пространства
будет поступать в объём (V%+Vmp) лишь
после выхода цилиндрического пояска клапана
из направляющей.
Отсечка топлива по насосу не вызовет
прекращения впрыска топлива в рабочий ци-
линдр. Конец впрыска сместится против мо-
мента отсечки по насосу на угол №*зап и на-
ступит лишь после того, как давление в по-
лости распылителя (в результате действия
20° 40" 60' 80° 100° W° НО
Япе/ир
Фиг. 97. Кривые изменения давления у насоса Я и у фор-
сунки /: кривые получены при п =¦ 1010 об/мин, Mi «=
- 8,4- Ю-4 сек. (?' = 5,1°); Д/а = 7,25 • К)-4сек. (<р' =
= 4,4°); Д(рза/? — запаздывание подъёма иглы форсунки
по отношению к началу образования волны подачи;
А '$зап — угол смещения конца впрыска по отношению
к концу подачи по насосу.
ряда отражённых волн отсечки) упадёт на-
столько, что вызовет посадку иглы форсунки.
После отсечки, когда основная волна по-
дачи обрывается, последующее изменение да-
вления в нагнетательной системе характери-
зуется постепенным затуханием возбуждённых
колебаний (кривые / и //, фиг. 97).
На кривой подъёма плунжера (см. фиг. 95)
можно отметить следующие моменты действи-
тельного процесса подачи и впрыска топлива:
а" — момент, соответствующий началу подъёма
нагнетательного клапана насоса и соответствую-
щее значение w (а')на кривой скорости; а'" —
момент выхода цилиндрического пояска нагне-
тательного клапана и сообщение объёма V\ с
объёмом (V2+Vmp); h0K— ^ + hKA — рассто-
яние от нижней кромки всасывающих отвер-
стий до положения плунжера, при котором
цилиндрический поясок нагнетательного кла-
пана выйдет из направляющей: х — момент
отсечки и соответствующее этому моменту
значение w (х1) на кривой скорости; haKm x—
рабочая активная часть хода плунжера от
положения, соответствующего моменту сооб-
щения объёмов (Vi) и (V^+Vmp) до момента
отсечки; hnep — ход перепуска от положения,
соответствующего моменту начала отсечки,
до в. м. т. плунжера.

ГЛ. V]
ТОПЛИВНЫЕ НАСОСЫ БЫСТРОХОДНЫХ ДИЗЕЛЕЙ
263
В течение всего периода подачи топлива
будут иметь место следующие потери, которые
и вызывают увеличение haKm p х: а) утечки
топлива через зазоры между плунжером и
гильзой; б) сжимаемость топлива в объёме
(Vi+Vi+Vmp) (фиг. 96), упругость трубопро-
водов, а также и ряд других потерь.
Моменты начала и конца впрыска отме-
чены на кривой подъёма крестиками.
Д
Коэфициент подачи топлива т)ЯЙС =
где Ag — фактически поданное (замеренное^
количество топлива в цилиндр при совместной
работе насоса и форсунки; &gm — количество
топлива, соответствующее действительному
ходу плунжера hd.р. х; bgm подсчитывается
по формуле:
где пд — действительный ход плунжера с
момента перекрытия всасывающих отверстий
торцом плунжера до момента отсечки.
Коэфициент подачи топлива riHac колеблется
в пределах 0,70—0,85 (без учёта изношенности
плунжера)
На величину rtHac также влияют следую-
щие факторы: продолжительность и скорость
всасывания (кулачок Куйбышевского завода
имеет <fecac= 127,5° поворота кулачкового
валика); величина давления во всасывающей
полости насоса; величина противодавления в
нагнетательном трубопроводе и объём то-
плива, заключённый в нём; наличие паров
топлива в объёме надплунжерного пространства
(при движении плунжера вниз с перекрытыми
всасывающими отверстиями); наличие специ-
альных корректирующих устройств.
Эффективный процесс горения требует
продолжительности подачи топлива (выражен-
ной в угле поворота кривошипа) Чкол.вала—
= 15"^ 25°. Меньшие значения угла относятся
к дизелям с непосредственным впрыском.
Обычно подача топлива насосом протекает на
возрастающих скоростях (участок а' в' кривой
скорости плунжера (фиг. 95).
При впрыске топлива на участке возра-
стающих скоростей плунжера удаётся избе-
жать подтекания топлива и получить резкую
отсечку в конце подачи. Исходя из этих со-
ображений, при средних давлениях за процесс
впрыска (V50—400 кг\см%) конец подачи не
переносят на участок понижающих скоростей
и лишь в топливоподающих системах (напри-
мер типа GMC) с высоким давлением впрыска
(800—1300 кг/см2) допускают подачу топлива
в рабочий цилиндр и на понижающихся ско-
ростях плунжера (см. кривые на фиг. 98).
Для сокращения угла впрыска с целью
повышения качества распыла (при условии
использования одного и того же профиля
кулачка) необходимо подобрать насосный эле-
мент с большим диаметром плунжера.
На фиг. 99 приведены кривые зависимости
угла нагнетания (теоретического) по насосу --
Чкул вал от Диаметра плунжера для трёх
различных подач топлива Д VOT=200; 80 и 50 ммг
на 1 ход плунжера.
Указанная зависимость укуЛш eajl—f (dllJt) по-
лучена для топливного кулачка, выполненного
по профилю кулачка насоса Куйбышевского
завода.
Пример: при теоретической подаче
&Vm~ —~ = 80 мм2 на 1 ход плунжера с про-
1
1топ
должительностью впрыска укул. вал = 14,5
B9° по коленчатому валу для четырёхтактного
рабочий ход
Фиг. 98. Кривые скорости перемещения
плунжера топливного насоса и изменения
давления при впрыске топлива для насоса-
форсунки GMC.
двигателя) диаметр плунжера необходимо вы-
брать согласно кривым, равным йпл=1 мм.
Если сократить угол подачи в 1,5 раза, т. е.
10° B0°
довести его до
еал
р,
равного 10° B0° по
fa-}'.
*--s
*j
vS
—*.
•-<
-A
9mfw
A\/
Li
1
;
i
=20иии3/ц1ш -
\ I 1
Ы-4 I J
¦¦__
яТ
П
1 1
Углы поворот ЬулачМогп НамЖа
Фиг. 99. Кривые зависимости <рло^ — Л&плг
Таблица 20
Основные параметры насосов для дизелей
Диаметр и ход
плунжера в мм
*ПЛ
StlA
Автомобиль-
ных и трактор-
ных
' 6—ю
ю
Танковых
и авиацион-
ных
Ю—12
IO
Малых
мощностей
Ng=l0A. с.
4
7
коленчатому валу), то диаметр плунжера не-
обходимо увеличить до rfrt,j—9 мм.
Ход и диаметр плунжера для насосов оте-
чественных заводов даны в табл. 20.

264
СМЕСЕОБРАЗОВАНИЕ В ДВИГАТЕЛЯХ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ
[РАЗД. IV
Ряд насосов имеет стандартное крепление
с двигателем и одинаковую координацию оси
валика по отношению к опорной поверхности.
Конструкция насосов проста и допускает смену
насосных элементов. Правильная эксплоатация
топливного насоса требует весьма тщательной
фильтрации топлива и обеспечивает надеж-
ность работы насоса.
Неравномерность износа плунжеров или
ослабления венца поворотной втулки создаёт
неравномерность подачи топлива отдельными
секциями насоса. Практика эксплоатации тре-
Прокпадку толстой
сто/зоной медной
обоймы ставить
к штуцеру
Диаметр и ход плунжера равны 10 мм.
Детали насосного элемента и регулировочный
механизм насоса ЧТЗ идентичны с конструк-
цией деталей насоса Куйбышевского завода
с той лишь разницей, что в рабочей гильзе
ЧТЗ имеется одно всасывающее отверстие
и каждый насосный элемент снабжён отдель-
ной рейкой. Насосные элементы монтируются
в легко заменяемых секциях 1, которые за-
крепляются в чугунном корпусе 2 топливного
насоса. Во избежание перекосов плунжера
и пружины в корпусе отдельной секции
к форсунке
Фиг. 100. Поперечный разрез топлив-
ного насоса Кировского завода.
Фиг. 101. Поперечный разрез топливного
насоса ЧТЗ.
Фиг. 102. Продольный разрез
топливного насоса ЧТЗ.
бует периодической проверки неравномер-
ности подачи отдельных секций насоса» не допу-
ская её выше 3—4°/0. Моменты начала подачи
отдельными плунжерами регулируются верти-
кальным перемещением плунжеров с помощью
регулирующего болтика / и контргайки 2
толкателя насоса (фиг. 100).
Предварительная установка упора для
рейки, ограничивающего максимальную подачу
топлива, и регулировка углов подачи отдель-
ных насосных элементов производятся на спе-
циальном стенде.
Топливный насос тракторного дизеля ЧТЗ
(предкамерного смесеобразования)
На фиг. 101, 102 и 103 даны поперечный
и продольный разрезы топливного насоса
дизеля ЧТЗ.
имеется направляющий стакан 3. К корпусу
насоса крепятся шестерёнчатая подкачиваю-
щая помпа 4 и фильтры грубой и тонкой
очистки 5.
Схема действия всережимного регулятора
(установленного отдельно от насоса) и коррек-
тора подачи представлена на фиг. 119.
Топливный насос Эксцелло
В топливном насосе Эксцелло 1 плунжеры
получают перемещение от косой вращающейся
шайбы 1, установленной на валике привода 2
1 Устанавливается на дизеле Додж с камерой сгорания
Ланова.

ГЛ. V]
ТОПЛИВНЫЕ НАСОСЫ БЫСТРОХОДНЫХ ДИЗЕЛЕЙ
265
под углом в 11° к его оси (фиг. 104). В кор- риодически открываемые золотником. В на-
пусе насоса (барабанного типа) по периферии чале хода нагнетания часть топлива (схема //)
расположены плунжеры 3 в количестве, соот- вытесняется в распределительную камеру да
Фиг. 103. Разрез секции топливного насоса ЧТЗ.
ветствующем числу цилиндров, а в центре момента перекрытия сверления 5 косой кром-
размещён золотник 4. За один оборот привод- кой а вращающегося золотника. С этого мо-
ного валика все плунжеры сделают ход на- мента начинается подача топлива в форсунку
гнетания (влево) и ход всасывания (вправо), через нагнетательный клапан 6 (схема III).
Фиг. 104. Поперечный разрез топливного насоса Эксцелло.
В надплунжерное пространство каждого В конце хода нагнетания косая кромка б
отдельного насосного элемента (схема 1 золотника производит отсечку и топливо вы-
фиг. 105) топливо поступает из распредели- тесняется обратно в распределительную ка-
тельной камеры через всасывающие окна, пе- меру.

266
СМЕСЕОБРАЗОВАНИЕ В ДВИГАТЕЛЯХ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ
[РАЗД. IV
При осевом перемещении золотника влево
с помощью штифта 7 количество подаваемого
топлива увеличивается; при перемещении
вправо — уменьшается.
На поверхности плунжера отфрезерованы
две кромки: верхняя а и средняя б. Привод к
плунжеру насоса дан на фиг. 107. Развёртка
кромок представлена на фиг. 108
Уменьшает подачи
Увеличивает подачу
обеспечивает опережение подачи топлива
Фиг. 105. Схема работы насоса Эксцелло.
Наличие двух косых кромок на поверхности
золотника обеспечивает при регулировании
количества топлива одновременное смещение
начала и конца подачи топлива. Завод изго-
товляет золотники продолжительностью подачи,
соответствующей в 14° и 22,5° угла поворота
валика насоса (для максимальной подачи топли-
ва). Угол опережения впрыска топлива изме-
няется путём поворота золотника вокруг своей
оси с помощью промежуточного стержня 8.
Отсутствие кулачкового валика является
конструктивной особенностью этого типа
насоса.
К корпусу насоса крепятся подкачивающая
помпа 9, фильтр 10 и регулятор 11.
Топливный агрегат — насос-форсунка GMC
В двухтактных дизелях завода GMC, уста-
навливаемых на двигателях тракторов, грузо-
вых автомобилей и танков, на каждый цилиндр
двигателя монтируется специальный агрегат
насос-форсунка, в котором топливный насос
совмещён с форсункой (фиг. 106).
В корпусе этого агрегата размещены эле-
менты насоса: гильза ) и плунжер 2. Распы-
литель открытой форсунки 3 притягивается
к корпусу 4 с помощью специальной гайки 5.
В кольцевое пространство 6, с которым вну-
тренняя полость гильзы соединена двумя
всасывающими отверстиями 7 и 8, топливо
подаётся через металлический фильтрующий
элемент 9 с помощью подкачивающей помпы.
Топливный кулачок через штангу и коро-
мысло обеспечивает движение плунжера на-
соса вниз (нагнетательный ход). Возвратное
движение плунжера (всасывающий ход) про-
исходит под действием пружины 10.
Фиг. 106. Разрез по насосу-форсунке GMC и по
распылителю.

ел. V]
ТОПЛИВНЫЕ НАСОСЫ БЫСТРОХОДНЫХ ДИЗЕЛЕЙ
267
Надплунжерное пространство насоса через
отверстия 7 и 8 в гильзе и центральное 11
в плунжере заполняется топливом (положе-
ние 1 фиг. 108) до момента перекрывания
подачи: первый наступает до перекрытия кром-
кой а отверстия 7, а второй с некоторым
запаздыванием, после начала прохода отсеч-
ной кромки б перепускного отверстия.
Фиг. 107. Разрез по головке двигателя GMC.
верхней кромкой а отверстия 7 (положение //).
С этого момента (теоретически) топливо по-
Увеличение подачи топлива достигается
уменьшением расстояния между верхней вин-
ступает в полость распылителя. Конец подачи товой кромкой а и кромкой б, для чего плун-
(теоретической) соответствует моменту пере-
ОдноитоЖе положение кромки а
жер нужно повернуть против часовой стрелки
по отношению к перепускному отёерспшш
Стрелка показы- I
^LS^Saem увеличение
подачи
--tea
т
Раздеотка
радочеи kwdi/ щнЖфа.
Модель J-/f;w, ^9°;ф2=/
Образующие, на которых
расположены отдерстия
Фиг. 108. Различные положения плунжера насоса-форсунки GMC и развёртка кромок плунжера: / — начало движения
плунжера вниз — впуск топлива; // — начало нагнетания, кромка а перекрыла отверстие, ha —полезный ход плунжера;
///—начало отсечки, кромка б начинает перекрывать отверстие 8; /V—положение плунжера, соответствующее
максимальной подаче.
крытия кромкой б сверления 8 (положение ///).
Лишнее топливо через отверстия в плунжере
перетекает обратно в кольцевое пространство в.
Дросселирование топлива в отверстиях
является причиной смещения начала и конца
с помощью венца 16 и рейки 17. Увеличение
количества топлива сопровождается возраста-
нием угла подачи со смещением начала на-
гнетания топлива (опережением) (фиг. 109,
схема А). Точка а' будет смещаться так же,

268
СМЕСЕОБРАЗОВАНИЕ В ДВИГАТЕЛЯХ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ
[РАЗД. IV
как и точка б' конца подачи при наличии
наклонного участка на отсечной кромке (модель
насоса) форсунки 3—71 (схема А).
При уменьшении угла наклонного участка
отсечной кромки конец подачи меняется не-
значительно, и, наконец, при отсечной кромке
без наклонного участка конец подачи остаётся
постоянным при всех нагрузках (схема Б,
фиг. 109). С помощью отдельных реек и вен-
цов, насаженных на штоки плунжеров, одно-
временно регулируется подача топлива во всех
насосных элементах.
Отсутствие трубопровода между насосом
и форсункой и малое количество топлива, за-
ключённое в объёме между торцом плунжера
и распиливающими отверстиями форсунки
= 0,550 см3, что составляет 680% от ма-
Значения AV приведены в табл. 21.
Таблица 21
ВМТ
ВМ7
Фиг. 109. Схема смещения момента начала и
конца подачи при двух различных отсечных кром-
ках насоса-форсунки: А — отсечная кромка имеет
наклонный участок; Б—отсечная кромка без на-
клонного участка. Центральный угол соответ-
ствует: а' Об' — максимальной подаче, а"Об" —
уменьшенной подаче.
ксимальной подачи насоса серии 71-М) при-
водят к сокращению угла впрыска, который
при максимальной подаче меняется от ч>впр=
=15° (при п = 1000 об/мин) до уе„р = 17° (при
п = 2000 об/мин).
Максимальные давления впрыска (за кла-
паном 12) при полной подаче равны: при
п = 1000 об/мин /?тах=550 кг/см2, при п =
= 2000 об/мин /?тах=1320 кг/см2 (распылитель
с числом отверстий г = би rfOOT = 0,165 мм).
На фиг. 110 представлена диаграмма пере-
мещения и скоростей плунжера.
Завод GMC выполняет насосные элементы
с размерностью dnA= 6,35 мм и SnA= 8,75 мм
1ЩГ МО" 3S0" 380' 400' 420°
Угол поборота колениатого б°ала
Фиг ПО. Диаграмма перемещения и скооости плунжеоэ
насоса-Форсунки GMC.
для четырёх максимальных подач (получаемых
за счёт различных наклонов и положений
отсечной кромки).
Серия
71
71-А
71-М
71-Н
Обозначение
инжектора
5°
6о
8о
9°
Д V в мм3 на 1 ход
плунжера
5°
6о
8о
9°
К торцу топливного насоса крепится гай-
кой 5 распылитель 3 открытой форсунки (см.
фиг. 106). В корпусе распылителя размещён
плоский пластинчатый клапан 11 для предо-
хранения от попадания газов в топливную
камеру 12 и клапан 13, прижимаемой пружи-
ной 14, обеспечивающий при впрыске топлива
минимальное давление, равное 115 кг/см*.
В корпусе распылителя установлен ограничи-
тель хода клапана 15, являющийся одновре-
менно и вытеснителем объёма.
Малые объёмы топлива в распылителе
форсунки, наличие клапана минимального да-
вления и резкая отсечка в конце подачи
устраняют опасность подтекания топлива.
Топливо, подаваемое помпой, охлаждает
насосный агрегат и через специальный метал-
лический фильтрующий элемент, размещённый
в корпусе насоса, направляется обратно в бак.
Насос-форсунка является наиболее целесо-
образной конструкцией топливоподающей си-
стемы.
В ряде насосов при сохранении того же
принципа регулирования насоса кромки вы-
полняются не на поверхности плунжера, а на
поверхности рабочей гильзы, однако насосы
такого типа не получили распространения.
Топливный насос Сцинтилла
В насосном элементе Сцинтилла (фиг. 111)
в одной гильзе работают два плунжера: ниж-
ний 1 получает перемещение от эксцентри-
ковой шайбы, а верхний 2 поднимается под
действием давления топлива, заключённого
между плунжерами, а опускается под уси-
лием сжатой пружины 3.
В* процессе всасывания топливо заполняет
межплунжерное пространство по сверлениям 4
и 5. Оба отверстия соединены со всасываю-
щей камерой.
При движении нижнего плунжера вверх
начало сжатия топлива в межплунжерном про-
странстве совпадает (теоретически) с момен
том перекрытия регулирующей кромкой а
всасывающего отверстия 4. Верхний плунжер
начинает своё перемещение с момента равен-
ства усилия на него от сжимаемого топлива
и от усилия пружины соответственно предва-
рительной затяжке. Давление топлива, нахо-
дящегося в объёме между плунжерами, по-
вышается за счёт деформации пружины 3 и
дросселирования топлива при обратном пере-
текании из-под стакана 6 через жиклер 7 во
всасывающую полость насоса. Топливо впры-
скивается в рабочий цилиндр в момент пере-
крытия кромкой б отверстия 8 под действием
упругих сил пружины и перемещающегося
вверх нижнего плунжера.

ГЛ. V)
ТОПЛИВНЫЕ НАСОСЫ БЫСТРОХОДНЫХ ДИЗЕЛЕЙ
269
Процесс нагнетания топлива продолжается
до момента соприкосновения обоих плунже-
ров. В насосе Сцинтилла начало подачи то-
плива остаётся постоянным. По мере же уве-
7
Фиг. 111. Элемент топливного насоса Сцинтилла и различ-
ные положения плунжера насоса.
личения количества подаваемого топлива угол
подачи топлива увеличивается за счёт смеще-
ния конца подачи.
Малой подаче топлива соответствует поло-
жение плунжера /, при большей же подаче
плунжер стоит в положении // (фиг. 111).
«г/см*
wn
?оп
100
,—•
<А
Г
*s
.—
вл
,—
ъ
—-
- —
,—"
т
Чк
\
- -
О Ш Ш 600
Фиг. 112. Кривые изменения давления в топливной
системе при впрыске через открытую форсунку с по-
мощью топливного насоса Сцинтилла в зависимости от
числа оборотов: р, —усилие от цилиндрической пружины;
р2— усилие от гидравлической пружины.
Предварительная затяжка пружины 3 и
площадь сечения калиброванного отверстия 7
определяют начальное давление подачи то-
плива. На последующий закон изменения да-
вления, кроме перечисленных факторов,
также влияет площадь отверстий в распылителе.
На фиг. 112 представлены кривые макси-
мального давления подачи топлива в зависи-
мости от числа оборотов. Цилиндрическая
пружина создаёт постоянное давление (пря-
мая Л). Влияние дросселирующего отвер-
стия 7, т. е, „гидравлической пружины" уве-
личивается с ростом числа оборотов и сказы-
вается тем сильнее, чем меньше проходное
сечение жиклера (кривые Б, В и. Г). Верхняя
прямая Д соответствует максимальной за-
тяжке одной верхней пружины.
„Гидравлическая пружина" частично испра-
вляет основной недостаток, заключающийся
в растягивании процесса впрыска и в соот-
ветствующем увеличении времени сгорания
с повышением числа оборотов. Отмеченные
выше недостатки обусловили малое распро-
странение насосов этого типа. Вследствие
резкой отсечки в конце впрыска и повышен-
ного начального давления подачи работа этого
типа насоса возможна с открытой форсункой.
Топливная система дизеля Камминс
Своеобразие этой топливной системы за-
ключается в наличии отдельного дозирующего
насоса низкого давления. Топливная система
Поступление топлива I
в дозирующий насос ?
из распредели-
теля
I-положение
В.Tssположение
Фиг. 113. Схема работы дозирующего насоса дизеля
Камминс: 1 — плунжер дозирующего насоса; 2 — тяга,
служащая для перемещения вертикального- рычага, свя-
занная с ручным управлением и с механизмом управления
от регулятора.
дизеля Камминс состоит из дозирующего на-
соса, распределителя и насоса высокого да-
вления. Дозирующий насос низкого давле-
ния подаёт отмеренную порцию топлива непо-
средственно под плунжер насоса высокого
давления в процессе хода всасывания. По ме-
тоду регулирования количества топлива этот
насос относится к 1-й группе, в которой дози-
рование топлива происходит за счёт перемен-
ного хода плунжера. На фиг. 113 представлена
схема механизма насоса. Плунжер насоса 1
получает перемещение от качающего рычага а,
шарнирно связанного с вертикальным рыча-

270
СМЕСЕОБРАЗОВАНИЕ В ДВИГАТЕЛЯХ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ
[РАЗД. IV
гом б. Ролик рычага перемещается по специаль-
ной дорожке коромысла ев пределах, ограни-
ченных стопорными штифтами. Эксцентрик,
сидящий на распределительном валу, через ро-
лик обеспечивает качательное движение коро-
мысла в. Положение центра ролика вертикаль-
ного рычага б, перемещаемого с помощью тяг,
связанных с ручным управлением и с механиз-
мом управления от регулятора, будет опреде-
лять величину хода плунжера, т. е. количе-
ство подаваемого топлива.
На фиг. 114 представлен распределитель то-
плива. Вертикальный валик Z вращает гори-
зонтальный диск 2, который распределяет
порции топлива по отдельным ижекторам.
При движении вниз плунжера дозирующего
насоса 3 топливо поступает в его полость че-
рез каналы 4 выполненные в корпусе распре-
Штшер подвода топтюа
ТГдошрующему насосу/'
Фиг. 114. Распределитель топлива топливной системы
дизеля Камминс.
делителя 5 и в самом диске. К началу хода
нагнетания отверстия во вращающемся диске
распределителя совпадают с каналами, по ко-
торым топливо под некоторым давлением на-
правляется в ижектор.
Топливная магистраль и каналы в корпусе
насоса высокого давления всегда заполнены
топливом, и очередная порция, подаваемая до-
зирующим насосом низкого давления, вытес-
няет равное количество топлива из трубопро-
вода непосредственно в полость каждого насоса
высокого давления. Плунжер насоса высокого
давления, получая принудительное движение
вниз, вытесняет топливо через отверстия рас-
пылителя в камеру сгорания. Для предотвра-
щения обратного перетекания топлива из-пол
плунжера, а также в целях уменьшения объёма
топлива, находящегося под плунжером насоса
высокого давления и подвергающегося сжатию
перед впрыском, в нижней части корпуса уста-
новлен обратный клапан. Помимо этого, цилин-
дрическая часть плунжера при его движении
вниз перекрывает сверление, подводящее то-
пливо в коническую полость насоса высокого
давления под плунжер.
В дизеле Камминс отсутствуют трубопро-
воды высокого давления; низкие давления в
дозирующем насосе упрощают производство
такого типа насосов.
ХАРАКТЕРИСТИКИ ТОПЛИВНЫХ
НАСОСОВ
Закон изменения количества топлива за
один ход плунжера &g при совместной работе
насоса и форсунки в зависимости от числа
оборотов ijpn постоянном положении органа
регулирования принято называть характери-
стикой топливного насоса.
Протекание характеристики [кривой kg —
—•/(я)] предопределяет в основном характер
кривой крутящего момента двигателя Дизеля,
на котором этот насос смонтирован (или, что
то же, кривой среднего эффективного давле-
ния pe—f (n)), и закон изменения коэфициента
избытка воздуха а при установленном для
данного двигателя коэфициенте наполнения ч\н.
На фиг. 115 представлены характеристики
следующих насосов: /—завода Бош с dnA=6 мм
при работе с закрытой форсункой: рф —
=100 кг/см2 {1а) и рф==-200 кг/см2 A6) при ма-
ксимально выдвинутой рейке; II — завода Бош
с dnA = 6,5 мм при работе с закрытой форсун-
кой: рф = 150 кг/см2 при максимально выдви-
нутой рейке; ///— Кировского завода с dnjl =
= 10 мм при работе с закрытой форсункой:
рф~Л80 кг/см3 при максимальной подаче то-
плива и с распылителем i=l отверстий с dom—
'200 400 600
Фиг. 115. Характеристики некоторых топливных насосов.
=0,25 мм; IV— агрегата насос форсунка GMC
с flfn^=6,35 мм при работе с открытой форсун-
кой: /=6 отв. с dom — 0,165 мм и при макси-
мальной подаче топлива; V — Эксцелло при
работе с закрытой форсункой рф = 200 кг/см*;
VI—Сцинтилла с с/пл = б мм при работе с за-
крытой форсункой рф= 150 кг\см*.
Характер протекания кривых kg по обо-
ротам определяется:
а) дросселированием топлива во всасываю-
щих и перепускных отверстиях гильзы в про-
цессе всасьвания и нагнетания;
б) сжимаемостью топлива в нагнетательной
системе: с увеличением числа оборотов по-

ГЛ. V]
ТОПЛИВНЫЕ НАСОСЫ БЫСТРОХОДНЫХ ДИЗЕЛЕЙ
271
вышается среднее давление впрыска, и отно-
сительно большая доля активного хода плун-
жера будет итти на замещение объёмов ;^
в) утечками топлива через кольцевой за-
зор между плунжером и гильзой;
г) ухудшением наполнения внутреннего
объёма гильзы за счёт уменьшения „времени
сечения" всасывающих отверстий, а также
из-за парообразования в надплунжерном про-
странстве.
В насосах типов Бош dnJl = 6,0 и 6,5 мм,
Сцинтилла, Эксцелло (кривые 1а, 16, II, V и
VI) имеет место некоторое возрастание Д^
с увеличением числа оборотов до пкул вал—
= 1000—1200 об/мин. Объясняется это боль-
шим влиянием дросселирования во всасываю-
щих и перепускных отверстиях и меньшими
утечками топлива. В насосе Бош (кривая //),
начиная с 1400 об/мин, Ag падает. Это явле-
ние обусловлено ухудшением наполнения
в связи с уменьшением „времени сечения"
всасывающих отверстий.
При увеличении противодавления в нагне-
тательной системе (кривые 1а и 16) &g отно-
сительно снижается из-за повышенных утечек
топлива и необходимости замещения больших
объёмов сжимаемого топлива.
В топливном насосе GMC значения Д^ до
я=1000 об/мин растут (кривые IV), что объяс-
няется влиянием дросселирования в отвер-
стиях гильзы, а начиная с л=1000 об/мин
имеет место падение Д^ вследствие большего
сжатия топлива и ухудшенного наполнения
надплунжерного пространства.
В топливном насосе Кировского завода
</йл=Ю мм с падением числа оборотов (кри-
вая III) значения Ag несколько возрастают.
Насос с подобной характеристикой обеспечи-
вает большое значение коэфициента приспо-
собляемости двигателя Ко'-
М
кр. шах
i\o = —IT *
Мнор
Подобное протекание характеристики насо-
са объясняется действием регулятора, грузы
которого сходятся с понижением числа оборо-
тов и дополнительно перемещают рейку (при-
мерно на 1,6 мм при падении оборотов
с 1800 до 1000), что и увеличивает подачу
топлива.
Уравнение для определения скорости то-
илива во всасывающих отверстиях гильзы
Wgg имеет следующий вид:
ds
dt'
т. е. скорость всасывания топлива растёт с уве-
личением числа оборотов—п, скорости плун*
ds
жера—
dt
и с увеличением отношения
пл
, в котором Fnjl—площадь плунжера
' ее. от
и Fec. om — площадь всасывающих отверстии.
На протекание характеристики влияют
также конструкция нагнетательного клапана
и точность пригонки его цилиндрического
пояска. Недостаточная точность пригонки по-
следнего и большая инерция клапана (при
большой его массе) приводят к тому, что
в период перепуска клапан с некоторым за-
позданием будет садиться на седло и позже
разобщит нагнетательный трубопровод от
надплунжерного пространства. Это приве-
дёт к большей разгрузке нагнетательной си-
стемы.
При последующем ходе нагнетания отно-
сительно большая доля активного хода плун-
жера пойдёт на замещение объёма от сжатия
топлива. В результате значения Ag и г\нас
с повышением п будут снижаться *.
На фиг. 116 показано для насоса Бош
йпл = 6,0 мм протекание величин — Д V и со-
ответствующие значения г\нас в зависимости
25мм
Фиг. 116. Кривые изменения ДУи ч\нас в зависимости от
положения регулировочной рейки.
от положения регулировочной рейки при п =
= 600 об/мин и л = 1200 об/мин при работе
с закрытой форсункой, отрегулированной на
/7^ = 250 кг\см\
Коэфициент наполнения у\нас достигает наи-
большего значения @,72—0,75) при макси-
мально выдвинутой рейке (на 21 мм).
Значения коэфициента наполнения насоса
Бош у\нас для случая повышения среднего да-
вления впрыска приведены в табл. 22.
Характеристики ряда топливных насосов
не соответствуют кривым коэфициента напол-
Таблица 22
РФ
в кг/см*
"Чнас
"Чнас
100
0,763
160
O.747
0.761
200
250
0,718
0,718
в об/мин
рлачко-
эго вали-
в X Ш *
боо
I2OO
Рейка выдви-
нута на макси-
мальную вели-
чину Л =21 мм
нения двигателя (последний увеличивается
с понижением оборотов двигателя). В резуль-
тате кривые крутящих моментов дизелей
с топливными насосами, характеристики ко-
1 Повышение среднего давления впрыска с увеличе-
нием п также влияет на снижение &g.

272
СМЕСЕОБРАЗОВАНИЕ В ДВИГАТЕЛЯХ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ
[РАЗД. IV
торых имеют закон изменения, подобный кри-
вым 1а, 16, II, IV и V, протекают полого и
дизели будут характеризоваться малыми ко-
эфициентами приспособляемости /Со.
КОРРЕКТИРОВАНИЕ ХАРАКТЕРИСТИК
ТОПЛИВНЫХ НАСОСОВ
Смысл корректирования характеристик то-
пливных насосов заключается в изменении
характера протекания кривой Ag=/(«); это
достигается введением в нагнетательную си?»
стему специальных устройств или приспосо-
блений, обеспечивающих дополнительное уве-
личение подачи топлива — Д^ при понижении
числа оборотов двигателя. Протекание кривой
50-
— —
м
/
f
т т гаю птса5/мин
cev./юа Ь
Фиг. 117. Нагнетательные клапаны старой и новой кон-
струкции типа Бош и характеристики насосного эле-
мента; Д V — количество подаваемого топлива на цикл
с нормальным нагнетательным клапаном; Д VK — количе-
ство подаваемого топлива на цикл с корректирующим
нагнетательным клапаном.
Ag=f(n) должно соответствовать характеру
изменения i\H = / (л). Коэфициент избытка воз-
духа в этом случае остаётся постоянным и
не будет меняться с числом оборотов двига-
теля. В результате имеет место более полное
использование воздуха в рабочем цилиндре
двигателя.
Корректор насоса типа Бош обеспе-
чивает возрастание Ag с понижением числа
оборотов насоса пнас в результате изме-
нения конструкции нагнетательного клапана.
Новая конструкция клапана (фиг. 117) имеет на
направляющей специальные пазы уменьшающе-
гося сечения (ef, cd и ab) при переходе от
хвостовика клапана к разгрузочному пояску.
Наличие пазов указанного сечения вызывает
дросселирование топлива при перетекании из
надплунжерного пространства в Трубопровод.
В старой же конструкции нагнетательного кла-
пана проходное сечение резко увеличивалось
после выхода цилиндрического пояска из на-
правляющей.
Состояние равновесия клапана опреде-
ляется равенством усилий: сверху — от про-
тиводавления в нагнетательном трубопроводе,
от инерции массы клапана и от усилия пру-
жины и снизу — от давления топлива под то-
пливным клапаном. С возрастанием числа
оборотов скорость перетекания топлива через
узкие пазы в клапане резко повышается.
Следовательно, с увеличением п в ббльшей
степени начинает проявляться дросселирую-
щий эффект, выражающийся в большем
подъёме клапана. При обратном движении
клапана после отсечки происходит разгрузка
трубопровода и тем большая, чем выше под-
нимается клапан.
В процессе последующей подачи топлива
в трубопровод ббльшая часть хода плунжера
будет затрачиваться на сжатие топлива (от
более низкого давления» и этим будет вызвано
снижение величины kg с повышением чисел
оборотов (кривая &VK фиг. 117).
Недостаток этого метода корректирова-
ния — увеличение угла опережения подачи на
малых оборотах вследствие меньшей разгрузки
нагнетательного трубопровода, что может при-
вести к стукам в двигателе.
Корректор типа Геншель основан на
использовании того положения, что давление
в нагнетательной системе по мере увеличения
числа оборотов двигателя повышается. Кор-
ректирующее устройство (фиг. 118) состоит
трубопровод для отвода
пеоепускаемого топлива
Фиг. 118. Схема корректирующего устройства типа
Геншель.
из калиброванной шайбы 1, монтируемой в кор-
пусе форсунки, и перепускного клапана 2,
установленного на штуцере топливного на-
соса. Сечение отверстия калиброванной шайбы
подбирается меньше внутреннего сечения
трубопровода, что приводит при увеличении
числа оборотов двигателя к более резкому
возрастанию давления в системе. Открытие
перепускного клапана 2 начинается при более

ГЛ. V]
ТОПЛИВНЫЕ НАСОСЫ БЫСТРОХОДНЫХ ДИЗЕЛЕЙ
273
Рукоятка для изменения
натяжения пружины
Положение рейки при
выключенной подаче
Рычаг ручного выключения,
^подачи топлива ^^Ц ' ) И)
п Е Увепичение подачи
- Тяга для ручного выключения / Г^ «
подачи топлива ? \
Полная подача/ /<//сттдетстШо
g внешней характеристике)
Положение грузов при lw~
ложении рейки насоса
1
aq дез корректора
I !
\
Фиг. 119. Схема механизма всережимного регулятора дизеля ЧТЗ
и его корректирующего устройства.
Рукоятка дпп изменения
"~ натяжения пружины
II
\Полная подача
Положение рейки
пои выключенной
подаче
величина деформации
пружины корректора
Распопожепие грузов соответственно
/двум (I и Л) положениям рейки "
Фиг. 120. Схема механизма всережимного регулятора
быстроходного дизеля и его корректирующего
устройства.
18 Том 10

274
СМЕСЕОБРАЗОВАНИЕ В ДВИГАТЕЛЯХ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ
1РАЗД. IV
высоком давлении против начального давления
подъёма иглы форсунки, и перепускаемая че-
рез клапан порция топлива будет тем больше,
чем выше число оборотов двигателя.
Начало корректирующего действия опре-
деляется давлением, на которое отрегулиро-
ван перепускной клапан.
Подобная система, смонтированная на лю-
бой топливный насос, позволяет легко подо-
брать закон подачи топлива, обеспечивающий
заданный характер изменения крутящего мо-
мента двигателя MKp — f («).
В насосах, снабжённых всережимными ре-
гуляторами, упор рейки подачи при работе
по внешней характеристике находится под воз-
действием разности усилий от пружины и при-
ведённой инерционной силы грузов регуля-
тора. В некоторых конструкциях (в дизеле ЧТЗ
и в дизеле специального назначения) это об-
стоятельство используется для корректирова-
ния характеристики топливного насоса.
Корректоры насоса дизелей ЧТЗ и спе-
циального назначения непосредственно свя-
заны с механизмом регуляторов. Схемы меха-
низмов всережимных регуляторов этих дизе-
лей приведены на фиг. 119 и 120.
При возрастании крутящего момента дви-
гателя (по кривой Мкр от точки А до Б) число
оборотов изменяется от щ до щ.
При уменьшении числа оборотов от я0 до
пх грузы регулятора будут сходиться, и рейка
насоса переместится на величину хода 5 из по-
ложения 0 в положение / (до соприкосновения
упорной гайки 1 с плоской пружиной 2). Подача
топлива в этом случае достигнет величины—
&gv При дальнейшем уменьшении числа оборо-
тов двигателя с п{ до яп грузы 3 регулятора
дополнительно сойдутся, и рейка под действием
пружины 4 переместится на величину As, изги-
бая плоскую пружину в сторону увеличения по-
дачи (положение //). Подача топлива возра-
стёт до величины Д
Увеличение количества топлива на вели-
чину (Д^н—^Si) вызовет в указанном интер-
вале оборотов более крутое нарастание крутя-
щего момента двигателя М . При отсутствии
корректирующего устройства Мкр двигателя
(при понижении числа оборотов от /ij до лп)
протекал бы по кривой БГ. При числе обо-
ротов пи корректирующее устройство закон-
чит свое действие.
Фиг. 121. Характеристика топливного насоса специаль-
ного дизеля с корректирующим устройством и кривая
перемещения рейки при соответствующем сжатии пру-
жины. Распылитель: йПА =¦ 12 лм; &от = 0,7 мм.
от
= 296.
В топливном насосе (фиг. 120) специального
дизеля плоская пружина корректора подачи
заменена цилиндрической тугой пружиной /.
Согласно испытанию насоса с указанным кор-
ректором при понижении числа оборотов дви-
гателя с л = 1950 об/мин до 1100 об/мин рейка
получает дополнительное перемещение на ве-
личину As = 1,6 мм, а подача насоса примерно
возрастёт на 20% (фиг. 121) [6,10 т. 13}.
ФОРСУНКИ ДВИГАТЕЛЕЙ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ
НАЗНАЧЕНИЕ ФОРСУНОК
Форсунка предназначена для впрыскива-
ния и распыливания топлива в камере сго-
рания двигателя с внутренним смесеобразова-
нием.
Форсунки изготовляют трёх основных
видов: а) форсунки с пневматическим распи-
ливанием топлива (компрессорных дизелей);
б) с насосным распыливанием топлива (беском-
прессорных дизелей) и в) калоризаторных дви-
гателей.
ФОРСУНКИ С ПНЕВМАТИЧЕСКИМ
РАСПЫЛИВАНИЕМ
Форсунки с пневматическим распылива-
нием бывают: 1) закрытые и 2) открытые.
Наибольшее распространение получили за-
крытые форсунки, которые по устройству
распиливающей части разделяются на пластин-
чатые и щелевые.
В форсунках с пластинчатыми рас-
пылителями (фиг. 122) топливо из насоса по-
ступает в пространство между распыляю-
щими пластинами /, имеющими отверстия по
окружности. В пространстве над пластинами
находится форсуночный воздух. В момент
подъёма иглы 2 специальным приводом фор-
суночный воздух под давлением 50—70 am
вдувает топливо в камеру сгорания. Для пре-
дупреждения просачивания воздуха вдоль
стержня иглы последняя уплотняется сальни-
ками. Форсунки с пластинчатыми распылите-
лями весьма чувствительны к изменению
режима работы двигателя - скорости и на-
грузки.
Форсунки со щелевыми распылителями
(фиг. 123) допускают более устойчивое распы-
ливание, так как топливо уносится форсуноч-
ным воздухом, давление которого у щелей

ГЛ. V]
ФОРСУНКИ ДВИГАТЕЛЕЙ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ
275
«иже, чем давление воздуха, действующего
сверху на топливо. Топливо по отдельному
каналу подаётся
в кольцевую по-
лость, которая ок-
ружает конический
насадок, имеющий
в верхней своей
части отверстия
для прохода воз-
духа. До поднятия
иглы давление во
всех частях фор-
сунки одинаково.
При подъёме иглы
воздух в узкой ча-
сти имеет большую
скорость. Вслед-
ствие этого около
щели давление воз-
поЯВЕ
стинчатыми распылителями и даже со щеле-
выми распылителями получили распростране-
ние' открытые форсунки. В отличие от за-
крытых форсунок канал для топлива открытой
форсунки не разобщён от камеры сгорания
(разграничиваясь от неё только калиброван-
ным соплом). Воздушный канал разъединён
от топливного. Топливо подаётся в форсунку
при такте всасывания, а в момент впрыскива-
ния открывается воздушный канал, и топливо
из горизонтального канала подаётся в камеру
сгорания.
Диаметр выходного отверстия закрытых
форсунок (для предварительных подсчётов)
определяется по формуле
4 = 19,12 • 104 • Ne'Se-1,
с рz у 7
Фиг. 122. Форсунка компрессорного дизеля
с пластинчатым распылителем.
Фиг. 123. Форсунка компрессор-
ного дизеля со щелевым рас-
пылителем.
M^ ()
• 7 • ре
где Ne — мощность одного цилиндра двига-
теля в л. с.; ge — удельный
расход топлива в кг/л. с. ч.;
1е—удельный расход форсу-
ночного воздуха кг\кг то-
плива ; <f — продолжитель-
ность распиливания в граду-
сах поворота вала; jx —
козфициент истечения; -у —
удельный вес воздуха в кг\м%
при р = 1 am; pc — давление
в цилиндре в кг\см*\г—коэ-
фициент тактности: г= 1 для
двухтактных двигателей и
z = i/г для четырёхтактных.
Можно рекомендовать
также соотношение [7J
B)
Для больших мощностей
принимается меньшее значе-
ние коэфициента.
Среднее, отнесённое ко
времени проходное сечение
в игле должно быть не ме-
нее сечения соплового от-
верстия.
Корпус форсунок отли-
вают из чугуна и после
механической обработки ис-
пытывают на давление
120—150 am. Толщина сте-
нок корпуса форсунки долж-
на обеспечить прохождение
в ней канала для топлива.
Трубки* подводящие воздух,
имеют сечение, при котором
екорость воздуха не превы-
шает 8—10 м/сек. Материал
распылителей — бронза, не-
ржавеющая сталь или сталь
ЗОХВГ и т. п.
Игла форсунки изгото-
вляется из инструменталь-
ной углеродистой стали. Диа-
метр наименьшего сечения
иглы у сопла d\ определяют
по соотношению
духа понижается, и топливо, выходя, подхва-
тывается воздухом и распыливается.
В горизонтальных двигателях ввиду неудоб-
ства применения закрытых форсунок с пла-
li~ 2/isin7 *

276
СМЕСЕОБРАЗОВАНИЕ В ДВИГАТЕЛЯХ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ
РАЗД. IV
где h—подъём иглы; -у—V2 Угл& конуса иглы.
При больших диаметрах иглы её поверхность
цементуют. Угол уплотняющего конуса иглы
27 = 40-гб0°. Материал направляющей иглы—
чугун или бронза.
Подъём иглы выбирают в зависимости от
размера диаметра D цилиндра двигателя.
Ориентировочно можно принять следующие
подъёмы h иглы в мм в зависимости от диа-
метра цилиндра D в мм.
D h
240—а8о
35O
400—45°
480—520
Затяжка пружины Рп фор-
сунки определяется по фор-
муле
C)
Открытые форсунки
Открытые форсунки (фиг. 124) при-
меняют для стационарных и транспортных
дизелей. На схеме а изображена открытая
форсунка бескомпрессорного дизеля; форсунка
имеет регулируемое выходное отверстие. Сто-
порным винтом 1 можно регулировать вели-
чину кольцевого зазора для прохода топлива
в седле обратного конуса иглы 2, показанного
+ 20) кг,
где d§— диаметр направляю-
щей части иглы форсунки
в см; рф.д — давление фор-
суночного воздуха в кг/см2.
Затяжка пружины дол-
жна иметь запас для прео-
доления инерционных уси-
лий деталей привода.
Корпус форсунки укре-
пляют в крышке цилиндра
двигателя непосредственно (корпус имеет
фланцы) или с помощью накладного фланца
я двух-четырёх шпилек в зависимости от
возможности расположения их в крышке.
Шпильки крепления форсунки рассчиты-
зают на растягивающее усилие от давления
газов по сечению форсунки. Коэфициент пред-
варительной затяжки шпилек принимают
1,10-5- 1,25 и расчётное растягивающее усилие
будет равно
Р=A,10-*- 1,25) 0,785 й\ргл
где rf0 — диаметр форсунки в см по сечению,
подверженному давлению газов, рг — макси-
мальное давление в цилиндре в кг/см2.
ФОРСУНКИ С НАСОСНЫМ
РАСПЫЛИВАНИЕМ
Форсунки систем с насосным распылива-
аием бывают открытые и закрытые.
Открытые форсунки имеют постоянное или
переменное выходное сечение. У них отсут-
ствует запорный орган между сопловыми от-
зерстиями и топливопроводом и в некоторых
случаях ставятся небольшие обратные кла-
паны. Закрытые форсунки имеют запорный
орган - иглу — и разделяются по способу
подъёма иглы: а) на автоматические (с гидра-
влическим управлением под давлением то-
плива) и б) с механическим подъёмом иглы.
Открытые форсунки проще по конструкции,
чем закрытые форсунки.
Тип форсунки и распылителя выбирают в
зависимости от размеров двигателя, возмож-
ности расположения форсунки, способа смесе-
образования, эксплоатационных условий и т. п.
а)
5} , у
Фиг. 124. Схемы открытых форсунок бескомпрессорных дизелей.
в большем масштабе. На схеме б изображена
открытая форсунка с обратным клапаном пло-
ского типа. Обратный клапан препятствует
газам из цилиндра проникнуть в топливопро-
вод. Клапан 1 пружиной 2 прижимается к
пластине 3. При нагнетании клапан опускается,
и топливо проходит к соплу. На схеме в
изображена открытая форсунка со щелевым
распылителем. По центральному каналу то-
пливо подходит к двум отверстиям, располо-
женным под прямым углом друг к другу,
и затем через прорезь и отверстие кор-
пуса выходит из форсунки в виде плоского
веера.
Распылитель открытой форсунки двигателя
6ЧР 34,5/50 мощностью 400 л. с. при 240 об/мин
изображён на фиг. 125. Распыливающий на-
конечник изготовляется из стали ХН-23.
В нижней части наконечника просверливают
сопловые отверстия, количество, размер и рас-
положение которых зависят от размера и типа
двигателя. Для указанного двигателя прини-
мают пять отверстий диаметром 0,3 мм, рас-
положенных под углом 150°. Наконечник при-
жимается к форсунке крышкой сопла (гайкой),
которая изображена рядом. Гайка изгото-
вляется из стали 35 (реже из бронзы).
На фиг. 126 изображена открытая фор-
сунка с распыливающим наконечником и
охлаждением. Вдоль центрального канала кор-
пуса форсунки проходит стержень, имеющий
четыре продольные канавки. По двум из них
подводится охлаждающая жидкость для охла-
ждения гайки соплового наконечника, а по
другим отводится обратно. Внутри стержня
проходит толстостенный нагнетательный трубо-
провод, снабжённый на конце насадком, при-
тёртым к сопловому наконечнику. Форсунка

ГЛ. V]
ФОРСУНКИ ДВИГАТЕЛЕЙ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ
277
укрепляется в крышке двигателя накладным
фланцем на четырёх шпильках.
отверстии в см/сек; 7/п и 7 — соответствующие
удельные веса топлива.
Уравнение F) равенства энергии, топлива
до форсунки и после преобразуется оконча-
тельно в уравнение
G)
здесь величиной ст можно пренебречь, так
как ст незначительна по сравнению с Сф и
входит в квадрате. Кроме того, — ж —,
7 Чт
откуда
"Ж
Тот
(А
(8)
лоО? -Ш
Фиг. 125. Распылитель открытой форсунки
бескомпрессорного дизеля.
Процессы в форсунках открытого
типа
Истечение топлива из отверстий форсунки
подчиняется основному уравнению гидравлики
смЦсек,
E)
где Vm—секундный расход топлива в смъ\сек\
р — коэфициент истечения; Fc — площадь
выходных отверстий в см* и Сф — скорость
топлива в отверстии в см/сек.
Для отверстия у форсунки можно написать:
Рт
7
F)
где рт — давление топлива в кг/см2; рц — да-
вление в цилиндре в кг/см2; ст — скорость
топлива в см/сек; с^ — скорость топлива в
по ДВ
Вода
Здесь р'=рт—Рц-
Секундный объём, пода-
ваемый топливным насо-
сом, определится по фор-
муле
Vm = Рал ' спл =
=Рпл~6
где РПА — сечение плун-
жера в см2', сПА — ско-
рость плунжера в см\сек\
h — путь плунжера в см;
п — число оборотов в ми-
нуту; <р — угол поворота
вала насоса.
Из уравнений (8) и (9)
получается зависимость
избыточного давления в
форсунке от числа обо-
ротов
р-=-=Т, (Ю)
где
Фиг. 126. От-
крытая форсун- • р2
ка бескомпрес- « — •гл^
сорного дизеля.
2g н-2

278
СМЕСЕОБРАЗОВАНИЕ В ДВИГАТЕЛЯХ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ
[РАЗД. IV
Изменение давления в зависимости от
числа оборотов в открытой форсунке опреде-
ляют по уравнению
Рт=Р"
A1)
т. е. изменение давления подчиняется закону,
близкому к квадратной зависимости.
Более удобно выражать свойства форсунки
уравнением, дающим связь между Vm и р"
Р
Гидравлическая характеристика открытой
форсунки может быть определена опытным
или расчётным путём. Так как у форсунки
выходное отверстие неизменно, то гидравли-
ческая характеристика является параболой.
По известным величинам Fc и спл для ка-
ждого данного момента процесса впрыскива-
ния определяется величина давления в фор-
сунке. На фиг. 127 изображены эксперимен-
тально полученные гидравлические характери-
стики открытых сопел по опытам НАТИ.
Каждая кривая построена для различных се-
чений сопловых отверстий.
Изменение давлений в системе зависит от
диапазона изменения скоростного режима
двигателя. Размер сопловых отверстий в от-
крытых форсунках подбирают таким, чтобы
на малых оборотах получить хорошее распы-
ливание топлива. Вследствие этого на номи-
нальном скоростном режиме давления в си-
стеме сильно повышаются и, например, в
топливной системе двухтактного дизеля авто-
мобиля Ярославского завода достигают 1500 am.
Для предварительной оценки размера от-
верстий у сопла форсунки можно рекомендо-
вать пользоваться эмпирическим графиком
[16], приведённым на фиг. 128. По оси орди-
нат отложено суммарное сечение сопловых
отверстий Fcв мм?, а по оси абсцисс „секунд-
ный вытесняемый объём" в л^сек, определяе-
мый по формуле
20 УтсмЧсен
Фиг. 127. Гидравлические характеристики открытых фор-
сунок.
(уравнение 8). При прочих равных условиях
каждому секундному расходу топлива соответ-
ствует определённое давление перед соплами.
2,0
г _?»/
0 ~~ 1000
S-n- F V,
30 000
* s
30
л/сек, A2)
где сп — средняя скорость поршня в см/сек;
F — площадь поршня в см2; п—число обо-
ротов в минуту; S —ход поршня в см; Vs —
рабочий объём цилиндра двигателя в л.
Для данного двигателя известны Vs и п,
а подсчитывая Vq, по графику определяем F?,
0,06
п
У
и
У
/
*
т
г
т
//
4
*
>
•
/
f
э
п
it
?
"Г"
у*
Ui
/
/с
h
п
у
,/
г
J—
X
/
г
р
/
и
)
к
.я
у
о
"г
X
t
а
/
X
у*
*
X
/г
#
/
*У
в
•
•
*
i
i
п
и
/
>
10 20 30 40 50607080100 200 300 400 600 8001000 ^ л/сен.
Фиг. 128. Эмпирический график для подсчёта размера сопловых отверстий.
после чего находим диаметр одного отверстия
число со-
Зависимость давления от секундного рас-
хода топлива в условиях установившегося про-
хода топлива и условиях установившегося про- /~р~
цесса истечения характеризует гидравлические по формуле с1ф — л/ —f, где / —
свойства форсунки и называется гидравличе- ' V ш
ской характеристикой.
пловых отверстий. График действителен не

ГЛ. V]
ФОРСУНКИ ДВИГАТЕЛЕЙ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ
279
только для открытых форсунок, но и для
закрытых.
Различные прямые на графике относятся
к двигателям с различным смесеобразованием.
Точки, отмеченные чёрными кружками и кре-
стиками, относятся к однокамерным дизелям—
с завихрением и без него. Достаточно удо-
влетворительно они схватываются прямой
О — О. Вихрекамерные дизели (отмеченные
белыми кружками) и двигатели прочих типов
(отмеченные чёрными треугольниками) имею-
щие форсунки нормального типа, охватываются
прямой Н — Н. Точки, соответствующие фор-
сункам со штифтовыми распылителями, не дают
никакой закономерности в своём расположе-
нии, и для ясности заключены в многоуголь-
ник А.
Для ориентировочного подбора оптималь-
ного размера сечения штифтовой форсунки
дана пунктирная прямая Р — Р.
Закрытые форсунки
Закрытые форсунки с гидравли-
чески управляемой иглой являются наиболее
распространённым типом.
Различают два основных типа распылите-
лей (фиг. 129): а) с одним и б) — с двумя
дросселирующими сечениями. На схеме а изо-
бражён распылитель с одним дросселирующим
сечением, а на схеме б—с двумя. Топливо
поступает под иглу с направляющим диаме-
тром D Эта полость разъединена от камеры
сгорания запирающим конусом. У форсунки с
вниз. Между клапаном и корпусом распыли-
теля 2 образуется кольцевая щель. Пружина 3
закрывает форсунку, поднимая иглу вверх.
Наибольшее распространение имеют рас-
пылители с двумя дросселирующими сечениями,
которые в свою
очередь разделя-
ются на нормаль-
ные и штифтовые.
В штифтовых
распылителях пе-
ременным сече-
нием является так-__
же и второе вы-
ходное, образо-
ванное штифтом
(штифт входит в
отверстие распы-
лителя). Выходное
отверстие имеет
переменное сече-
ние в зависимости
от величины подъ-
ёма иглы. На
фиг. 131 изобра-
жены различные
положения штифта
иглы в зависимости
от подъёма, а так-
же примерный гра-
фик изменения ве-
личины проходного
сечения Fc у штиф-
та в зависимости
от подъёма иглы х, который отсчитывается
в сотых долях миллиметра.
В момент открытия форсунки кольцевое
выходное сечение образуется цилиндрическим
отверстием в корпусе распылителя и хвосто-
Фиг. 130. Закрытая форсунка
с одним дросселирующим се-
чением.
а)
Фиг. 129. Схемы распылителей закры-
тых форсунок: а — с одним дроссели-
рующим сечением; б — с двумя дрос-
селирующими сечениями.
одним дросселирующим сечением средний
уплотняющий диаметр на конце иглы d. Игла
под влиянием давления топлива приподнимается
с седла, и в образующийся кольцевой кони-
ческий зазор устремляется топливо.
Распылитель, показанный на схеме б, имеет
два дросселирующих сечения: первое — в
седле иглы со средним диаметром седла d; это
сечений зависит от подъёма иглы. Второе — в
выходном отверстии распылителя Дф. У неко-
торых форсунок может быть не одно, а не-
сколько выходных отверстий К распылителям
с одним дросселирующим сечением относятся
так называемые щелевые (фиг. 130), у которых
выходное сечение для топлива образуется
кольцевой щелью. Игла форсунки заканчи-
вается плоским клапаном /, открывающимся
5 fi xмм
J " * too
Фиг. 131. Схема изменения сечений в штиф-
товом распылителе с обратным конусом
на штифте.
виком иглы (положение/). Это сечение остаётся
постоянным в продолжение подъёма иглы до

280
СМЕСЕОБРАЗОВАНИЕ В ДВИГАТЕЛЯХ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ
[РАЗД. IV
тех пор, пока последняя не займёт положе-
ние 2. Последующий подъём иглы от положе-
ния 2 до 3 сопровождается увеличением вы-
ходного сечения, которое образуется верхним
Следующий участок подъёма характери-
зуется резким уменьшением проходного сече-
ния. Когда основание усечённого конуса войдёт
в цилиндрическое отверстие распылителя
Сопло форсднкц
У?'отверстий сверлить
ро окруЖности на равном
на угол 5Г2Б1 меЖду отвер-
Игла форсунки стиями ±5"
Фиг. 132. Закрытая форсунка бес-
компрессорного дизеля с нор-
мальным распылителем.
конусом штифта и началом выходного отвер-
стия распылителя. Увеличение кольцевого се-
чения будет происходить до тех пор, пока не
наступит равенство этого сечения с сечением,
которое получается между нижним конусом
штифта и выходным отверстием в корпусе
(схема 3). . .
Фиг. 133. Разрез форсунки дизеля ЗД-6 с многодырчатым нормальным
распылителем: /—корпус форсунки; 2 — нажимная гайка; 3—игла рас-
пылителя; 4 — корпус распылителя; 5 — пружина форсунки; б — толка-
тель иглы; 7 —медная шайба; 8 — шайба пружины; 9 — контргайка-
10 — регулировочная гайка; Л — пробка.
(схема 4), то установится постоянная величина
выходного сечения. Эта величина сохраняется,
пока игла не поднимется и распыляющий ко-
нус выйдет из цилиндрического отверстия
(схема д). С этого момента выходное отвер-
стие для топлива будет увеличиваться, пока
игла не достигнет упора — ограничителя
подъёма (схема 6).
Из известных весьма разнообразных кон-
струкций закрытых форсунок наибольшее рас*
пространение получила форсунка, изображён-
ная на фиг. 132. ,

ГЛ. VI
ФОРСУНКИ ДВИГАТЕЛЕЙ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ
281
На корпусе 1 форсунки закрепляется на-
жимной гайкой 2 распылитель 3 с иглой 4.
Между иглой и пружиной 5 помещается тол-
катель 6, упирающийся в шайбу пружины 7,
затяжка пружины регулируется винтом 8, по-
ложение последнего фиксируется гайкой 9.
Топливо подаётся по трубке 10 в штуцер 11,
в котором располагается щелевой фильтр 12.
Топливо, просачивающееся вдоль иглы, сли-
вается через штуцер 13. Винт 14 служит для
выпуска воздуха.
Размеры этих форсунок нормализованы,
и при одних и тех же основных деталях они
отличаются высотой корпуса соответственно
высоте крышки цилиндра двигателя Распыли-
тели также нормализованы и отличаются
числом, размером и расположением сопловых
отверстий.
На фиг. 133 дан разрез форсунки отече-
ственного дизеля ЗД-6 с многодырчатым нор-
мальным распылителем.
Примером форсунки со штифтовым распы-
лителем служит форсунка ЧТЗ дизеля М-17
(фиг. 134). Эта форсунка отличается от пре-
лом 1. На фиг. 135 изображена нижняя часть
закрытой форсунки, имеющей специальные
каналы для охлаждения. Путь охлаждающей
жидкости показан стрелками.
Процессы в форсунках закрытого типа
Процессы в закрытых форсунках зависят
как от закона подачи топлива насосом, так
и от гидравличе-
ской характеристи-
ки форсунки. Од-
нако у закрытой
форс)гнки вид ха-
рактеристики ме-
няется соответ-
ственно типу рас-
пылителя. У фор-
сунок с распыли-
телем, имеющим
одно дросселиру-
ющее сечение, со-
гласно исследова-
ниям проф. Г. Г.
Калиша [5], возра-
стание давления в
корпусе форсунки
происходит при
возрастании се-
кундного расхода
топлива. Начало
характеристики со-
ответствует давле-
нию открытия фор-
сунки.
Давление закрытия форсунки должно рав-
няться давлению открытия, если пренебре-
гать инерцией и трением движущихся частей
иглы. Форсунка рассматриваемого типа имеет
большую склонность к повторным впрыски-
ваниям при возникновении колебаний топлива
Фиг. 135. Схема охлаждения
сопла у закрытой форсунки.
Фиг. 134. Закрытая форсунка ЧТЗ
со штифтовым распылителем.
Фиг. 136. Гидравлическая характеристика закрытой фор-
сунки с распылителем, имеющим одно дросселирующее
сечение.
дыдущей наличием регулируемого ограниче-
ния подъёма иглы. Максимальный подъём
ш\лы хт&7, устанавливается ~ 0,3 -г- 0,35 мм.
У закрытых форсунок крупных дизелей для
уменьшения термических деформаций и ко-
ксования топлива распыляющая часть охла-
ждается обычно водой. В морских условиях
охлаждение производится топливом или мас-
в системе. Вид гидравлической характеристики
закрытой форсунки с одним дросселирующим
сечением изображён на фиг. 136. На графике
по мере увеличения секундного расхода топлива
давление в корпусе форсунки р всё время воз-
1 Необходимо отметить, что топливо и масло обла-
дают почти в два раза меньшей теплоёмкостью, чем вода.

282
СМЕСЕОБРАЗОВАНИЕ В ДВИГАТЕЛЯХ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ
[РАЗД. IV
.растает, начиная от давления открытия pQ.
Подъём иглы х увеличивается по мере повы-
шения давления р.
Подбор конструктивных размеров форсунки
с одним дросселирующим сечением произво-
дят, исходя из задаваемых давлений начала
впрыскивания р0 при заданном секундном рас-
ходе топлива Vm в мм^/сек. Принимают факти-
ческие размеры уплотняющего конца иглы
{средний диаметр d и угол между образующей
и осью конуса а), а также коэфициент исте-
чения ((а = 0,6) и давления в цилиндре рц
в кг/см2.
Следующие уравнения являются расчёт-
ными.
Уравнение расхода
Vm = 10-5
dk sin a Л/^i- (p —
Yp — Рц
здесь р^ — давление в момент начала подъёма
иглы; р—давление в корпусе форсунки в кг/см?;
*i — удельный вес топлива в кг/дмг; g— уско-
рение свободного падения в м/сек2.
ММ\* .
m) 1кг'
k — постоянная величина, зависящая от
направляющего диаметра иглы D в мм, сред-
него уплотняющего диаметра d в мм и жёст-
кости пружины С в кг/мм.
Уравнение предварительной
затяжки пружины
Я,-
Уравнение подъёма иглы х (в со-
тых долях мм)
х= \Q'6k(p—p0) мм/100. A6)
Из уравнения A3) определяется постоянная k;
из уравнения A4) — жёсткость пружины С; из
уравнения A5) —предварительная затяжка пру-
жины Рп, а из уравнения A6) — подъём
иглы х.
но найденной величине Рп и С подби-
раются размеры пружины.
Затяжка пружины Рл=-—^-т; A7)
деформация пружины /=—=,-—, A8)
где о — толщина проволоки в см; dn — диа-
метр витка в см; i — число активных витков;
G — модуль сдвига в кг)см2; % — допускаемое
напряжение в кг/см2.
Нормальная форсунка с двумя дросселиру-
ющими сечениями имеет совершенно отличный
вид гидравлической характеристики ввиду пе-
ременности первого дросселирующего сечения.
Вследствие этого характеристика имеет явно
выраженный минимум (фиг. 137, кривая р —
давления топлива над седлом). При поднятой
игле давление перед сопловым отверстием
изменяется по кривой р'.
Минимуму кривой p=f(Vm) соответствует
так называемый критический расход топлива
VKpum, имеющий большое значение в работе
форсунки. Открытие форсунки происходит при
Pq,h расход топлива устанавливается равным Vm
на устойчивой ветви характеристики, правее
pmin- Закрытие происходит при рт\п.
На фиг. 137 приведена также кривая х
подъёма иглы. Установлено, что в сторону
Vm <i VKpum находится область неустойчивой
работы форсунки. Форсунка работает только
при Vm > VKpum.
Если секундная подача топлива насосом
будет меньше Унрат, то работа форсунки со-
провождается повторным открытием и закры-
тием иглы. При этом возникает так называе-
мая дробящая работа форсунки. Расчёт фор-
сунки ведётся так, чтобы неустойчивая область
работы была вне расходов, соответствующих
полной мощности двигателя.
Величиной Укрит обычно
задаются, исходя из условий
получения хорошего распыли-
вания не на полной мощности двигателя, а при
малых секундных расходах, соответствующих
режиму холостого хода. Тогда при холостом
ходе и пуске будет иметь место дробящая ра-
бота форсунки, а при нормальных режимах
работа форсунки будет устойчивая.
Основной исходной величиной для расчёта
форсунки и получения её гидравлической ха-
рактеристики является закон движения плун-
жера топливного насоса. Этот закон опреде-
ляет скорости плунжера в течение его подъёма
и, в частности, на участке активного хода ме-
A3)
Фиг. 137. Гидравлическая характеристика закрытой
форсунки с нормальным распылителем.
жду началом подачи топлива и концом подачи
(отсечки). На фиг- 138, а показана кривая
подъёма h плунжера по углу поворота кулач-
кового валика такого топливного насоса.
На фиг. 133, б показаны линии коэфициента
скорости С, по которому можно подсчитать ско-
рость плунжера сал в м/сек на заданных чи-
слах оборотов п, пользуясь соотношением
спл = 0,00lC-rt. Эти кривые для данного то-
пливного насоса в другом масштабе дают зна-
чения секундных расходов топлива Vm —^
= Рпл-Спл см*/сек.
Работа закрытой форсунки с нормальным
распылителем характеризуется четырьмя урав-
нениями, дающими связь между подъёмом
иглы, давлениями и секундным расходом.
В момент начала подъёма иглы давление от-
крытия р0 действует на диференциальную пло-
щадку D2 — d2 (фиг. 139). Давление в цилиндре
nd2
Рп действует на площадь -j-.

ГЛ. V]
ФОРСУНКИ ДВИГАТЕЛЕЙ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ
283
Первое уравнение — уравнение рав-
новесия иглы (согласно обозначениям фиг. 139):
и может быть представлено с учётом размер-
мм
ностей, принимая: d и D в мм;хъ Tqq»'&' и k"
мм\з а „
Тлп) кг; /) в кг/см2; С—жёсткость пру-
ны в кг/мм:
в \Тлп
жины в кг/мм:
k'(p—po)\Q~6 мм/№,
B0)
где коэфициенты k' и k" легко подсчитываются
по размерам иглы и данным пружины.
Второе уравнение определяется
h
им
8
Б
Ч
2
-
у
У
/
?
1
100 110 ПО 130 Ш 150 160 170 180е
4
100 110 120 130 140 150 160 170 180°
Угол поворота кулачкового валика насоса
б)
Фиг. 138. График движения плунжера насоса ККАЗ и
кривые скоростей плунжера при различных числах
оборотов.
связью между секундным расходом топлива Vm,
подъёмом иглы х и давлениями р и р , исходя
из соотношения истечения топлива в седле
иглы, а именно:
/~20i ,
Vm ш. \Qndx sin a I/ — - у р —р' млР/сек. B1)
' "У
Сечение, открываемое иглой для прохода то-
плива, с достаточной точностью определяют
по уравнению: F = tzdx sin a.
Третье уравнение определяет связь
между секундным расходом топлива и избы-
точным давлением р' над отверстиями сопла
форсунки:
где \».ф — коэфициент истечения в сопловом
отверстии.
Четвёртое уравнение определяет
связь между конструктивными соотношениями
форсунки и приводится из условия получения
минимума давления в корпусе распылителя
при заданном на определённом режиме рас-
хода топлива:
B3)
С — жёсткость пружины.
d2
здесь k' =0,785 -т=г ;
Решение этих уравнений для подсчёта ха-
рактеристики форсунки производится графо-
аналитическим путём
предложенным проф.
Г. Г. Калиш [5]. Для
этого щ уравнения
истечения через седло
иглы и уравнения
подъёма иглы опреде-
ляется зависимость р
от х, считая Vm пара-
метром. Составляя два
вспомогательных ура-
внения и задаваясь не-
сколькими значениями
Vm, подсчитывают и
строят зависимость р
от х. Находят точки
пересечения этих кри-
вых и но ним опре-
деляют р и х для дан-
ных Vm. По получен-
ным значениям строят
кривую р и х в функ-
Фиг. 139. Схема нормаль-
ного распылителя.
ции от Vm.
Гидравлическая характеристика штифтовой
форсунки (фиг. 140) значительно отличается
от характеристики нормального распылителя
и соответствует изменению дросселирующих
сечений (см. фиг. 131). Пока сечение для про-
хода топлива неизменно (участок 1—2), на-
чальный участок характеристики напоминает
характеристику нормального распылителя в
неустойчивой области (до VKpum на фиг. 140
показано пунктиром). Затем по мере увеличе-
ния проходного сечения (участок 2—3) зави-
симость p=f (Vm) практически прямолинейна,
со слабым подъёмом. На участке 3—4, не-
смотря на подъём иглы, сечение уменьшается.
Работа форсунки в этой области тоже неустой-
чива, и имеется „перескок" сразу с участка
2—3 на участок 4—5> и при постоянном сече-
нии давление быстро повышается на коротком
отрезке расходов. Так как на участке 4—5

284
СМЕСЕОБРАЗОВАНИЕ В ДВИГАТЕЛЯХ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ
[РАЗД. IV
выходное сечение для топлива неизменно, то
эта ветвь характеристики близка к параболе.
Если подъём иглы ограничить положением х3,
то давление в корпусе форсунки будет изме-
няться с увеличением Vm по параболе (р{).
Участок 4—5 переходит в новый участок
5—6, так же сильно растянутый, как и участок
2—3. Участок 5—6 заканчивается при макси-
мальном подъёме иглы до упора и переходит
в параболу, так как сечение для топлива
остаётся дальше неизменным.
При подъёме иглы до -vmax обычно проход-
ное сечение, образованное корпусом распы-
VTcMs/cek.
Фиг. 140. Гидравлическая характеристика закрытой фор-
сунки со штифтовым распылителем.
лителя и нижним торцом штифта, меньше се-
чения выходного отверстия.
Наличие двух прямолинейных участков на
большом протяжении секундных расходов обес-
печивает исключительно хорошие условия для
сохранения однообразия впрыскивания при
различных скоростных режимах двигателя.
Для обеспечения распыливания топлива
обратным концом хвостовика штифта следует
ограничивать подъём иглы так, чтобы она не
выходила за пределы участка 2—3.
Основные размеры штифтового распыли-
теля обозначены на фиг. 141 (схема а), а
Фиг. 141. Основные размеры штифтовых распы-
лителей.
в табл. 23 приведена сводка этих размеров
для нескольких марок распылителей типа Бош.
Расчёт характеристики штифтового распы-
лителя проводится в предположении, что ско-
рость топлива, приобретаемая в дросселирую-
щем сечении седла иглы, не используется для
ускорения топлива в сопловом отверстии. При
каждом заданном подъёме иглы она находится
в равновесии.
141
иг.
•&
о
ч
S
ч
3
с
и
GJ
О.
X
3
а
о
¦в-
S
Э
ных
в-
п
m
в.
о.
Я
т
а.
0J
?
О
о
о
нии/ро
001-038="
\{кэ\гн oot-tf
ЕЯИ1Ш0Х EIf3H
-вф вэХноя нь-
от.
(N
в
СЧ
к.
О.
л?
•с
** to*
¦
д
—
Iff
О
X
6
Марка
распыли-
теля
о
г~
1
1
о
1
8
ft
%>
8-
о*
со
*о
м
о"
1
%
0
1
м
>н
о*
о
ю
cf
1
C"
о
О
0
"
п*
0_
ю
t-
о*
Ш 1-4
Си
„
1
1
ft
СО
с^
о"
-
о'
1
со
0*
1
^8
м
о"
998'
о
>©
CI
1
1
о'
8
0
СО
О
ю
о"
Ш 1-6
о.
сч
1
о
1
ft
а
о*
о
cl
о"
1
ft
о*
t
м
О
I
О
¦о
с»
1
со
о\
о"
ft
СУ
м
со
cf
О
о"
Ш 1-8
а.
со
1
1
!
g.
ft
1
1
1
1
1
.
I
1
1
со
О*
i
со
ы
1
1
о
о"
1
Я)
COQi
о о
О О
о" о
I I
ю
со со
ffS
о" о"
ю
м
• •9.
сГ
О,
ю
•ф
о"
Ш 1,5-15
си
°&
1
1
.{Г
I
S
со
ю
о"
¦*
6
1
О*
1
о"
'ft
СЛ
м
•о
о
ON
я
п
"?
со
5"
W
•5
о
о
со
о
со
О
ю
со
со
о"
Ш 2-30
Си
°п
1
1
о
1
м
+1
ft
•н
со
ft
1
1
1
ft
о
j
(
1
О м
О О
6 о"
+ 1
S
м
[
8;
о";
+
ю
А
со со
8 S
о о"
1 1
о
«¦
со
8
о"
о
м
со
сб
о
чэ
1
1
Ш 2-8
О.
5э
м
1
1
т1-
ft
%
ft
Й
3
О*
со
ю
о'
ю
со"
о"
f
о*
'О
м
о"
со
С4
о"
с?
о
а
сГ
С)
О
"
со
о
M
ю
cf
О
О
N12SD12
Д

ТЛ. V]
ФОРСУНКИ ДВИГАТЕЛЕЙ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ
285
Основными уравнениями для расчёта ги-
дравлической характеристики являются:
Уравнение истечения в наименьшем пере-
менном сечении F,-, образуемом штифтом иглы,
Vm = 10ns Fi
- Рц •
B4)
Размерность величин принимается та же, что
и в уравнении A3).
Уравнение истечения топлива через пере-
менное сечение в седле иглы
B5)
Уравнение равновесия иглы (фиг. 139 и 141)
B6)
где D — направляющий диаметр иглы.
Пологое протекание давления на большом
участке секундных расходов позволяет у бы-
что у распылителей с углом конуса 2Э < 8°
подъём иглы форсунки до упора около 0,65—
0,7 мм. У распылителей с большим углом
конуса струи подъём иглы ограничивается так,
что они работают только на первых трёх
участках характеристики. Для получения рас-
тянутых пологих участков на больших расхо-
дах топлива диаметры штифтов делают уве-
личенными до 2 мм.
Разновидностью штифтовых распылителей
являются .распылители, конструкция которых
изображена на схеме б фиг. 141, обозначаемые
DN12SD12.
Отличаются они наличием фаски с углом 2у'.
Гидравлическая характеристика подобного
распылителя имеет небольшой первый участок
и соединяется крутым дополнительным уча-
стком со вторым, который оказывается зна-
чительно поднятым над точкой р0 при нор-
мальных давлениях открытия иглы. Ввиду
возможности получения устойчивого впры-
скивания на малых секундных расходах то-
плива значительно повышается управляемость
процесса подачи топлива.
Образцы экспериментально полученных
гидравлических характеристик приведены на
графике фиг. 142.
Габаритные размеры современных закрытых
форсунок нормализованы. Отечественные за-
воды, а также почти все иностранные фирмы,
стараются придерживаться этих нормализован-
Фиг. 142. Экспериментальные гидравлические характеристики различных штифтовых распылителей
по данным НАТИ.
строходных транспортных дизелей, работаю-
щих при переменном скоростном режиме, со-
хранить процесс впрыскивания в определён-
ных пределах.
Указанное явление присуще только штиф-
товым форсункам и этим они отличаются от
нормальных форсунок. Кроме того, наличие
обратного конуса на штифте даёт возмож-
ность изменить угол распыливания топлива.
У нормальных форсунок он меняется очень
незначительно.
В табл. 23 приведены углы конуса факела
топлива, выходящего из штифтовых форсунок
с различными номинальными размерами при
распыливании в атмосферу. Следует отметить,
ных размеров, получая топливную аппаратуру
от специализированных заводов.
Для быстроходных дизелей наибольшее
распространение имеют форсунки, корпусы
которых нормализованы по размерам, изобра-
жённым на фиг. 143. Эти форсунки могут из-
готовляться двух основных модификаций:
а) с вентилем для выпуска воздуха и б) без
вентиля.
В зависимости от размера двигателей
меняют нормальные размеры корпуса фор-
сунки. В зависимости от основного размера,
за который принят наружный диаметр нажим-
ной гайки крепления распылителя, нормальные
размеры форсунок разделяют на пять групп.

286
СМЕСЕОБРАЗОВАНИЕ ДВИГАТЕЛЕЙ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ
[РАЗД. IV
Каждый размер имеет свое условное буквен- В зависимости от формы камеры сгорания
ное обозначение, которое сохраняется также и конструкции крышки цилиндров бывает не-
w
Фиг. 143. Основные размеры закрытых форсунок.
Фиг 144. Основные размеры распылителей.
за распылителем. Габаритные и установочные обходимо точно ориентировать распылитель
размеры пяти групп форсунок этого типа при- относительно корпуса форсунки и последний
ведены в табл. 24. относительно крышки. В этих случаях корпус
Таблица 24
о
§1
5 2,
^ а»
у;
1
ф
X
ц
ч
1 •
основ-
о.
о. х
21
21
25
25
25
25
25
25
25
25
32
32
За
32
32
45
45
65
65
6j
65
зочный
а
о о.
X <и
>> о.
25
4°
5°
65
во
но
125
65
8о
по
5°
IOO
юо
125
'5°
2ОО
2J0
. 2ОО
25°
275
35°
б
__
—
б
б
б
6
б
б
б
б
4
4
4
4
4
5
5
5
5
5
5
8
18
18
32
32
32
32
32
32
32
32
36.5
36.5
36.5
Зб.5
36.5
59
59
59
59
59
59
г
„1
94
144
159
174
2O4
219
159
174
2O4
146
176
196
221
246
—
—
—
—
—
Габаритные и
д
75
75
IO2
IO2
102
IO2
IO2
IO2
IO2
IO2
123
123
123
123
123
1б2
1б2
I9O
I9O
IOO
190
е
_
—
—
—
—
—
_-
121
121
121
121
121
121
121
121
Г78
178
178
178
178
178
установочные размеры
форсунок
Общие размеры в мм (фиг. 143)
ж
_
—
—
—
—
—
—
Зо
3°
Зо
3°
Зо
3°
3°
Зо
51
51
65
65
65
и
к
1
12,9
12,9
139
13.9
13-9
13-9
139
13.9
13 9
139
17.8
17.8
17.8
17.8
17.8
24,8
24-8
35.8
35-8
35--8
35.8
13
13
13
13
13
13
13
13
13
13
22
22
22
22
22
—
—
_
—
—
к'
_
__
18,5
18.5
18.5
18,5
18.5
18.5
18.5
18,5
25
25
24
25
25
2б
26
З2
32
32
32
л
18.8
18,8
яг. 5
21.5
ai,5
21.5
21,5
21,5
21,5
21,5
2б,5
2б.5
2б,3
2б 5
2б,5
35
35
5°
5о
5°
5о
м
—
3
.3
3
3
3
3
3
3
4
4
4
4
4
5
5
б
б
6
б
к
—
—
—
—
—
—
-
_
45
45
45
45
45
75
75
92
92
93
92
0
*5
зф
24
24
=4
24
24
24
24
21,5
¦21,5
21,5
21,5
21.5
39,2
29,2
43-2
45.2
43-2
43.2
п
зо
2О
35
35
35
35
35
35
35
35
41
41
41
41
41
5°
5°
7°
7°
7°
70
Р
—
—
—
—
—
—
—
—
—
—
—
—
—
—
324
374
_
—
—
с
.
22
22
23
28
28
28
28
28
28
28
28
28
28
28
23
5°
5О
65
65
65
63
т
2б
аб
Зб
36
36
36
Зб
Зб
Зб
Зб
43
43
43
43
43
65
65
до
9°
9°
оо
Таблица 25
Основные размеры распылителей
Размер фор-
сунки по диа-
метру нажим-
ной гайки А
в мм
21
¦ Я5
З2
25
32
45
65
25
Услов-
ное
обозна-
чение
У
Ф
X
Ф
X
ц
ч
ф
Тип
распылителя
Штифтсвый
То же
Нормальный
То же
„
Удлинённый
b
2,9
2,9
2-9
2,9
38
4,5
5
2,9
Основные размеры распылителей в мм (фиг.
с
гб
17
22
17
22
ЗО
42
17
/
6
6
6
6
6
8
8
б
g
8
8
10
8
10
24
30
25
h
19
19
3°
24.Д
33
49.5
62,5
28,5
i
27
27
40
32.5
43.°
73,5
92,5
335
а
12,9
13,9
i7 8
13-9
17,8
24,8
35.8
99 .о
144)
h
13
13
22
—
—
—
k'
—
—
18,5
25
26.5
32,5
21

ГЛ. V]
ФОРСУНКИ ДВИГАТЕЛЕЙ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ
287
форсунки снабжается установочными штиф-
тами.
Распылители нормального типа и штифто-
вые тоже имеют нормализованные габаритные
Фиг. 145. Закрытая
форсунка с распылите-
лем для малолитраж-
ных дизелей.
Фиг. 146. Габаритные раз-
меры закрытой форсунки
для быстроходных автомо-
бильных дизелей.
размеры; эскиз с габаритными размерами по-
казан на фиг. 144. Соответствующие размеры
сведены в табл. 25.
Для малолитражных автомобильных дизе-
лей выпускают специальные удлинённые рас-
пылители, позволяющие расположить их в
крышках цилиндров, не уменьшая сечения,
занимаемого клапанами газораспределения.
Фиг. 147. Основные размеры присоединительных деталей
форсунки.
Разрез форсунки с этим распылителем изо-
бражён на фиг. 145.
Основные габариты форсунок и деталей
трубопроводов для автомобильных двигателей,
приведены на фиг. 146 и 147 [17].
Расчёт шпилек и фланцев для крепления
форсунок производится на то же усилие, что
и для форсунок компрессорных дизелей.
ЛИТЕРАТУРА И ИСТОЧНИКИ
1. Б р и л и н г Н. Р., Двигателя внутреннего сгорания,
ОНТИ, М.—Л. 1937.
2. 3 а с с Ф., Бескомпрессорные двигатели Дизеля,
ОНТИ, 1931.
3. Иноземцев Н. В., Физико-химические исследова-
ния и расчёт рабочего процесса быстроходного дизеля,
„Дизелестроение" №4 — 7, 193S.
4. И о и с о в А. С, Мешков К. В., Испаряемость
моторных топлив, Гострансиздат, 1937.
5. К а л и ш Г. Г., Исследования форсунки бескомпрес-
еорных дизельмоторов, .Автотракторное дело" № 2,
1933, „Известия НАТИ" № 3—4, 1932. .Труды НАТИ'
№ 42, 1945.
6. Калиш Г. Г. и Сельповская, Исследование
процессов впрыска в быстроходных дизельмоторах с
учётом сжимаемости, .Известия НАТИ" № 5, 6, 7, 1932.
7. Кернер К , Конструирование дизелей, ОНТИ, 1930.
8. К и р с а н о в В. И., Теория карбюрации, ОНТИ, 1935.
9. Л е н и н И. М., Автомобильные карбюраторные дви-
гатели, Наркомхозиздат, 1938.
10ь Л е н и н И. М., Рабочие процессы и карбюрация
в автомобильных двигателях, Машгиз, 1947.
М. Л и б р о в и ч Б. Г. (под ред.), Рабочие процессы дви-
щателей внутреннего сгорания и их агрегатов, Машгиз,
ГУ 46,
12. Ор лин А. С. (под ред.). Двигатели боевых машин,
т. 1, Машгиз, М. 1946.
13. Результаты конкурсных испытаний автомобильных
дизелей, ОНТИ, 1937.
14. С а ф р о н о в К. М., Карбюрация и карбюраторы
авто-тракторных двигателей, переработка и дополнение
Степанова Ю. А., Министерство коммунального хозяй-
ства, 1947.
15 Сборник монографий иностранной литературы.
Двигатели внутреннего сгорания, т. 1 —V, ОНТИ,
1936—1939.
16. G. W. A. Green, Fuel injection equipment, „Auto-
mobil Engineer- № 398. 1940.
17. International Federation of the National Standartl-
zing Association ISA Bulletin V, 1938.
18. О s с h a t z W., Einfluss des Einspritzduse auf Strahl-
forra und Strahlaufbereitung, „Deutsche Krafifahrtfor-
schung Techischer Forschungsberlcht* № 111, 1942. >
19. О s с h a t z W., Neuere Erkenntnisse fiber Strahl-
bildung und Strahlzerfall, Deutsche Kraftfahr.forschung
Technischer Forschungsbericht № 91, 1941 r.
20. T r i b n i g, Der Einblase und Kinspritzvorgang bei
Dieselmaschinen, Wlen 1945.

Глава VI
ЭЛЕКТРООБОРУДОВАНИЕ, ПУСКОВЫЕ И РЕВЕРСИВНЫЕ
УСТРОЙСТВА ДВИГАТЕЛЕЙ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ
ЭЛЕКТРООБОРУДОВАНИЕ ДВИГАТЕЛЕЙ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ
ОСНОВНЫЕ АППАРАТЫ
И ПРИНЦИПИАЛЬНАЯ СХЕМА
Электрическая энергия в двигателях вну-
треннего сгорания употребляется для целей
зажигания смеси в цилиндрах, запуска (стар-
тер) и питания вспомогательной аппаратуры
и измерительных приборов. Кроме того, ма-
шина (автомобиль, танк и т. п.), на которой
установлен двигатель, также имеет ряд по-
требителей электроэнергии, питающихся от
общей сети.
Питание всех потребителей обеспечивается
аккумуляторной батареей и генератором по-
стоянного тока, соединёнными и работающими
параллельно. Аккумуляторная батарея обес-
печивает запуск и питание аппаратов, кото-
рые должны работать и при остановленном
двигателе; генератор осуществляет питание
всех потребителей при работающем двигателе
и подзаряжает батарею, пополняя электро-
энергию, израсходованную последней на оста-
новке.
Непосредственно на двигателе монтируются:
генератор, стартер, аппараты зажигания и дат-
чики измерительных приборов (манометра,
термометра и т. п.); батарея, вспомогательные
аппараты, например, электрический топливный
насос и указатели измерительных приборов
(манометра, термометра, бензиномера),—в тех
случаях, когда двигатель не представляет со-
бой отдельной единицы, а установлен на ма-
шине,— обычно монтируются отдельно.
Общая схема электрооборудования двига-
теля внутреннего сгорания (фиг. 1) включает
в себя: генератор Г с регулятором напряже-
ния РН (изображён условно); аккумуляторную
батарею Б) стартер СТ, представляющий со-
бой сериесный электромотор постоянного тока,
и потребителей — аппарат батарейного зажи-
гания БЗ, измерительные приборы с электри-
ческой передачей показаний: манометр М,
термометр Т и их датчики ДМ и J7T, лампы Л
и др. Стартер включается только при запуске
двигателя на несколько секунд и питается от
батареи, которая до запуска двигателя являет-
ся единственным источником электрической
энергии; остальные потребители работают дли-
тельно (всё ьремя работы двигателя) и на
принципиальной схеме, служащей для расчёта
(фиг. 2), могут быть заменены эквивалентным
сопротивлением RH (нагрузка).
Напряжение генератора Uz измеряется на
выходной клемме регулятора напряжения РН
(фиг. 2). Пренебрегая сопротивлением соеди-
нительных проводов, считают, что напряжение
на клеммах батареи и нагрузки (сопротивле-
ния RH) также равно иг. Тогда:
зарядный ток батареи
Uг -Л
ток потребителей(нагрузки) 1Н =
Uг
ток генератора U = Ig ¦+• '«.
где Eg — э. д. с. (электродвижущая сила) и
Rg — внутреннее сопротивление батареи.
Отсюда напряжение генератора []г должно
быть выше э. д. с. батареи Eg, в противном
случае ток батареи будет отрицательным, т. е.
разрядным. .
. С увеличением числа оборотов п напря-
жение генератора U2 сначала растёт по ха-
Р.О.Т.
Фиг. 1. Принципиальная схема электрооборудования дви-
гателя внутреннего сгорания.
рактеристике самовозбуждения (фиг. 2, справа),
пересекает линию э. д. с. батареи Eg при числе
оборотов п mjn, поднимается далее до величины,
на которую отрегулирован регулятор напряже-
ния, после чего остаётся постоянным. Ток бата-
реи Ig пропорционален разности U2 — Eg; ток
генератора 1г превышает ток батареи на вели-
чину тока нагрузки 1Н. При числе оборотов,
большем nmin, токи положительны (сплошные

ГЛ. VI]
ЭЛЕКТРООБОРУДОВАНИЕ ДВИГАТЕЛЕЙ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ
289
стрелки на схеме) и батарея заряжается; этот
режим является нормальным. При уменьшении
числа оборотов ниже лш1п напряжение гене-
ратора иг < Ев, вследствие чего токи /<у,
а в дальнейшем и 1г становятся отрицатель-
ными (пунктирные стрелки на схеме); подоб-
ный режим недопустим, так как теперь бата-
рея разряжается через генератор большим
током; при остановке последнего ток, текущий
через генератор, равен 1г = ~Б—Г D ¦ где
Кб т~ кг .
Rz — внутреннее сопротивление генератора
(влиянием RH пренебрегаем) и будет в силу
малой величины R& и Rg в несколько раз пре-
Es
I
Л
/ &
k
. к Т
Фиг. 2. Расчётная схема электрооборудования двигателя
и рабочая характеристика генератора.
вышать нормальный ток генератора, т. е. может
сжечь последний. Для предупреждения такого
случая между генератором и батареей ставят
автоматический выключатель—реле обратного
тока (Р. О. Т. на фиг. 1),—замыкающий цепь
между генератором и батареей только на пе-
риод работы генератора с числом оборотов,
ббльшим /zmlD, т. е. когда иг>Еб.
Минимальное число оборотов пт1а зависит
только от расчёта генератора. Передаточное
число привода от' двигателя к генератору
желательно выбрать таким, чтобы при наи-
меньшем значении рабочего числа оборотов
двигателя число оборотов генератора было
выше п
min*
Выбор системы проводки—однопроводная
или двухпроводная—решён практикой в пользу
однопроводной системы, при которой общим
обратным проводом служит масса—металл дви-
гателя и шасси машины. Двухпроводная систе-
ма применяется только для отдельных участ-
ков— проводки по деревянным и дюралевым
кузовам (в последних окисление и коррозия
дюраля не обеспечивают надёжного контакта
с массой).
Выбор полярности произволен и опреде-
ляется второстепенными соображениями и тра-
дицией фирм. Более распространено соединение
с массой плюса системы, которое применяется
на всех отечественных автомобилях и на 65%
иностранных марок. На военных машинах при
наличии приёмо-передающей радиостанции
применяется соединение с массой минуса си-
стемы.
ВЫБОР НАПРЯЖЕНИЯ
Номинальное напряжение аккумуляторного
элемента 2 в обусловливает низкое напряже-
ние системы — 6, 12 или 24в; выбор между
этими цифрами зависит от мощности агрегатов
и в первую очередь стартера.
19 Том 10
Мощность стартера зависит от литража и
типа двигателя и колеблется в пределах
N = 0,6 -г-15 л. с, а в особых случаях и выше.
Низкое напряжение U системы обусло-
вливает большую величину потребляемого
стартером тока, равную
JV-736
где Р—электрическая мощность, потребляемая
стартером, в в/и; №— полезная мощность
стартера в л. с. иг, — к, п. д. стартера, рав-
ный в точке максимальной мощности 0,50—0,60.
Этот ток обычно составляет несколько сотен
ампер B00 — 800 а). Чтобы при росте мощности
стартера удержать потребляемый ток в допу-
стимых границах, необходимо повышать на-
пряжение.
В меньшей мере влияет на выбор напря-
жения мощность генератора, но и здесь неже-
лательно допускать ток выше 60—80 а, так как
при большем токе выполнение контактов реле
обратного тока, а также коллектора и щёток
вызывает затруднения. Величина применяемого
напряжения в зависимости от мощности стар-
тера и генератора указана в табл. 1
Таблица 1
Величина применяемого напряжения в зависимости
от мощности стартера и генератора
Напряжение
в в
6
12
24
36-48
Мощность
стартера <
В Л. С.
До з
з,5-4
6—15
ао—зо
Мощность
генератора
в вт
До з°°
250—iooo
looo—1500
При напряжениях б и 12 в, которые при-
менялись с самого начала развития электро-
оборудования двигателей, все аппараты вы-
полняются на выбранное напряжение, и схема
совпадает с изображённой на фиг. 1.
Применение повышенного напряжения —
24 в или выше, вызванное прежде всего резким
увеличением мощности стартера на дизелях,
приводит к нескольким вариантам общей схемы.
1. Если при 24-вольтовом стартере мощ-
ность остальных потребителей, а следовательно,
и генератора невелика (дизельные грузовики
или тракторы и т. п.), то вся система (кроме
стартера) может быть выполнена 12-вольтовой;
напряжение же 24 в для стартера получается
путём переключения двух 12-вольтовых бата-
рей, которые нормально соединены параллельно,
а на время запуска специальным переключа-
телем пересоединяются поел едовательно(фиг.З).
2. Если при 24-вольтовых стартере и гене-
раторе желательно применение 12-вольтовых
потребителей (ламп и пр.) вследствие отсут-
ствия 24-вольтовых ламп и аппаратов или не-
желания вводить лишние позиции в номенкла-
туру запасных частей, то можно применить
трёхпроводную систему постоянного тока
2 X 12 в, в которой две 12-вольтовые батареи,

290
ЭЛЕКТРООБОРУДОВАНИЕ, ПУСК И РЕВЕРС
[РАЗД. II
соединённые последовательно, служат дели-
телем напряжения. В этом случае для воз-
можности использования одноконтактной ар-
матуры и аппаратов (потребителей), у которых
один из полюсов внутри их соединён с массой,
крайние провода должны быть изолированы,
P.O. Г,
Фиг. 3. 12-вольтовая система с 24-вольтов.ым стартером
и переключателем батарей.
а средним проводом должна являться масса
(фиг. 4). Эта схема применяется редко, так
как теперь 24-вольтовые потребители малой
Р.О.Т.
Фиг. 4. Трёхпроводная система 2 X 12 *
с изолированными крайними прово-
дами.
мощности (лампы и пр.) освоены и вы-
пускаются серийно.
3. Все агрегаты и потребители выполняются
24-вольтовыми, и общая схема соответствует
фиг. 1.
4. В особых случаях (мощные дизели, авто-
мотрисы), когда мощность стартера превышает
15 — 20 л. с. и в связи с этим для него требуется
ещё более высокое напряжение, целесообразно
применять 24-вольтовую систему и 48-воль-
товый стартер, питающийся через переключа-
тель батарей с параллельного на последователь-
ное соединение по типу схемы фиг. 3.
АККУМУЛЯТОРНЫЕ БАТАРЕИ
Конструкция. Конструкция и тип батареи
должны быть приспособлены к коротким разря-
дам большим током B00—800 а), потребляемым
стартером; батареи такого типа называются
стартерными. Чтобы при разряде на стар-
тер напряжение на полюсах батареи падало
возможно меньше, стартерные батареи должны
иметь тонкие B—3 мм) и пористые пластины
и мёждуэлементные соединения (перемычки)
большого сечения.
Пластины стартерного аккумулятора состоят
из решётки, отлитой из свинца с 6—8% при-
месью сурьмы (для повышения механической
прочности и улучшения литейных свойств
сплава); в ячейки решётки вмазывается паста,
приготовленная из свинцовых окислов (РЬ3О4
и РЬО) или окисленного свинцового порошка,
замешанных с серной кислотой. После сушки
пластины помещаются в электролитическую
ванну и формуются пропусканием тока; в ре-
зультате на положительных пластинах обра-
зуется активная масса из перекиси свинца
РЬО2 (коричневая), а на отрицательных — из
губчатого свинца РЬ (серая). Готовые пластины
сушатся, нужное число одноимённых пластин
спаивается между собой при помощи баретки
в группу, положительные и отрицательные
группы пластин собираются в блок с проклад-
кой между ними сепараторов и помещаются
в сосуд (фиг. 5).
Обычно пластины для стартерных батарей
одной и той же серии имеют одинаковый раз-
мер, а нужная ёмкость достигается набором
в группу и параллельным соединением (спаи-
ванием) большего или меньшего числа пластин.
Отрицательных пластин всегда берут на одну
больше, чтобы все положительные пластины,
склонные к короблению, разряжались равно-
мерно с обеих сторон.
Сепаратор имеет малую толщину A,5—
2,5 мм) и должен исключать возможность со-
прикосновения смежных пластин разной по-
лярности между собой, не препятствуя про-
хождению тока и циркуляции электролита.
Сепараторы большей частьк> изготовляются
из дерева, выщелоченного для извлечения
нежелательных примесей и освобождения пор,
или из микропористого эбонита — мипора;
Фиг. 5. Собранный аккумулятор в разрезе (конструкция
Подольского аккумуляторного завода): 1 — пластина;
2 — сосуд моноблок; 3— сепаратор; 4— заливочная ма-
стика; 5 — полюсный штырь; 6 — свинцовая втулка;
7 — пробка; 8 — крышка.
применяются также полихлорвиниловые пер-
форированные сепараторы в комбинации с де-
ревянными (деревянный — к отрицательной
пластине, полихлорвиниловый —к положитель-
ной).
Сосуды выполняются обычно по типу мо-
ноблок, т. е. целиком для всей батареи,
с ячейками для отдельных элементов, и изго-
товляются из пластмассы или эбонита путём
прессовки в прессформах.

ГЛ. VI]
ЭЛЕКТРООБОРУДОВАНИЕ ДВИГАТЕЛЕЙ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ
291
Химический процесс. Общая схема хими-
ческих реакций и их конечный результат даны
в табл. 2.
Таблица 2
Общая схема химических реакций и их конечный
результат
Состояние
Заряжен . .
Разряжен . .
Положитель-
ная
пластина
РЬО3
PbSO4
Электро-
лит
2H3SO4
И
2Н2О
Отрица-
тельная
пластина
РЬ
PbSO4
Таким образом при разряде аккумулятора
активная масса его пластин — РЬО2 и РЬ — пе-
реходит в PbSO4, а в электролите часть сер-
ной кислоты замещается водой, отчего удель-
ный вес электролита уменьшается. При заряде
химические реакции идут в обратном напра-
влении, и первоначальный состав активной
массы пластин и начальный удельный вес
электролита полностью восстанавливаются.
Это изменение удельного веса электролита —
уменьшение при разряде и увеличение при
заряде — используется в эксплоатации для
контроля степени разряженности аккумулятор-
ной батареи. Несмотря на пористость пластин,
позволяющую электролиту проникать в глубь
активной массы, в химическом процессе уча-
ствует только 30—35% имеющейся на пласти-
нах активной массы, остальная же часть
остаётся неиспользованной.
Характеристики. Э. д. с. аккумуляторного
элемента, находящегося в покое, зависит от
концентрации электролита и равна
?ft, = 0,84 + T, A)
где 7 — удельный вес электролита, приведён-
ный к 15° С; так как последний в стартерных
аккумуляторах колеблется в пределах 1,290 —
1,150, то их э. д. с. пркоя изменяется в пре-
делах ?00 = 2,13-*- 1,99 в.
Изменение напряжения ?/на аккумуляторном
элементе при разряде и заряде постоянной
силой тока показано на фиг. 6.
Удельный вес электролита f изменяется
прямолинейно, так как при постоянной силе
тока ежесекундные количества прореагировав-
шей активной массы и серной кислоты, заме-
щённой водой, или наоборот, будут одинако-
выми, напряжение же меняется по более
сложному закону. Пунктиром нанесена вели-
чина э. д. с. Eg, отличающаяся от напряжения
на небольшую величину IR (падение напряже-
ния во внутреннем сопротивлении аккумуля-
тора); эта э. д. с. в процессе разряда и заряда
значительно меняется по кривой, подобной
кривой напряжения; таким образом, э. д. с.
аккумуляторного элемента во время разряда
и заряда отличается от э. д. с. покоя Е^о,
вычисленной по формуле A), на величину АЕ.
Причиной такого изменения э. д. с. Eq
является изменение удельного веса электро-
лита, заключённого в порах активной массы
пластин, из-за медленной диффузии. При раз-
ряде удельный вес электролита, заключённого
в порах пластин, падает и держится ниже, чем
в сосуде; при заряде же наоборот; соответ-
ственно изменению удельного веса электро-
лита, находящегося в порах пластин, меняется
э. д. с. аккумуляторного элемента на вели-
чину Д?.
В конце заряда наблюдается значительное
повышение э. д. с. и напряжения, связанное
с газообразованием вследствие электролиза
воды; началом газообразования считается на-
пряжение 2,4 в; конечное напряжение при
заряде достигает 2,7-2,8 в. Заряд считается
оконченным, когда напряжение и удельный
вес электролита перестали возрастать; чтобы
убедиться в этом, делают двухчасовую вы-
держку, которая в сущности соответствует
уже области перезаряда.
После выключения тока химические процес-
сы прекращаются, и диффузия выравнивает
концентрацию электролита, которая становится
и внутри и вне пластин одинаковой, поэтому
2,138 ¦
г ю
7,5
2JS
20 221 час
2
15
t
US
I
w
V
5
и
Заряд
Начало газообразования ?,Ь6
$i НппряШчше Uj
Конецяаряба
Ъ
Область полезного заряда
= 115 Удельный бес электролита у li=\W
0 2 4 6 8 Ю 12 V, 16 0 Я
Время заряда
Фиг. 6. Характеристики разряда и заряда аккумулятора.
через некоторое время э. д. с. аккумулятора
возвращается к величине э. д. с. покоя, со-
ответствующей данному удельному весу элек-
тролита; это явление называется „отдыхом.*
аккумулятора.
Разряд доводится лишь до точки А, соот-
ветствующей перегибу кривой напряжения, так
как за^ этой точкой напряжение становится
неустойчивым; напряжение, соответствующее
этой точке, называется конечным напряжением

292
ЭЛЕКТРООБОРУДОВАНИЕ, ПУСК И РЕВЕРС
[РАЗД. U
разряда; его величина зависит от разрядного
режима и дана в табл. 3.
Количество электричества Q = Iptp, отдан-
ное аккумуляторным элементом при разряде
до конечного напряжения, называется раз-
рядной ёмкостью, или просто ёмкостью;
ёмкость зависит от количества использован-
Таблица 3
Ёмкость и коневое напряжение разряда
Время
часы
2О
ю
-
Режим
разряда
мин.
—
5
5
разряда
Разрядный
ток, отне-
сённый к
номиналь-
ной ёмко-
сти Qfj, в а
о,о5
°,о875
з,бз
з,бз
Темпе-
ратура
в °С
+ЗО
+3°
+3о
-18
ное на-
пряже-
ние
в в
1.75
1>7°
»>5°
1,ОО
Ём-
кость
в К
IOO
87,5
32
9
ной (прореагировавшей) активной массы и
количественно изображается на фиг. 7 заштри-
хованной площадью.
Под режимом разряда в узком смысле по-
нимают удельную нагрузку аккумулятора раз-
рядным током; количественно режим разряда
Разрядные характеристика U=f(i)
6 8 10 12 П
Время разряда
20 tvac
Фиг. 7. Зависимость характеристики разряда аккумуля-
торной батареи от величины разрядного тока.
выражается разрядным током, отнесённым
к номинальной ёмкости QN (например, 1р=
= 2,62(?лг), или чаще — временем разряда до
конечного напряжения B0-часовой, 10-часовой,
5-минутный разряд и т. д.).
Напряжение и отданная ёмкость зависят
от режима разряда и температуры, уменьшаясь
при увеличении разрядного тока (фиг. 7)
и при понижении температуры (фиг. 8). При
увеличении разрядного тока должно увели-
читься количество электролита, диффунди-
рующего внутрь пластин, что может иметь
место лишь при увеличенной разности концен-
траций электролита внутри пластин и снаружи;
поэтому удельный вес электролита в порах
пластин падает ниже, что увеличивает паде-
ние э. д. с. А? и уменьшает использование
активной массы; при понижении температуры
увеличивается вязкость электролита и за-
медляется его диффузия с теми же послед-
ствиями.
Характеристики аккумулятора оказываются
противоположными требованиям, предъявляе-
мым зимним запуском двигателя: зимой от
стартера требуется
вольт
5
ббльшая мощность
и более продолжи-
тельная работа,
аккумулятор же в
этих условиях даёт
пониженное напря-
жение (уменьшаю-
щее мощность
стартера) и пони-
женную ёмкость
(уменьшается чис-
ло запусков); для
устранения этого
недостатка приме-
няют в конструк-
ции тонкие пла-
стины и более по-
ристую активную
массу, облегчаю-
щие диффузию
электролита и уменьшающие тем самым
падение э. д. с. АЕ и ёмкости при разрядах
большим током и при низкой температуре,
в эксплоатации — более частую подзарядку,
Y
N
—~«
' 2 3 t
Фиг. 8. Зависимость характе-
ристики разряда U=f{t) акку-
муляторной батареи ПАЗ
З-СТ-80 от температуры. Раз-
рядный ток / =210 а; 1 — при
температуре +30° С; получено
22,6 а-ч; 2 — при температуре
0° С; получено 13,1 а-ч; 3— при
температуре— 18° С; получено
. 8,15 а-ч.
повышение концентрации электролита и уте-
пление и подогрев аккумулятора зимой (по-
следнее редко).
Нормирование характеристик стартер-
ных батарей. Для стартерной батареи харак-
терными являются два режима: а) питание
постоянно работающих потребителей (освеще-
ние, приборы) при остановленном двигателе и
б) питание стартера при запуске; в подавляющем
большинстве случаев главным режимом, опре-
деляющим выбор аккумуляторной батареи,
является второй режим, и, следовательно, ос-
новное внимание должно уделяться нормиро-
ванию характеристик батареи — напряжения и
ёмкости — при разряде большим током при
низкой температуре. Отечественный стандарт
ГОСТ 959-41 нормирует только ёмкость, хотя
было бы весьма желательным и важным нор-
мировать также и напряжение, развиваемое
батареей при разряде большим током при
низкой температуре. Номинальная ём-
кость QN определяется ГОСТ 959-41 при
20-часовом разряде до конечного напряжения
1,75 в при t = 30° С; стартерной характеристи-
кой является ёмкость, отданная при разряде
током 5-минутного режим Aр = 2,62 QN) при
t = —18° С до конечного напряжения 1 в.
В табл. 3 даны величины ёмкости и конечного
напряжения разряда для отечественных акку-
муляторов согласно ГОСТ 959-41.
Типы отечественных стартерных бата-
рей (табл. 4). Выпускаются 6- и 12-вольтовые
аккумуляторные батареи, состоящие из 3 и
соответственно 6 последовательно соединён-
ных элементов. Обозначение: первая цифра —
число элементов, первые две буквы (СТ) —

Стартерные батареи отечественного производства
Таблица 4
Тип аккумулятор-
ных батарей
Макси-
мальный
габарит
в мм
Материал сосуда; моно-
блок обозначается (М);
отдельные сосуды в
общем деревянном
ящике (Д)
л
н
о
о
г
«
S
ч
се
S
а а>
s«
En
•
ж
к
о.
Б
а
s
о
S
л
га «о
Ж
К ¦
Sg
Разрядный ток и ёмкость при разряде в
¦ течение
20 часов
f 30° С
10
часов
+30° С
5 минут
+30° С
5 минут
-18° С
Зарядный ток в а
при первом
заряде
при оче-
редных
зарядах
(N С
Назначение
(для какого
автомобиля)
По ГОСТ 959-41
З-СТП-80
З-СТЭ-80
З-СТП-100
З-СТЭ-100
З-СТП-112
ЗСТЭ-112
З-СТП-126
З-СТЭ-126
З-СТП-144
З-СТЭ-144
6-СТЭ-126
6-СТЭ-144
Новые типы:
ЗСТЭА-65
ЗСТЗА-150
6СТЭА-50
По ГОСТ 959-41
34ГГП-80
З-СТЭ-80
3*СТЭ-112
З-СТМ-112
З-СТП-112
6-СТЭ-128
6-СТЭ-144
Новые типы:
6-СТЭ-140
257
248
272
272
3°8
3°4
34°
ЗЗб
386
382
586
593
177
33а
28O
194
188
i88
188
188
188
188
188
188
188
288
ЗЮ
176
180
188
230
230
230
230
245
245
245
245
245
245
241
261
234
235
234
16
16
19
19
21,5
21,5
24,5
24,5
27,5
27.5
58
64
14,5
27,5
19
243
251
29Э
287
303
5'б
5=5
51б
i87
191
.87
182
182
23б
Зо8
236
224
225
222
238
238
234
250
244
18
19.4
33
23
25
58
69
58
Подольский аккумуляторный завод
Пластмасса (М)
Эбонит (М)
Пластмасса (М)
Эбонит (М)
Пластмасса (М)
Эбонит (М)
Пластмасса (М)
Эбонит (М)
Пластмасса (М)
Эбонит (М)
Эбонит (Д)
Эбонит (Д)
Эбонит Ш
Эбонит (М
Эбонит (М
8о
IOO
из
13б
144
12б
144
«5
15°
5°
б
б
6
б
6
12
12
б
б
13
4
5
5,6
6,3
7.3
6,3
7,2
3.25
7,5
2,5
8о
IOO
112
12б
144
12б
144
65
15°
5°
7
8,4
9,8
11,2
12,6
11,2
12,6
5.6
13,5
4,5
7о
84
98
112
12б
112
12б
56
135
45
2IO
250
Зоо
35°
4оо
35O
4оо
I7O
4<х>
135
17,5
2О,8
25,°
29,2
33,3
29,2
зз.з
19
45
15
2IO
35°
Зоо
35°
4оо
35°
4°°
170
400
135
7,5
9.°
ю,5
13,0
13.5
12,0
'3.5
б,о
15
4,6
5
б
7
8
9
8
9
3,5
7.5
з,5
2,5
3
3.5
4
4.5
4
4.5
3,35
5
1,75
15-5
i8—б
21—7
24-8
27—9
24—8
27-9
7-4.5
15—ю
5—3,5
5
б
7
8
9
8
9
4,5
ю
3.5
Саратовский и Ленинградский аккумуляторные заводы
Пластмасса (М)
Эбонит (Д)
Эбонит (Д)
Эбонит (М)
Пластмасса (М)
Эбонит (Д)
Эбонит (Д)
Эбонит (Д)
8о
112
128
144
140
б
6
12
12
12
4
5,6
6,4
7,з
7,о
8о
из
128
144
140
7
9,8
11,3
13,6
_
7°
98
из
1Эб
_
22O
з°°
Збо
4оо
_
18,3
25
3°
33,°
_
-
-
_
-
—
_
5
7
8
9
_
2,5
3,5
4
4.5
15-5
21—7
24—8
27-9
5
7
8
9
ГАЗ-АА
М-1
ЗИС-5
ЗИС-101
ЯГ-5; ЗИС-
Танки
Танки
„Москвич"
ЗИС-110
«Победа"
ГАЗ-АА
ЗИС-5
Танки
Танки
Танки
Примечания: 1. Ленинградский и Саратовский заводы выпускают аккумуляторы с сухими разряженными, а Подольский завод — с сухими заряженными пластинами.
2. Первая ступень заряда продолжается до напряжения 2,4 в (начало газообразования), вторая ступень — до конца.
N3
to

294
ЭЛЕКТРООБОРУДОВАНИЕ, ПУСК И РЕВЕРС
[РАЗД. II
стартерный, третья буква— материал сосуда:
эбонит (Э) или асфальтопековая пластмасса(П),
последнее число — номинальная ёмкость. Стан-
дартизованные типы выпускаются с 1936 г.
Новые типы батарей, разработанные для авто-
мобилей послевоенного выпуска, имеют более
тонкие пластины и другую рецептуру изгото-
вления активной массы, вследствие чего они
имеют лучшие электрические характеристики
по сравнению со стандартными.
ГЕНЕРАТОРЫ, РЕЛЕ И РЕГУЛЯТОРЫ
НАПРЯЖЕНИЯ
Конструкция. Генераторы монтируются
на двигателе и приводятся во вращение пере-
дачей от коленчатого вала, работая с пере-
менным числом оборотов, что вызывает не-
обходимость в автоматической регулировке
напряжения или отдаваемого тока. Диапазон
изменения оборотов k ~ шах ¦ достигает в
автомобильных двигателях k = 6 и более, до 81
в тракторных и танковых двигателях й = 3,5-
Максимальное число оборотов генератора
птал ограничивается условиями механической
прочности и износа коллектора, щёток и под-
шипников; оно колеблется в пределах птях =
= 3000 -I- 7500 об/мин и может быть выбрано
тем ббльшим, чем реже и короче периоды
работы двигателя на максимальных оборотах,
чем меньшие требования предъявляются к
надёжности работы и чем меньше мощность,
Фиг. 9. Конструкция закрытого генератора малой мощ-
ности (генератор ГБФ для автомобиля ГАЗ-АА): 7 — якорь;
2—коллектор; 3 — защитная лента; 4 — маслёнка; 5 —
цапфа и втулка скользящего подшипника; 6 — крышка
со стороны коллектора; 7 — реле обратного тока; 8 — вы-
водная клемма; 9 — крышка со стороны привода; 10 —
шкив; 11 — кронштейн для крепления; 12 — корпус.
а следовательно, и диаметр якоря генератора.
Для двигателей,почти никогда неработающих
на максимальных оборотах (городской авто-
мобиль или такси), можно принимать итм до
8000 об/мин; для двигателей, длительно ра-
ботающих на максимальных оборотах (между-
городний автобус, стационарный двигатель),
особенно при большой мощности генератора
лтах = ЗОООн-4000 об/мин.
и
Минимальное число оборотов nmin = —^^
равно 800 — 1500 об/мин; оно является рас-
чётным, определяющим вес и габариты гене-
ратора, так как последний должен развивать
нормальное напряжение под нагрузкой 50—
100% уже при минимальных оборотах. По-
скольку приведёлные обстоятельства выну-
ждают проектировать авто-тракторные генера-
торы тихоходными (расчётное /zmin = 800-f-
-—1500 об/мин), их вес и габариты относительно
велики.
Конструкция авто-тракторного генератора
(фиг. 9 и 10) отличается от конструкции ста-
Фиг. 10. Конструкция современного вентилируемого гене-
ратора (генератор Г-16 для автомобиля ЗИС-110):/ — кор-
пус; 2 — якорь; 3 — коллектор; 4 — крышка со стороны
коллектора; 5—выводная клемма; 6—крышка со сто-
роны привода; 7 — шкив с вентилятором; 8 — вентиля-
ционные отверстия; 9 — кронштейн для крепления.
ционарного генератора незначительно, главным
образом в следующем:
а) так как корпус генератора большей
частью выполняется из труб, а также вслед-
ствие того, что нередко применяется крепле-
ние за корпус, установлена шкала нормаль-
ных диаметров корпуса —90, 100, 112, 125,
150, 175 мм; расчёт размеров ведут исходя
из наружного диаметра корпуса;
б) низкое напряжение исключает возмож-
ность кругового огня на коллекторе,а умень-
шение габаритов генератора требует умень-
шения магнитного сопротивления магнитной
цепи; поэтому воздушный зазор между якорем
и полюсами делается минимально допустимым
по механическим соображениям @,35—0,5 мм);
возникающим от реакции якоря опрокидыва-
нием поля пренебрегают;
в) массовые типы генераторов предпочи-
тают выполнять двухполюсными, что даёт
возможность применить станочную намотку
якоря взамен ручной;
г) для упрощения ухода и повышения на-
дёжности применяются в большинстве случаев
шариковые подшипники; скользящие подшип-
ники применяются только со стороны коллек-
тора, преимущественно в дешёвых типах или
с целью уменьшения шума;
д) генераторы раньше выполнялись пол-
ностью закрытыми (для защиты внутренних
частей от запыления); однако в закрытых ге-

ГЛ. VI]
ЭЛЕКТРООБОРУДОВАНИЕ ДВИГАТЕЛЕЙ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ
295
нераторах охлаждение происходит лишь тепло-
отдачей с наружной поверхности корпуса, ко-
торая с увеличением размеров генератора
растёт медленнее, чем количество выделяю-
щегося в генераторе тепла, пропорциональное
объёму активных материалов — железа якоря
и меди обмоток, поэтому с ростом мощности
выполнение генераторов закрытыми приводит
к чрезмерному увеличению веса и габаритов;
вследствие этого с 1934 г. стали применяться
вентилируемые генераторы (фиг. 10), получив-
шие широкое распространение.
Привод генератора возможен шестерён-
чатый, цепной (редко) и ремённый — клино-
видным ремнём; последний тип привода наи-
более распространён, так как упрощает кон-
структивное выполнение вентиляции (ремён-
ный шкив выполняется с лопастями и одно-
временно служит вентилятором) и позволяет
расположить генератор в наиболее выгодном,
с точки зрения обдува корпуса и охлаждения,
месте.
Применяются две основные системы авто-
матической регулировки: вибрационный ре-
гулятор напряжения по типу Тирилля и трёх-
щёточная система, в которой саморегулировка
отдаваемого генератором тока осуществляется
за счёт специальной схемы возбуждения ге-
нератора.
Первая система является более сложной,
но обеспечивает лучшие характеристики.
Вторая система (трёхщёточный генератор) в
силу своей простоты, несмотря на худшие
свойства, весьма широко применялась ранее;
однако с повышением мощности генераторов
и диапазона изменения оборотов k — m-x , a
"min
гакже с увеличением требований к качеству
автоматического регулирования, она не смогла
удовлетворить возросшим требованиям и её
теперь можно встретить лишь у маломощных
генераторов старого типа; в генераторах же
нового типа она полностью вытеснена первой
системой — вибрационным регулятором на-
пряжения.
Кроме автоматической регулировки, обяза-
тельной принадлежностью является реле
обратного тока (сокращённо реле) —
автоматический электромагнитный выклю-
чатель в цепи между генератором и батареей.
В трёхщёточных генераторах, где реле
является единственным добавочным аппаратом,
оно монтируется обычно на корпусе генера-
тора. В генераторах с вибрационным регуля-
тором напряжения реле помещается вместе
с последним в общую коробку, монтирую-
щуюся отдельно от генератора.
Вибрационный регулятор
Принцип действия. Напряжение генератора
можно считать приблизительно равным его
э. д. с:
где С — коэфициент пропорциональности.
Для поддержания напряжения постоянным
необходимо с увеличением числа оборотов
генератора п уменьшать его магнитный по-
ток Ф; последнее достигается уменьшением
тока возбуждения 1д при помощи реостата,
включённого последовательно с обмоткой воз-
буждения.
Вибрационный регулятор (флг. 11 и 12)
имеет электромагнит с подвижным плоским
якорьком, снабжённым контактами К; кон-
такты под действием пружины П замкнуты;
когда магнитная сила электромагнита Рмагн
Фиг. 11. Схема вибрационного регулятора,
выполненного для регулировки на постоян-
ство напряжения.
преодолеет силу пружины Fap, контакты раз-
мыкаются и тем самым в цепь возбуждения
вводится добавочное сопротивление Rq.
Регулятор напряжения (фиг. 11) имеет
шунтовую обмотку электромагнита, и поэтому
магнитная сила последнего зависит от напря-
жения генератора 17г; когда последнее пре-
высит нормальную величину, контакты ре-
гулятора размыкаются, вводя в цепь возбу-
гАЛАЛМ
Фиг. 12. Схема вибрационного регуля-
тора, выполненного для регулировки на
постоянство силы тока.
ждения сопротивление R^; вследствие этого
напряжение иг падает ниже нормального, что
в свою очередь вызывает обратное замыка-
ние контактов, и процесс периодически по-
вторяется. Таким образом, якорек регулятора
непрерывно вибрирует, замыкая и размыкая
контакты К, а напряжение генератора ко-
леблется мелкими и частыми скачками около
заданной величины; средняя величина тока
возбуждения, который также колеблется, за-
висит от соотношения времён замкнутого и
разомкнутого состояний контактов; с увели-
чением числа оборотов регулятор изменяет
это отношение в сторону уменьшения, и сред-
няя величина тока возбуждения падает. При
достаточной частоте вибрации (/> 30 пе-
риодов в секунду) пульсации напряжения и
тока возбуждения практически незаметны.

296
ЭЛЕКТРООБОРУДОВАНИЕ, ПУСК И РЕВЕРС
[РАЗД. II
Величина поддерживаемого напряжения
определяется моментом размыкания кон-
тактов, которое происходит при равенстве
AVT/2,
р р нп F ГЧЬЗ — Г" пи»
гпР — гмагн, но гмагн — сф* — с g3 , где
С и С — коэфициенты пропорциональности,
а Ф — магнитный поток регулятора, прямо
пропорциональный ампервиткам A W намагни-
чивающей обмотки (или обмоток, если их не-
сколько) и обратно пропорциональный ма-
гнитному сопротивлению; последнее пропор-
ционально в свою очередь величине воздуш-
ного зазора 5 между якорьком и сердечником
(магнитным сопротивлением железа пренебре-
гаем, площади же сечения магнитной цепи
постоянны). Отсюда
B)
Ампервитки шунтовой обмотки регулятора
напряжения (фиг. 11) равны
АХГ =
= W,
откуда напряжение иг, поддерживаемое
регулятором, выражается формулой
U, = const •-
W,,
пр
C)
и при постоянстве гш, Ь и F будет посто-
янным. Воздушный зазор Ь и натяжение пру-
жины Fnp меняют лишь при регулировке ре-
гулятора; в процессе работы эти величины
а так как AW = const-Sy Fnp [формула B)],
то регулятор будет поддерживать постоянной
силу тока, отдаваемую генератором:
/, = const*—
пр
D)
напряжение же регулироваться не будет.
Поэтому такой регулятор тока для самосто-
ятельного применения непригоден, но он при-
меняется в качестве ограничителя
тока, предохраняющего генератор от пере-
грузки при наличии основного регулятора на-
пряжения. Нагрев на работу ограничителя
тока не влияет.
Специфические особенности вибрационного
регулятора: а) необходимость получения до-
статочной частоты вибрации якорька;
б) искрение в контактах, вызываю-
щее их обгорание и ограничивающее надёж-
ность работы регулятора.
Увеличение частоты вибрации. Для
обеспечения достаточной частоты колебаний
якорька в большинстве случаев, помимо умень-
шения его механической инерции, необходимо
искусственно ускорить размагничивание сер-
дечника электромагнита после размыкания
контактов, что достигается применением осо-
бых ускоряющих обмоток или схем.
Ускоряющие обмотки выполняются по раз-
личным схемам, но чаще всего включаются
параллельно обмотке возбуждения генератора
(фиг. 13). При замкнутых контактах К в уско-
ряющую обмотку У заходит небольшой ток,
пропорциональный току возбуждения и под-
магничивающий сердечник электромагнита
Фиг. 13. Регулятор напряжения с ускоряющей и выравнивающей обмот-
ками и его развёрнутая схема.
Фиг. 14. Включение шунтовой об-
мотки регулятора по схеме .ускоря-
ющего сопротивления".
остаются постоянными; сопротивление же гш
увеличивается от нагрева обмотки, что вы-
зывает увеличение напряжения U? при на-
греве регулятора; чтобы ослабить это неже-
лательное явление, необходимо ограничить
влияние температуры на величину гш, вклю-
чая последовательно с шунтовой обмоткой
константановое сопротивление или применяя
температурную компенсацию.
Рассмотренный регулятор регулирует на-
пряжение иг, поддерживая его на заданном
уровне; ток же генератора может принимать
любые значения от 1г = 0 до 1г = /гтах. Если
же обмотку электромагнита выполнить сери-
есной (фиг. 12), то её ампервитки будут
AW =
регулятора (сплошные стрелки). При размы-
кании контактов К ток возбуждения генера-
тора начинает спадать, что вызывает появле-
ние в обмотке возбуждения э. д. с. самоин-
дукции es, совпадающей с направлением тока
возбуждения; эта э. д. с, значительно превы-
шающая напряжение генератора и доходящая
до 150—200 в, создаёт ток, замыкающийся
через ускоряющую обмотку У в обратном
направлении (пунктирные стрелки) и вызы-
вающий быстрое размагничивание сердечника,
вследствие чего контакты регулятора быстро
замыкаются вновь. Введение ускоряющей об-
мотки повышает частоту колебаний до /=
= 50-4-100 в секунду и сокращает амплитуду
механических колебаний якорька до несколь-
ких сотых миллиметра, но нарушает постоян-

ГЛ. VI]
ЭЛЕКТРООБОРУДОВАНИЕ ДВИГАТЕЛЕЙ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ
297
ство напряжения Иг = f(n); последнее с уве-
личением числа оборотов несколько растёт;
в случае необходимости этот нежелательный
эффект может быть компенсирован примене-
нием третьей, „выравнивающей" обмотки В,
включённой последовательно с обмоткой воз-
буждения генератора и компенсирующей ам-
первитки ускоряющей обмотки при замкнутых
контактах.
В современных регуляторах вместо уско-
ряющей обмотки применяется особая схема
включения основной (шунтовой) обмотки
(фиг. 14). При размыкании контактов К ток
возбуждения, текущий через добавочное со-
противление /?<э, создаёт в нём падение напря-
жения, в результате которого потенциал
точки а скачком понижается на значительную
величину; из-за скачкообразного понижения
напряжения, приложенного к основной (шун-
товой) обмотке в момент размыкания кон-
тактов, размагничивание сердечника регуля-
тора ускоряется так же, как и в предыдущей
схеме с ускоряющей обмоткой.
Искрение в контактах. Обгорание и окис-
ление контактов, обусловленное искрением,
может повлечь за собой:
а) прекращение электрического контакта;
в этом случае цепь возбуждения оказывается
разомкнутой, и генератор перестаёт развивать
нормальное напряжение; зачистка контактов
восстанавливает нормальную работу;
б) спекание контактов;, последние пере-
стают размыкаться, цепь возбуждения оказы-
вается постоянно замкнутой, и напряжение
генератора перестаёт регулироваться и под-
нимается выше нормального так, что сам
генератор и приключённые к нему потреби-
тели могут сгореть.
Наилучшими материалами для контактов
регулятора в смысле стойкости при искрении
и надёжности работы являются: вольфрам —
вольфрам при жёстком креплении контактов
и вольфрам — серебро при мягком креплении
контактов.
Для уменьшения нагрузки на контакты
может быть применена двухступенчатая схема,
в которой регулятор имеет две пары кон-
тактов, замыкающих каждая свою секцию
добавочного сопротивления. Однако вслед-
ствие усложнения конструкции и регулировки
двухступенчатые регуляторы постепенно
вытесняются одноступенчатыми регуляторами
(фиг. 11).
Улучшение зарядного режима батареи.
Наличие в числе потребителей аккумулятор-
ной батареи, значительно изменяющей свою
э. д. с. в зависимости от степени заряжён-
ности, не позволяет применить регулятор,
обеспечивающий постоянство напряжения, в
качестве самостоятельной единицы. Действи-
тельно, если отрегулировать регулятор напря-
жения из расчёта 2,4 в на элемент, каковое
напряжение обеспечит заряд батареи не пол-
ностью, а только до начала газообразования
(„кипения"), и заряжать разряжённую батарею
при этом постоянном напряжении, то зарядный
ток, равный
будет в начале заряда, когда э. д. с. Eg низка»
очень велик A00—120 а); по мере же заряда
э. д. с. Eff будет расти, и зарядный ток будет
падать (фиг. 15). Таким образом в начале
заряда зарядный ток будет иметь недопусти-
мую для генератора величину, и, несмотря
на это, заряд батареи может быть доведён
только до начала газообразования („кипения"),
т. е. не может быть полностью закончен.
По этой причине регулятор напряжения
с одной шунтовой обмоткой (фиг. 11), кото-
2,76 на
t час
Фиг. 15. Заряд батареи при регулировке
на постоянство напряжения (сплошные ли-
нии) и при регуляторе, снабжённом допол-
нительной сер весной обмоткой (пунктир).
рый держит строго постоянное напряжение,,
может быть применён лишь совместно с огра-
ничителем тока (фиг. 16, а также фиг. 20);:
последний защищает генератор от перегрузки;
пока ток генератора не превосходит допу-
стимой величины, работает один регулятор
напряжения, контакты же ограничителя тока
постоянно замкнуты (линия 1}г = const). При.
перегрузках начинает вибрировать ограничи-
тель тока, снижающий напряжение генератора
настолько, чтобы его ток не превосходил
допустимой величины; регулятор же напря-
жения в это время работать перестаёт (ли-
ния 1г = const). Добавочное сопротивление
может быть или общим, или отдельным для.
каждого аппарата. Регулятор напряжения в
такой схеме регулируется из расчёта 2,4 в на-
элемент (т. е. на 7,2—7,5; 14,5 или 29 в),
и с невозможностью доведения заряда батареи
до полного конца примиряются.
В том случае, когда желают обойтись без
ограничителя тока или обеспечить полный
заряд батареи (до напряжения 2,7в на элемент),
необходимо отказаться от строгого постоян-
ства напряжения и выполнить регулятор так»,
чтобы поддерживаемое им напряжение сни-
жалось при увеличении тока. Последнее до-
стигается добавлением на сердечнике регуля-
тора сериесной обмотки С, включённой согла-
сованно с шунтовой (фиг. 17). Теперь суммар-
ные ампервитки, намагничивающие сердечник,,
будут равны:
AW = A W
wc
— const-8 VFnp,
откуда напряжение генератора будет равна

298
ЭЛЕКТРООБОРУДОВАНИЕ, ПУСК И РЕВЕРС
(РАЗД. II
т. е. будет прямолинейно падать с увеличе-
нием тока генератора. Вследствие этого при
большом токе, вызванном, например, низкой
э. д. с. батареи в начале заряда (фиг. 15,
пунктир), напряжение генератора будет дер-
Фиг. 16. Схема совместного включения регулятора напря-
жения и ограничителя тока и характеристика их работы.
жаться ниже, и зарядный ток в начале заряда
будет уменьшен; вместе с тем по мере заряда
•батареи зарядный ток будет падать, а напря-
жение генератора — возрастать, что даст
возможность довести заряд батареи до
конца.
Наклон кривой напряжения (фиг. 17) зави-
сит от числа витков сериесной обмотки wc,
« обычно при его выборе руководствуются
гААЛАЛ
Фиг. 17. Схема и характеристика регулятора напряжения
с дополнительной сериесной обмоткой.
•следующими соображениями. Напряжение при
полной нагрузке генератора 1^ (точка 2) вы-
бирается из расчёта э. д. с. покоя = 2,1 в на
элемент; это позволяет обеспечить в преде-
лах до /дг заряд батареи, разряжаться же
•батарея будет только при перегрузке гене-
ратора. Напряжение холостого хода ?/г0
(точка /) выбирается из расчёта или 2,7 в на
элемент (обеспечение полного заряда батареи),
.или 2,4 в на элемент (заряд до начала газо-
образования). В табл. 5 даны значения
контрольных точек характеристики напря-
жения.
Применение сериесной обмотки в регуля-
торе напряжения (фиг. 17) значительно умень-
шает возможность перегрузки генератора и
позволяет заменить ограничитель тока плав-
ким предохранителем или вообще обойтись
без него.
Характеристики батареи (величина Eq)
сильно зависят от температуры; при пониже-
лии температуры увеличивается величина
изменения э. д. с. Д?, и для обеспечения
-заданного зарядного тока требуется более
высокое напряжение; если же последнее
•остаётся постоянным, то зарядный ток сни-
жается. Следовательно, зимой, когда трудный
запуск и большее время езды со светом уве-
личивают расход электроэнергии от батареи,
регулятор, не меняющий своего напряжения
Таблица б
Контрольные точки характеристики напряжения
Номиналь-
ное напря-
жение
системы
ь в
6
12
24
Напряжение при холостом
ходе (точка 1) в в
полный
заряд
8
i6
33
заряд до на-
чала газообра-
зования
7.2—7,5
14,5
28,5
Напояжение
при полной
нагрузке
(точка 2)
В 8
6.5
12,5
25,О
¦
с температурой, будет держать меньший за-
рядный ток; в действительности же напря-
жение регулятора, равное
(фиг. 11)
или
Uг = ~- (const 8. VPnp - h We )' (фиг. 17)
будет с понижением температуры понижаться
из-за уменьшения сопротивления шунтовой
обмотки гш. Таким образом характеристики
регулятора в функции температуры противо-
положны, требуемым.
Для устранения этого недостатка необхо-
димо, чтобы напряжение, поддерживаемое
регулятором, повышалось с понижением тем-
пературы; последнее достигается при помощи
биметаллической пружины или магнитного
шунта (последнее чаще). Магнитный шунт МШ
(фиг. 20) представляет собой пластинку из
сплава ' Fe -f- 30,5% Ni, теряющего магнитные
свойства при t — 65° С. При нормальной окру-
жающей температуре регулятор нагрет выше
65° С, и пластинка, являясь немагнитной, не
влияет на величину поддерживаемого регуля-
тором напряжения. При понижении темпера-
туры нагрев регулятора уменьшается, и пла-
стинка приобретает магнитную проводимость,
в результате которой часть магнитного по-
тока сердечника замыкается через неё помимо
якорька; магнитный поток, вступающий в яко-
рёк, и магнитная сила уменьшаются, вслед-
ствие чего размыкание контактов может про-
изойти лишь при более высоком напряжении,
т. е. напряжение, поддерживаемое регулятором,
повысится.
Регулировка регулятора напряжения, как
показывают формулы C) и E), может произво-
диться или изменением натяжения пружи-
ны Гпр,нли изменением воздушного зазора 8.
Обычно зазор о устанавливается по заводской
инструкции, и регулировка производится толь-
ко изменением натяжения пружины, так как
регулировка регулятора напряжения однознач-
на (требуется отрегулировать один параметр —
напряжение). Напряжение устанавливается:
для регуляторов, снабжённых сериесной об-

гл. vi]
ЭЛЕКТРООБОРУДОВАНИЕ ДВИГАТЕЛЕЙ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ
299
моткой (фиг. 17), по табл. 5; для регуляторов
с одной шунтовой обмоткой (фиг. 11)—-из
расчёта 2,4 в на элемент батареи.
Реле обратного тока
Для отключения генератора от батареи на
периоды остановки двигателя служит реле
обратного тока. Электромагнит последнего
такой же, как и у регулятора, но контакты
расположены наоборот и замыкаются при при-
тяжении якорька (фиг. 18). Реле имеет две
обмотки — шунтовую Ш и сериесную С, вклю-
чённые согласованно.
В нерабочем состоянии пружина /7 держит
контакты разомкнутыми, и генератор от ба-
тареи отключён. После запуска двигателя
гЛЛМ/Н
Фиг. 18. Схема и характеристики реле обратного тока.
генератор станет развивать напряжение, й ток,
поступающий в шунтовую обмотку, намагнитит
сердечник реле; когда же напряжение гене-
ратора, растущее при повышении оборотов,
несколько превысит номинальную величину,
реле замыкается при некотором напряжении
замыкания (точка 7), после чего остаётся
замкнутым всё время, пока напряжение гене-
ратора Uz превышает э. д. с. батареи Еб.
При остановке двигателя или при таком
снижении оборотов генератора, когда U2<^Eg,
ток в главной цепи меняет направление, так
как батарея начинает разряжаться через
якорь генератора, направление же тока в шун-
товой обмотке реле останется прежнее, так как
полярность генератора не изменилась; поэтому
сериесиая обмотка будет действовать навстре-
чу шунтовой и размагничивать сердечник; раз-
магничивание сердечника усиливается с уве-
личением обратного тока, и при некоторой
величине последнего реле разомкнётся (точ-
ка 2), отключив генератор от батареи.
По конструкции (фиг. 19) реле выпол-
няется с жёстким и мягким креплением по-
движного контакта Кг. В первом типе притя-
гиваемый сердечником якорёк упирается в
подвижный контакт К2, а перемещение послед-
него меняет воздушный зазор Ь3 замкнутого
реле. Во втором типе за счёт прогиба упру-
гой пластинки 77, на которой укреплён по-
движной контакт Я], якорёк притягивается
до упора в немагнитную заклёпку 3; в этом слу-
чае воздушный зазор замкнутого реле не
регулируется, а перемещение неподвижного
контакта /f2 меняет прогиб пластинки 77, уси-
лие которой складывается с силой пружины.
Воздушный зазор 8р разомкнутого реле в обоих
типах ограничивается упором У и регули-
руется подгибанием последнего.
В реле обратного тока, предназначенных
для мощных генераторов и потому размыкаю-
щих большой ток, делают две или даже три
пары контактов, включённых параллельно и
замыкающихся одновременно.
Регулировка реле сложнее, так как нужно
отрегулировать одновременнодва параметра —
напряжение замыкания и обратный ток раз-
мыкания, изменение же натяжения пружины
будет менять величину обоих.
Реле замыкается под действием одной шун-
товой обмотки III при некотором напря-
жении замыкания, выражающемся той
же формулой, что и напряжение регулятора:
U4 = const
F)
Следовательно, напряжение замыкания ре-
гулируется изменением натяжения пружины Fnp
или величины воздушного зазора Ьр разомк-
нутого реле. Напряжение замыкания V3 должно
быть: а) больше э. д. с. покоя батареи B,1 в
на элемент), чтобы при замыкании реле не
происходило разряда батареи; б) меньше, чем
напряжение, на которое отрегулирован регу-
лятор напряжения, иначе реле не сможет за-
мкнуться; величину напряжения регулятора
в общем случае следует брать из расчёта 2,4 в
на элемент. Отсюда напряжение замыкания
должно лежать в пределах: U3 = 6,5ч-7,5,
12,5—14 или соответственно 25—28 в. Вслед-
ствие сравнительно узкого допуска на вели-
чину U3 в реле, работающих совместно с ре-
гуляторами напряжения, необходимо ограни-
чивать влияние нагрева на изменение сопро-
тивления шунтовой обмотки гш.
Для размыкания реле, когда действуют обе
обмотки навстречу друг другу, имеет место
соотношение
A W
— AWc=
= const b3V"F
nP>
где Up— напряжение размыкания, приближённо
равное Еб\ 83 —воздушный зазор замкнутого
реле; 10бр— обратный ток размыкания реле.
Отсюда:
G)
Следовательно, обратный ток размыкания
может регулироваться изменением натяжения
пружины Fnp или изменением воздушного
зазора замкнутого реле Ь3. Для уменьшения
обратного тока нужно: а) в реле с жёстким
креплением контакта (фиг. 19) увеличить
зазор о3 перемещением неподвижного кон-
такта #2 вверх или усилить натяжение пру-
жины; б) в реле с мягким креплением кон-
такта, в котором S3 н'е регулируется,—переме-
щением неподвижного контакта К% вверх
усилить натяжение пластинки П, складываю-
щееся с силой пружины. Обратный ток раз-
мыкания зависит также от сопротивления
шунтовой обмотки гш, а так как последнее
меняется с температурой, то нужен доста-
точно широкий допуск. Средняя величина

300
ЭЛЕКТРООБОРУДОВАНИЕ, ПУСК И РЕВЕРС
[РАЗД. II
обратного тока обычно берётся около @,15—
0,25) fa, где 1ц — номинальный ток генера-
тора, что с учётом допуска составляет 0,5—
3,5 а для малых генераторов и 2—8 а — для
больших.
Практически регулировку реле нужно
вести, учитывая, что: а) изменение воздуш-
ного зазора разомкнутого реле влияет только
на напряжение замыкания; 6) перемещение
Фиг. 19. Конструкция реле обратного тока: а— с жёст-
ким креплением подвижного контакта; б—с мягким
креплением подвижного контакта.
неподвижного контакта влияет только на об-
ратный ток размыкания; в) изменение натя-
жения пружины влияет на оба регулируемых
параметра, и, в зависимости от необходимости
изменить один или оба параметра,—выбирать
то или другое.
Типы генераторов с регулятором напря-
жения. Система с регулятором напряжения
имеет следующие достоинства: а) одинаковые
зарядный ток и напряжение на всём диапа-
зоне оборотов (фиг. 2); б) автоматическое
уменьшение зарядного тока к концу заряда,
что увеличивает срок службы аккумулятор-
ной батареи; в) возможность обеспечить пра-
вильный зарядный режим батареи при всех
условиях.
На машинах современных конструкций
применяется исключительно система с регу-
лятором напряжения.
В качестве примера изображена схема
реле-регуляторов РР-12 и РР-15 (фиг. 20),
применяемых на двигателях отечественных
автомобилей нового выпуска: „Победа".
ГАЗ-51, ЗИС-150. Регулятор имеет ускорение
по схеме фиг. 14, магнитный шунт MLU и вырав-
нивающую обмотку В; вследствие отсутствия
сериесной обмотки на регуляторе генератор
защищен от перегрузки отдельным ограничи-
телем тока; последний имеет выравнивающую
обмотку В\. Регулятор и ограничитель имеют
мягкое крепление контактов на особой пла-
стинке; при притяжении якорька последняя
ложится на фибровый упор, чем и произво-
дится размыкание контактов. Реле-регулятор
РР-11 для ЗИС-110 отличается от схемы, изо-
бражённой на фиг. 20, только отсутствием
выравнивающей обмотки на регуляторе.
В табл. 6 даны характеристики отечествен-
ных генераторов с регулятором напряжения.
от обычного шунтового генератора один из
концов обмотки возбуждения присоединён
к дополнительной, „третьей" щётке, располо-
женной в пределах полюсного башмака;
третья щётка должна располагаться впереди
по вращению от той из главных щёток, к ко-
торой присоединён второй конец обмотки воз-
буждения.
При такой схеме реакция якоря, появляю-
щаяся при нагрузке генератора, искажая ма-
гнитное поле, уменьшает напряжение между
щётками А и Ь, создающее ток в обмотке
возбуждения; в результате ток, отдаваемый
генератором, не сможет превзойти некоторого,
зависящего от положения третьей щётки зна-
чения. Приближённо ток, отдаваемый трёх-
щёточным генератором, выражается форму-
лой
.(8)
где Eg—э. д. с. батареи; п — число оборотов
генератора; С— коэфициент, характеризую-
щий положение третьей щётки; К\ и К%—рас-
Ограничитель mo/to
Рвгуяр/Щ коприкеиия
Фиг. 20. Монтажная схема генераторов Г-20 и Г-21 с реле-
регулятором РР-12 (для автомобилей «Победа" и ГАЗ-51)
и генератора Г-15 с реле-регулятором РР-15 (для авто-
мобилей ЗИС-150). Обозначения клемм: Б — батарея;
Я — якорь генератора; Ш — обмотка возбуждения гене-
ротора; М — масса.
Трёхщёточный генератор
Принцип действия. Другой системой, имев-
шей широкое применение в автомобильном
электрооборудовании, является трёхщёточный
генератор (фиг. 21), в котором в отличие
чётные коэфициенты, зависящие от параме-
тров генератора; /?w, R^vl Rh — сопротивления
обмотки возбуждения, батареи и нагрузки.
Формула показывает, что кривая тока
генератора /г = /(л) представляет собой раз-
ность гиперболы и кривой, обратно пропор-

Характеристики и регулировочные данные генераторов с регулятором напряжения отечественного производства
Таблица б
Технические данные
ГБТ-4561
ГБТ-46Э2
ГАУ-4101
ГАУ-4684
ГА-27
Г-62
вентилируе-
мый
ГТ-4563-А
Г-40
вентили-
руемый
Г-08
Г-15
вентили-
руемый
Г-20
Г-21
вентили-
руемые
Г-16
вентили-
руемый
Генератор
Мощность в вт
Номинальное напряжение в в
Ток при полной нагрузке в а
С массой соединён
Направление вращения со стороны при-
вода
Минимальное число оборотов в минуту,
при котором достигается номинальное на-
пряжение:
вхолостую, не выше
при полной нагрузке, не выше ....
Максимальное число оборотов в минуту
Марка щёток
Нажатие на щётки в г
При номинальном напряжении F,12 или
24 в):
ток при работе электродвигателем
в а, не выше
ток возбуждения в а .
Смазка
Вес в кг
Тип реле-регулятора
Регулятор напряжения
Воздушный зазор между якорьком и сер-
дечником при замкнутых контактах в мм .
Регулировка при холостом ходеs:
при числе оборотов в минуту . • . .
напряжение вв..
Регулировка при нагрузке 5:
при числе оборотов в минуту . . . .
при силе тока ъ а
напряжение в в
Ограначатель тока
Воздушный зазор между якорьком и сер-
дечником при замкнутых контактах в мм .
Предельная сила тока
Реле обратного тока
Воздушный зазор между якорьком и сер-
дечником при разомкнутом реле в- мм . • .
Зазор между контактами в разомкнутом
состоянии в мм .-.•..•.
Напряжение замыкания (в холодном со-
стоянии) в в
Обратный ток размыкания в а
ч
6,5
ю
Плюс
Левое
850 (хол)
1150 (хол)
ззоо
M-I
500—650
6.5
3,о8-з.45
„7.5
ВР-4550 и
PH-oi»
о,44±о>о6*
1150—2300
6-7.5
1150-3300
10
6-7 ,
Плюс
ПравоеJ
Левое3
7оо (хол)
95о (хол)
2ООО
M-I
600—700
250
13,5
2О
Плюс
Правое
95° (гор)
1300 (гор)
Зооо
M-I
600—700
4О0
12,5
33
Плюс
Правое
95O (гор) -
1300 (гор)
M-i
боо—7°°
IOOO
25
4°
Минус
Правое
77° (хол)
1050 (хол)
Зооо
г-з
400-500
i8o
б
28
Плюс
Правое
95о (гор)
i8oo (гор)
Зооо
М-з
650—75°
Плюс
Правое
1050 (гор)
155° (гор)
Зооо
б5°—75°
г,'3
Плюс
Правое
8оо (хол)
1200 (ХОЛ)
Г35°—1
i8
Плюс
Правое
ооо
хбоо
7500
эг-14
(хол)
(хол)
о 5'7
1,00—2,00
1,78—1,98 1,78-'1,98 0,92—1,02 — — 1,45—!.б5
Густая (консталин или АТЭ-1 сально-стеариновая) каждые 250 часов работы
ю,5
ГВР-455О и
РН-оз=>
о,44±о,об*
95O—аооо
6-7.5
95о—2ооо
РРА-44
i,9±o,i
20О0
ао±о,5
12,5—12,8
1,7—2,2
o,7±o,i
PPA-3Q4
аооо
За±1,о
12,5—1а>8
О,7—2,2
о,7±о,1
i3±°,5
а-5
1500
3°± 1>°
35-25.3
а6±1,о
а-5
ю.5
РР-ю
o,9±o,i
2ООО
7.5±°>2
о 9±°Д
з8±2
o,85±o,i
о,7—i|O
• 6,4—7<о
O.5—3
8,5
РР-08
o,9±o,i
2000
o,9±o,i
Ю±1
0,85+0,1
о, 7—i.o
13±°,5
о. 5—3
Ч
PP-I5
2000
7
i4.5±o,4
1,3—1.8
o,5±o,i
13+0,5
0,5—6
PP-I3
I.5±o,i
I4.5±O4
i.5±o,i
i8±i
1.3—1.8
i.5±o,i
I3±o,5
0,5—6
2 to
6
„35
Плюс
Правое
9oo (хол)
i8oo (хол)
75oo
Трёхслойн
1250—1600
5
1.4—1-55
I2,5
PP-n
'.5±o,i
3000
He более 8
Зооо
'7.5
7.3-7.5
35±a
0.5 ±o, 1
6,4-6,8
0,5—6
Примечания. 1. Для ГАУ-4Ю1. 2. Для ГАУ-4684. 3. Регуляторы взаимозаменяемы. 4. Регуляторы двухступенчатые? зазор между нижними контактами при замкнутых верх-
них ~ 0,25 мм; зазор между вертикальной полкой якорька и ярмом (при замкнутых верхних контактах) ~ 0,13 мм. Б. Для регуляторов, имеющих магнитный шунт, данные соответ- со
ствуют +20° С. О

302
ЭЛЕКТРООБОРУДОВАНИЕ, ПУСК И РЕВЕРС
[РАЗД. II
циональной л2 (фиг. 21); 1г возрастает до
некоторого максимума, затем падает асимпто-
тически, стремясь к нулю; так как реле
обратного тока замыкает цепь между гене-
ратором и батареей только при U2~^>Eq, to
отрицательная часть кривой Iz = f{n) на
практике не имеет места.
Ток генератора 1г согласно формуле (8):
1) зависит от положения третьей щётки (ве-
личины С); 2) пропорционален э. д. с. бата-
реи Eq\ 3) весьма мало зависит от нагрузки
(сопротивления потребителей RH).
Первое обстоятельство позволяет регули-
ровать и устанавливать желаемую величину
тока перемещением третьей щётки (измене-
нием коэфициента С); второе обстоятельство
вызывает повышение зарядного тока батареи
к концу заряда, что является весьма неблаго-
приятным фактором и сокращает срок службы
батареи; третье обстоятельство позволяет
относить трёхщёточный генератор к системам
Фиг. 21. Схема и теоретическая характеристика
трёхщёточного генератора.
с регулировкой тока и считать, что в функции
нагрузки (сопротивления RH) 1г « const.
Итак, при данном числе оборотов я и со-
стоянии батареи (величине Eg) можно счи-
тать, что /г и const. При параллельной работе
генератора с аккумуляторной батареей её
зарядный ток
откуда
Так как Ig не может превзойти величины
1г и const, a Rff мало, то напряжение генера-
тора Uz будет незначительно превышать
величину Eg, т. е. будет относительно по-
стоянным.
Если же батарея отсутствует, то напря-
жение и ток генератора связаны законом Ома
1г = -~-, откуда
Н
t
i = IzRH', поскольку
«const, a RH с изменением числа потребителей
изменяется, то в этом случае напряжение
генератора будет изменяться пропорционально
величине RH, т. е. в широких пределах. Та-
ким образом напряжение трёхщёточ-
ного генератора можно считать
относительно постоянным только
при параллельной работе с акку-
муляторной батареей: работа трёхщё-
точного генератора без аккумуляторной ба-
тареи практически невозможна.
Характеристики. На фиг. 22 приведены
характеристики трёхщёточного генератора
при работе: а) на одну батарею, что при-
Фиг. 22. Действительные характеристики трёхщёточного
генератора.
близительно соответствует дневной езде
(пунктир), и б) на батарею и полную нагрузку,
включённые параллельно, что обычно соот-
ветствует ночной езде (сплошные линии).
Ток /г, отдаваемый генератором, в обоих слу-
чаях почти одинаков; поэтому при дневной
езде зарядный ток батареи, равный 1д = 1г,
велик; при включении нагрузки (ночная езда)
ток последней вычитается из тока генератора,
и ток батареи, равный теперь 1$ = 1г — 1Н,
резко уменьшается, становясь на неко-
торых участках даже разрядным. Такое резкое
изменение зарядного тока батареи при вклю-
чении нагрузки является главным недостат-
ком трёхщёточного генератора, приводящим
к невозможности обеспечить правильный
зарядный режим батареи; батарея при днев-
ной езде заряжается большим, часто чрез-
мерным током, при ночной же езде недоза-
ряжается.
Обычно третья щётка устанавливается на
отдачу генератором полной мощности. Тогда
при дневной езде батарея заряжается током
полной мощности генератора, равным /гтах =
р
= jj-» где Р—мощность генератора в ват-
UN
тах, a UN — его номинальное напряжение,
равное 6 в (трёхщёточные генераторы выпол-
няются почти исключительно б-вольтовыми);
допустимый же зарядный ток батареи не
должен превышать/—'-^-Q^. Поэтому
откуда при UN = 6 в
P<Qn-
Таким образом зарядный ток батареи
при дневной езде будет лежать в допустимых
границах лишь при условии, что мощность
трёхщёточного генератора в ваттах не пре-

I Л. VI]
ЭЛЕКТРООБОРУДОВАНИЕ ДВИГАТЕЛЕЙ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ
303
вышает номинальной ёмкости батареи в ампер-
часах.
До 1930 г. мощность автомобильных гене-
раторов была невелика, и указанное соотно-
шение соблюдалось; в .этих условиях приме-
нение трёхщеточного генератора было вполне
возможным, и в силу своей простоты и деше-
визны он был чрезвычайно распространён,
особенно в США.
В период 1930—1940 гг., в связи с усовер-
шенствованием основных механизмов автомо-
биля, происходит значительный рост числа
потребителей электроэнергии, вызвавший
резкое увеличение мощности генератора;
мощность же стартера и зависящая от неё
ёмкость батареи возрастали значительно мед-
леннее. Соблюсти приведённое соотношение
P^Qn оказалось уже невозможным, и трёх-
щёточный генератор стал уступать место ге-
нератору с вибрационным регулятором на-
пряжения.
Некоторое улучшение характеристик трёх-
щеточного генератора было достигнуто вве-
Фиг. 23. Схема и характеристики трёхщеточного генера-
тора с добавочным сопротивлением в цепи возбуждения.
дением в цепь возбуждения добавочного со-
противления R (фиг. 23), которое включалось
при дневной езде и снижало тем самым ток
генератора [формула (8)], а следовательно, и
зарядный ток батареи (пунктир на фиг. 23);
при полной нагрузке генератора добавочное
сопротивление замыканием выключателя В
закорачивалось, и ток генератора принимал
значение, соответствующее его полной мощ-
ности (сплошные линии на фиг. 23). Подобное
приспособление позволяло снижать ток гене-
ратора при дневной езде до 0,6 Угтах; отсюда
Р
0,6/тах = 0,6 jj-
1
QN,
и при Uu—
т. е. мощность трёхщеточного генератора
могла быть повышена на 67% по сравнению
с простым трёхщёточным генератором, не
имеющим добавочного сопротивления.
Однако включение добавочного сопроти-
вления R одновременно со снижением тока 1г
увеличивает число оборотов, при котором ток
1г переходит через нуль (фиг. 23), что повы-
шает скорость, соответствующую началу за-
рядки батареи; в результате при дневной
езде по городу, т. е. с малыми скоростями и
частыми остановками, заряд батареи обеспе-
чивается плохо. Этот недостаток становится?
заметным уже при снижении тока „дневного"
режима до 0,75/гтах; снижение же тока ниже
0,6 Угтах является совершенно нецелесообраз-
ным. Вследствие описанного явления введение
добавочного сопротивления не смогло всё же
разрешить возникших затруднений, и трёхщё-
точный генератор в США к 1940 г. был почти*
вытеснен. Автомобили нового выпуска, как
правило, имеют генератор с регулятором на-
пряжения; трёхщёточный же генератор при-
меняется только на малых дешёвых автомо-
билях и автомобилях прежнего выпуска, ещё
находящихся в эксплоатации.
Конструктивные замечания. В трёхщё-
точных генераторах ограничивается и само-
регулируется ток, напряжение же держится
относительно постоянным лишь благодаря
аккумуляторной батарее. При холостом ходе^
когда реле разомкнуто или аккумуляторная^
батарея отключена, напряжение не регули-
руется. Поэтому верхнее значение напряже-
ния замыкания реле не ограничено, и послед-
нее может выбираться с широким допуском,
G—9 б); следовательно,необходимость умень-
шать влияние нагрева на сопротивление шун-
товой обмотки реле отпадает, и последняя
может выполняться целиком из медной про-
волоки — без константанового добавочного»
сопротивления.
Трёхщёточный генератор в силу принципа
своего действия работает всё время с полной
нагрузкой, что ухудшает условия коммутации
и приводит к искрению щёток; третья щётка,,
лежащая в области главного полюса, также
подвержена искрению. По этой причине ком-
мутационный износ коллектора трёхщёточного-
генератора значительно больше, и срок его-
службы короче, чем в шунтовых генераторах,
с регулятором напряжения. Наконец, неисправ
ность батареи или проводов при трёхщеточном
генераторе в значительно большей степени»
нарушает нормальную работу системы, чем в
генераторе с регулятором напряжения, что>
также является недостатком трёхщёточной
системы.
В табл. 7 приведены характеристики трёх-
щёточных генераторов отечественного произ-
водства.
ЗАЖИГАНИЕ
Воспламенение смеси в цилиндрах карбю-
раторного двигателя производится электри-
ческой искрой, проскакивающей в промежутке
между неподвижными электродами свечи*
ввёрнутой в головку цилиндра двигателя.
Проббй искрового промежутка между электро-
дами свечи требует высокого напряжения
C000—8000 в и выше); источниками последнего-
служат катушка зажигания (бобина, ин-
дукционная катушка), питающаяся от аккумуля-
торной батареи, или магнето, объединяю-
щее в себе источник тока и трансформатор.
Необходимость иметь точный и регулируемый,
момент зажигания (момент появления искры
в свече) требует применения механиче-
ского прерывателя для первичного-
тока. В многоцилиндровых двигателях необ-
ходимо подавать высокое напряжение от ка-
тушки или магнето к свечам разных цилиндров

304
ЭЛЕКТРООБОРУДОВАНИЕ, ПУСК И РЕВЕРС
[РАЗД. II
в определённой последовательности; эта функ-
ция выполняется распределителем тока
высокого напряжения. В современных
двигателях применяются только две системы:
а) батарейное зажигание, в котором высокое
напряжение получается от катушки зажигания
(бобины) с механическим прерывателем и
В современных конструкциях регулировка
момента зажигания производится автомати-
чески: в зависимости от числа оборотов —
центробежным, в зависимости от откры-
тия дросселя (нагрузки) — вакуумным
автоматом. Кроме того, аппарат зажига-
ния должен иметь установочную регулировку
Таблица 7
Характеристики и регулировочные данные трёхщёточных генераторов
Технические данные
ГБФ-4105
ГБФ-4106
ГМ-71
ГЛ-41*
Г-10
Генератор
Мощность в вт
Номинальное напряжение в в ......
С массой соединён . . •
Направление вращения со стороны при-
вода
Число оборотов включения реле в минуту
Максимальное число оборотов в минуту .
Характеристика при максимальном режиме:
в холодном со- Г максимальный ток в а
стоянии \ достигается при об/мин
в нагретом со- ( максимальный ток в а
стоянии I достигается при об/мин
Характеристика при пониженном режиме:
в холодном со- Г максимальный ток в а
стоянии \ достигается при об/мин
в нагретом со- I максимальный ток в а
стоянии I достигается при об/мин
Марка главных щёток . . .
Марка третьей тётки
Нажим на щётки: главные в г .....
третью в г .......
Ток холостого хода при работе электро-
двигателем при U = Ь в, не выше а ¦ . . ¦
Смазка
Вес в кг.
Величина добавочного сопротивления . . .
Реле обратного тока
Напряжение включения реле в в. ....
. Обратный ток выключения (при напряже-
нии батареи 6,2—6,6 в) в а
Воздушный зазор между якорьком и сер-
дечником (при замкнутом реле) в мм . . .
Зазор между контактами в разомкнутом
состоянии в мм • . .
бо-8о
6
Плюс
Правое
8оо
45°°
12—14
1500—1700
9—и
1700—1900
M-I
г-з
550-650
45°-55°
IOO
б
Плюс
Правое
9оо—looo
45°°
17—19
зооо—2300
и,5-13>5
2ООО—абоо
12—14
2200—2500
9—и
2500—2900
M-I
г-з
550-650
45°—55°
п 7 л 7
Осогалин при сборке для
шарикового, машинное масло
для скользящего подшипника
7.4
7—8
°,5-3.5
°,5°±°.25
o,75±°»i5
7.4
°.75-°.85
7-8
°.5-3.5
о,5°±°.Э5
°,75±°>15
Плюс
Правое
7оо
45°°
35—а8
17°о
i8—19
1700
13—16
2000—2200
11—13
2000—2200
M-i
Г-2
5оо— боо
400—500
8'5
Сально-стеарино-
вая (густая) ка-
ждые 2оо—250 час.
работы
",5
о,Q—I.о 1'.
7-8
°,5-3,5
°,5°±°>а5
°,75±°,15
3S
Плюс
Левое
1500—2200
бооо
6,8-8,2
4100—4600
5,5
4200-4800
5-6
43°°—48оо
3
44°°—5°°°
M-i
Г-2
5оо
4оо
3
Осогалин или
консталин каждые
200—25° час. ра-
боты
4,°
7-8
о.5
°,75±°.i5
* Генератор ГЛ-41, кроме реле обратного тока, имеет ещё максимальное реле РЗ, регулируемое на ток вклю-
чения 8,5±0,5 а, и ток выключения 6,5±0,5 а; размеры реле и величина зазоров в контактах и между якорьком
и сердечником точно такие же, как и у реле обратного тока.
распределителем высокого напряжения, и
б) магнето, в котором источник тока, транс-
форматор (индукционная катушка), преры-
ватель и распределитель высокого напряже-
ния объединены в один компактный аппарат.
Применявшиеся ранее системы зажигания с
низким напряжением „на отрыв", с электро-
магнитными прерывателями и распредели-
телем низкого напряжения и т. п. совершенно
вышли из употребления. Некоторая тенденция
возвратиться к распределителю низкого напря-
жения существует лишь в высотных авиа-
ционных системах зажигания из-за трудностей
конструирования распределителя высокого на-
пряжения, вызванных уменьшением электри-
ческой прочности разреженного воздуха.
Момент зажигания должен изменяться с
изменением числа оборотов и с изменением
открытия дросселя (нагрузки двигателя).
(называемую иногда октан-селектор), позво-
ляющую внести поправку в момент зажига-
ния в зависимости от сорта топлива и его
антидетонационных свойств, выражаемых
октановым числом.
Напряжение, требуемое для пробоя искро-
вого промежутка (пробивное напряжение)
свечи, колеблется в зависимости от условий
работы двигателя и зазора между электро-
дами свечи в пределах 3000—10 000 в;наиболь-
шее значение пробивного напряжения имеет
место при запуске холодного двигателя. Для
обеспечения пробоя искрового промежутка
свечи с достаточным запасом необходимо,
чтобы аппарат зажигания развивал в рабочем
диапазоне числа оборотов напряжение не
менее 10 000—11000 в. Ввиду трудности из-
мерения высокого напряжения аппаратов за-
жигания указывающим прибором для испы-

ГЛ. VI]
ЭЛЕКТРООБОРУДОВАНИЕ ДВИГАТЕЛЕЙ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ
305
тания аппаратов зажигания применяется
стандартный трёхэлектродный раз-
рядник (фиг. 24), и о напряжении судят по
величине искрового промежутка S между
главными электродами, при которой аппарат
зажигания обеспечивает бесперебойные искры;
напряжение 11000 в соответствует расстоянию
S = 7 мм на таком стандартном трёхэлектрод-
ном разряднике, и эта величина обычно слу-
жит нормой при испытании аппаратов зажи-
гания. Третий электрод имеет назначение
ионизировать главный искровой промежуток
для обеспечения стабильности условий искро-
вого разряда и постоянства градуировки раз-
рядника и должен быть установлен согласно
фиг. 24.
В эксплоатации изолятор свечи неизбежно
покрывается нагаром, который, являясь полу-
проводником, создаёт утечку тока; с электри-
ческой точки зрения влияние нагара эквива-
лентно сопротивлению /?ш, шунтирующему
искровой промежуток свечи. Чтобы отразить
влияние нагарообразования на свечах, часто
дополнительно испытывают аппарат зажигания,
включив параллельно искровому промежутку
стандартного трёхэлектродного разрядника
сопротивление Rm = 0,5 мгом; эта вели-
чина принимается как эквивалент предельного
нагаросбразования, при котором аппарат за-
жигания ещё должен пробивать искровой про-
межуток свечи.
К массе
К аппарату
'заЖигания
Текстолит
Фиг. 24. Стандартный трёхэлектродный разрядник.
Система зажигания является сильным источ-
ником помех радиоприёму, и в тех случаях,
когда на машине установлен радиоприёмник,
принимаются меры для устранения помех пу-
тём включения блокировочных конденсаторов,
а в высоковольтной цепи — высокоомных со-
противлений. На военных машинах, имеющих
чувствительную радиоаппаратуру, этих средств
недостаточно, и тогда применяют полную
экранировку системы зажигания и
электрооборудования, т. е. покрывают все не-
20 том ю
металлические и токоведущие детали сплошной
металлической оболочкой, а провода— про-
волочной оплёткой. Для надёжного заглушения
помех все части экранировки должны иметь
хороший металлический контакт между собой
и с массой.
СВЕЧИ
Работа свечи на двигателе. Свеча
является вводом высокого напряжения в ци-
линдр двигателя и несёт на себе искровой
промежуток, в котором проскакивает искра,
воспламеняющая горючую смесь. Свеча
(фиг. 25) состоит из корпуса 1, в котором за-
креплён изолятор 2; через последний про-
Температура изолятора
Фиг. 25. Распределение теплового потока в свече.
ходит стержень 3, оканчивающийся централь-
ным электродом; боковых электродов 4,
укреплённых на корпусе свечи, бывает один
или несколько; искровой промежуток регу-
лируется подгибанием боковых электродов.
Свеча ввёрнута в цилиндр, и нижний
конец её изолятора омывается попеременно
го пламенем горящих газов, температура ко-
торых доходит до 1500—2000° С, то свежей
холодной (*я»50°С) смесью, засасываемой в ци-
линдр. В результате изолятор нагревается до
некоторой средней температуры, доходящей
на нижнем конце изолятора, обращенном в
цилиндр, до 500—700° С; распределение тем-
пературы по высоте изолятора приведено на
фиг. 25. Отсюда первым требованием к мате-
риалу изолятора является теплостой-
кость и сохранение достаточных механи-
ческих и электрических свойств при указанной
рабочей температуре. (
Тепло от нижнего конца изолятора отво-
дится теплопроводностью; распределение те-
плового потока в изоляторе свечи пэказано
на фиг. 25. Большая часть тепла (до 80%) от-
водится через нижнюю медную шайбу и кор-
пус свечи. Изменяя размеры изолятора, осо-
бенно его нижней конической части
(„юбочки"), можно регулировать величину
охлаждения свечи и тем самым изменять ра-
бочую температуру изолятора. Важное зна-
чение имеет, следовательно, теплопро-
водно сть материала изолятора.
В электрическом отношении изолятор
должен выдерживать при малых размерах

306
ЭЛЕКТРООБОРУДОВАНИЕ, ПУСК И РЕВЕРС
[РАЗД. II
весьма высокое напряжение (до 10 000—
20 000 в); электрические качества характери-
зуются двумя параметрами: диэлектри-
ческой прочностью (сопротивлением на
пробой) и сопротивлением изоля-
ции, от величины которого зависит ток
утечка.
Наконец, в механическом отношении изо-
лятор должен выдерживать ударную волну
давления сгорающей смеси (до 40 кг/см^), ко-
торая стремится вырвать изолятор из кор-
пуса.
Изолятор является самой ответственной и
нагружённой деталью свечи, и свойства и ка-
чества последней определяются главным
образом её изолятором.
Классификация свечей по материалу
изолятора. Изоляторы свечи бывают керами-
ческие и слюдяные.
Керамические изоляторы изготовляются
путём обжига сырой заготовки, сформованной
из глинистой массы. Фарфор непригоден
вследствие недостаточной теплостойкости и
том
50
\
V
\мгом.
\
1
1
-3
\
\
300 400 500
700 800 "С
Фиг. 26. Зависимость электрического сопротивления раз-
личных изоляторов от температуры: / — фарфор;
2 —стеатит; 3 — силлиманит или глинозём: 4 — скнтер-
корунд; 5—слюда.
низкого сопротивления изоляции при высокой
температуре (фиг. 26). Наиболее распростра-
нённым материалом для керамических изоля-
торов свечей является стеатитовая
м а с с а (~5О°/о стеатита и ~50% каолина);
стеатитовые изоляторы достаточно тепло-
стойки и могут применяться при умеренных
рабочих температурах порядка 600° С. Не-
сколько лучшими, ко в общем близкими по
свойствам к стеатитовым, являются глино-
зёмистые и силлиманитов ые изо-
ляторы. Другие керамические материалы (цир-
конобериллиевые изоляторы и т. п.) встре-
чаются значительно реже. Керамические изо-
ляторы покрываются глазурью, за исключением
средней утолщённой части и опорных фасок,
шероховатая поверхность которых лучше обес-
печивает прилегание медных шайб и создание
герметичности.
Электрические свойства (пробивное на-
пряжение и особенно сопротивление изоляции)
значительно понижаются с повышением тем-
пературы. Характеристикой влияния темпера-
туры на электрические свойства служит зна-
чение температуры, при котором сопроти-
вление изолятора свечи падает до 1 мгом
(фиг. 26).
Слюдяные изоляторы изготовляются из
слюдяных шайбочек, нанизываемых на цен-
тральный электрод, обвёрнутый тонким ли*
сточком слюды. Собранный изолятор про-
питывается лаком, спрессовывается, затем
обтачивается и полируется. Дороговизна
слюды и кропотливый, в основном ручной,
процесс производства обусловливают дорого-
визну слюдяных изоляторов.
Основным достоинством слюды является
сохранение хороших электрических свойств
при высокой температуре (до 800" С), а отсюда
возможность применения на форсированных
(гоночных и авиационных) двигателях. Однако
срок службы слюдяных свечей вследствие их
склонности к нагарообразованию и загрязне-
нию значительно короче, чем керамических.
Попытки применения других минералов
(кварц, базальт) для изоляторов свечи дела-
лись, но распространения не получили.
С 1930 г. появился новый керамический
материал — синтетический корунд („синтер-
корунд", „корундиз" и т. п.), представляющий
собой почти чистый А12О3. Этот материал
имеет очень высокую теплопроводность, от-
личные электрические свойства при высокой
температуре и прекрасную сопротивляемость
резким изменениям температуры; поэтому он
может, так же как и слюда, применяться при
высокой температуре, т. е. на форсированных
двигателях. Свечи с синтеркорундовым изо-
лятором получили широкое распространение.
В табл. 8 приведены характеристики важ-
нейших материалов, применяемых для изоля-
торов свечей.
Таблица 8
Характеристики материалов, применяемых
для изоляторов свечей
Материал
Фарфор
Стеатит
Силлима-
нит . . .
Синтер-
корунд . .
Слюда .
m
S.»
та я
О. я
<и ш
а г
5 и
0> «
Н S
125°
I2OO
I35O
i6oo
1380
К
н
о
S
роч
с
— щ
Зооо
45°°— бооо
5000—6000
5000—8000
о
вод
О "
О.<3
с S
о М
с
О
°^
089
1,2
1,6
1б,8
о.З
х я
S
э ^
«•S3
X х о.
—в
4,3 • 1о_в
8,2 • IO
в
Зо • ю
—в
7»5 ' 1О
со, ^
к s о
о о.
и с ш
О So
ЕС д о
Л о* О
и а 1
^ я ' ¦
1,3 ¦ ю4
3.1 • ю5
1,9 • го1"
6 • ют
Общими свойствами свечей с керамиче-
скими изоляторами являются дешевизна, более
лёгкая очистка от нагара и возможность при-
менения лишь при умеренных рабочих темпе-
ратурах (кроме синтеркорундовых).
Свечи с керамическими изоляторами при-
меняются на всех авто-тракторных двигателях
с нормальным и повышенным сжатием. На
форсированных же (гоночных) двигателях
с высоким сжатием возможно применение
только свечей с синтеркорундовым изолято-
ром, так как теплостойкость остальных кера-
мических изоляторов недостаточна.
Слюдяные свечи применяются только на
специальных двигателях с высоким сжатием

ГЛ. VI]
ЭЛЕКТРООБОРУДОВАНИЕ ДВИГАТЕЛЕЙ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ
307
(гоночных, авиационных), условия эксплоата-
ции которых оправдывают повышенный расход
средств. Свечи со слюдяным изолятором, ко-
торые были единственным типом, применимым
на форсированных двигателях, постепенно вы-
тесняются свечами с синтеркорундовым изо-
лятором.
Тепловая характеристика свечи. Во вре-
мя работы на двигателе нижний конец изо-
лятора свечи покрывается нагаром; послед-
ний, представляя собой почти чистый углерод,
образует на поверхности изолятора проводя-
щий слой, шунтирующий электроды свечи и
вызывающий утечку тока; при сильном нага-
рообразовании утечка тока настолько пони-
жает напряжение аппарата зажигания, что
искры в свечах не происходит и последние
отказывают в работе.
Чтобы отлагающийся на изоляторе нагар
сгорал и поверхность изолятора оставалась
чистой, нижний конец изолятора должен быть
нагрет до температуры не ниже 500—550° С
(граница нагарообразования). В то же время
температура изолятора не должна превосхо-
дить 700—800° С, иначе в двигателе возникнет
калильное зажигание.
Поскольку необходимая рабочая темпера-
тура изолятора имеет узкие границы, для
разных двигателей необходимы различные типы
Фиг. 27. Конструкция свечей: а — неразборной; б — разборной со свободным
никелем; в — разборной со связанным нипелем; г — экранированной; 1 — изо-
лятор; 2—стержень с центральным электродом; 3—нипель; 4—медная ш
5—слюдяная трубочка; 6— экран.
свечей, теплоотдача которых согласована
с количеством тепла, получаемого ими от дви-
гателя. Конструктор регулирует теплоотдачу
свечи, изменяя главным образом длину юбочки
изолятора, затем диаметр расточки корпуса
и некоторые другие размеры. Таким образом
заводами выпускается серия типов свечей
с различной теплоотдачей. Свечи с длинной
юбочкой изолятора и широкой расточкой кор-
пуса имеют пониженную теплоотдачу и предна-
значены для двигателей с низким сжатием и
умеренным тепловым режимом; такие свечи
называются „горячими"; наоборот, свечи с ко-
роткой юбочкой и узкой расточкой корпуса
(„холодные") имеют повышенную теплоотдачу
и предназначены для более форсированных
двигателей. Подбор свечей к двигателю по те-
пловой характеристике производится опытным
путём: если свеча слишком „холодна", то её
рабочая температура низка и она будет часто
отказывать из-за нагарообразования; если же
свеча слишком „горяча", то она будет пере-
греваться, вследствие чего возникнет калиль-
ное зажигание.
Конструкция свечей. По типу конструк-
ции свечи делятся на неразборные и разбор-
ные. В первых (фиг. 27, а) изолятор укреплён
забортовкой края корпуса, во вторых (фиг.
27,6) — нипелем, ввёртывающимся в корпус
на резьбе. Корпус и нипель изготовляются
из стали 40.
Резьба ввёртной части корпуса делается
М18 X 1,5 и М14 X 1.25 (основной размер для
современных автомобильных двигателей);
встречаются и меньшие размеры — М12, М10
и даже М8 (последний размер—для микро-
литражных двигателей летающих авиамоделей).
Существует ясно выраженная тенденция
к уменьшению диаметра резьбы, а следова-
тельно, и размеров самой свечи, так как св^чи
меньшего размера быстрее прогреваются и
могут применяться в несколько более широ-
ком температурном диапазоне. Поэтому, по
мере того как прогресс изоляционной техники
позволял уменьшать размеры изолятора, свечи
с дюймовой резьбой G/8" « 22 мм) заменя-
лись 18-миллиметровыми, а
последние — 14-миллиметро-
выми. Размер шестигранни-
ка под ключ соответственно
диаметру резьбы выпол-
няется 28, 26 и 22 мм.
Керамический изолятор!
зажимается в корпусе утол-
щённой частью с проклад-
кой шайб между опорными,
фасками и корпусом и ни-
пелем. Нижняя шайба со-
здаёт герметичность и вы-
полняется из красной меди;
верхняя шайба может быть
выполнена из менее пла-
стичного материала — ла-
туни или пакета тонких
пружинящих стальных шайб.
В слюдяных свечах, ко-
торые делаются только раз-
борными, предпочитают при-
менять связанный нипель
(фиг. 27,б), зажатый между
пакетами слюдяных шайб,
образующих верхнюю и ниж-
нюю части изолятора, так как при свободном
нипеле (фиг. 27, б) частая разборка вызывает
быструю порчу (расслоение) утолщённой части
изолятора, набранной из слюдяных шайб боль-
шего диаметра.
В экранированных системах зажигания при-
менякъся экранированные свечи, у которых
нипель имеет трубчатое удлинение, образую-
щее экран, полностью закрывающий изолятор
свечи (фиг. 27, г).
Электроды свечи выполняются из мате-
риала, хорошо противостоящего коррозии при
высокой температуре. Проволочные электроды
выполняются из никеля с 2,5—3% примесью
марганца; последняя предотвращает рост кри-
сталлов никеля и появление хрупкости электро-
дов, имеющее место у чистого никеля при
длительном нагреве.
Штампованные электроды слюдяных свечей
выполняются из нержавеющей стали-

308
ЭЛЕКТРООБОРУДОВАНИЕ, ПУСК И РЕВЕРС
[РАЗД. 11
Искровой промежуток свечи колеблется
от 0,3 до 1 мм и выбирается в зависимости
от степени сжатия и пусковых качеств си-
стемы зажигания. При батарейном зажигании
з обычных авто-тракгорных двигателях он
выбирается в пределах 0,7—0,8 мм; при жела-
нии лучше обеспечить воспламенение бедной
смеси его доводят до 1 мм; дальнейшего уве-
личения искрового промежутка избегают, так
как при этом слишком повышается потребное
пробивное напряжение.
При наличии зажигания от магнето без
дополнительных приспособлений, облегчаю-
щих зажигание при запуске, уменьшают искро-
вой промежуток до 0,4—0,5 мм. Минимальный
искровой промежуток — 0,3 мм — применяют
в авиасвечах, в которых большая ёмкостная
нагрузка, созданная экранировкой длинных
высоковольтных проводов, сильно повышает
износ (эрозию) электродов свечей, из-за чего
искровой промежуток свечи в процессе
эксплоатации быстро увеличивается.
В табл. 9 приведены характеристики авто-
тракторных свечей отечественного производ-
ства.
из строя. Всё же абсолютная герметичность
недостижима, и пропуск газа в виде отдель-
ных редких пузырьков допускается.
БАТАРЕЙНОЕ ЗАЖИГАНИЕ
Схема и принцип действия. Система
батарейного зажигания питается от аккуму-
ляторной батареи (точнее от общей электри-
ческой сети автомобиля) и состоит из индук-
ционной катушки (катушки зажигания или
бобины) и распределительной колонки (сокра-
щённо— распределителя), содержащей преры-
ватель, конденсатор, распределитель высокого
напряжения и автоматы опережения зажигания
(последние могут отсутствовать); валик рас-
пределителя с насаженным на него кулачком
прерывателя КП и ротором распределителя Р
(фиг. 28) приводится во вращение от двигателя
со скоростью распределительного вала. При
заводке замыкают выключатель зажигания ВЗ
и вращают коленчатый вал двигателя; кулачок
прерывателя, вращаясь, периодически замы-
кает и размыкает первичную цепь катушки
зажигания. Во время замкнутого состояния
Таблица 9
Характеристики авто-тракторных свечей отечественного производства
Марка
свечи
Д ао/зо
Мао/ао
М ia/ao
М 15/15 V
НМ 15/15 В /
М ia/i5 \
НМ ia/13Б/
НМ ia/юБ
М ia/8 1
НМ ia,8 В /
А 14/15
Aii/'ii \
HAii/ii А /
НАи/Ю|Б
Т 7/" А
Ввёртная часть
резьба
V—18 ниток на 1"
iMi8Xi,5 (ОСТ 371)
То же
я
я
Спец. Mi4Xi.a5
То же
iM ioXi (ОСТ 37i)
длина
В ММ
ао
ао
13
15
13
13
12
14
II
и
7
Длина юбочки
изолятора
в мм
зо
ао
ао
15
15
ю
8
15
и
ю
и
Зазор между
электродами
свечи в мм
о,б—о, 7
о,б—о,7
о,б—о,7
о,б-о,7
о,б—о,7
о,6—о,7
о,б—о,7
о,б—о,7
о,б—о,7
о,6—о,7
о,б—о,7
Отверстие
ключа для
корпуса в мм
з8
аб
2б
зб
аб
зб
зб
32
33
22
'7
Отверстие
ключа для
нипеля в мм
аг
за
23
22
22
32
2О
2О
Назначение (для какой
машины)
Тракторы СТЗ, С-60, У-1,
У-2; автомобили ГАЗ-АА
Автомобили ГАЗ-АА,
ЗИС-5; тракторы СТЗ-5,
СХТЗ-3
Двигатели Л-3, Л-6, Л-12
/ Автомобили М-1, ГАЗ-ММ;
\ трактор С-65
i Автомобили ЗИС-5Ф,
{ ЗИС-16, ЗИС-21
Авюмобили ГАЗ-51 и ГАЗ
М-20 (.Победа")
{ То же
Автомобиль КИМ-10
1 Мотоцикл М-72
1 Автомобиль ЗИС-150
Автомобиль .Москвич"
Автомобиль 3 И С-110
Испытание свечей. Проверка исправности
свечей производится на искрообразование и
герметичность.
Для испытания применяется прибор, со-
стоящий из камеры, в которую ввёртывается
свеча, насоса, создающего давление в камере,
и источника высокого напряжения (пускового
магнето или пусковой катушки). Свеча ввёр-
тывается в камеру, в последней насо:ом со-
здаётся давление 6—8 am (в зависимости от
типа свечи), и под этим давлением прове-
ряется образование искры между электродами
свечи. Затем давление повышается до 20—
30 am, и проверяется герметичность. Герме-
тичность свечи имеет большое значение, так
как пропуск свечой горячих газов повышает
температуру изолятора, что может вызвать
перепев свечи и как следствие перегрева —
калильное зажигание и выход изолятора свечи
контактов А" в первичной обмотке катушки
зажигания протекает ток, создающий в её
сердечнике магнитное поле. При размыкании
КатушНо
(без доШ.
сопротибп.)
Фиг. 28. Схема батарейного зажигания.
первичной цепи первичный ток и созданное
им магнитное поле исчезают с большой скв-

ГЛ. VII
ЭЛЕКТРООБОРУДОВАНИЕ ДВИГАТЕЛЕЙ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ
309
ростью; при этом в витках вторичной обмотки
индуктируется высокая э.д. с. A0000—20000 в),
используемая для пробоя искрового проме-
жутка свечи. Одновременно в первичной об-
мотке индуктируется э. д. с. самоиндукции,
достигающая 200—300 в; чтобы она не вызы-
вала дуги между контактами прерывателя, па-
раллельно последним включается конденса-
тор С. Так как прерыватель и распредели-
тель совершают один оборот за полный цикл
работы четырёхтактного двигателя, то число
электродов распределителя и число выступов
кулачка прерывателя должно быть равно числу
цилиндров двигателя.
Краткая теория и характеристики. Про-
цесс работы системы батарейного зажигания
периодичен: каждый период состоит из сле-
дующих трёх этапов.
Нарастание первичного тока
во время замкнутого состояния прерывателя
(фиг. 29, а). Первичный ток нарастает но
экспоненте
)•
где /? — сопротивление; L — индуктивность
первичной цепи катушки; U—приложенное
напряжение; t — время. В этот пермод во вто-
ричной цепи также индуктируется э. д. с.
отрицательного направления (фиг. 29, tf), но
1} ампер Состояние прерывателя
разомкнут замкнут^ i __ разомкнут
*)
U, вольт
12ампер
0J)Z2tcek
Qfitt t сек
Время замкнутого состояния прерывателя
зависит от числа оборотов ли числа цилин-
дров двигателя i4 и равно
«. 120
t3 = к —т- сек.,
где к — отношение между временем замкну-
того состояния прерывателя t3 и временем
полного периода (промежутка между следую-
ч -г- 120
щими друг за другом искрами) Г*=—j~ сек-
Величина к зависит от профиля кулачка и
равна обычно к = 0,60 Ч- 0,65. Таким образом
к моменту размыкания прерывателя первич-
ный ток достигает величины ip (ток разрыва)»
равной
R , 120 r
что
Обычно
время t3 настолько коротко,
первичный ток не успевает достигнуть своего
установившегося значения и величина /,<
<С1уст — ~5~ > с увеличением числа оборотов л
или числа цилиндров /ч величина 1р, при про-
чих равных условиях, будет уменьшаться.
Размыкание прерывателя и на-
растание вторичного напряжения.
После размыкания прерывателя первичная
обмотка катушки зажигания с индуктив-
ностью L оказывается замкнутой на конден-
сатор прерывателя Cv образуя колебательный
контур. С этим контуром связана вторичная
обмотка, имеющая ёмкость относительно
массы, учитываемую фиктивным эквивалент-
ным конденсатором С2. В момент размыкания
прерывателя в магнитном поле, возникшем
в сердечнике катушки, была накоплена энер-
Lil
гия —~-; в результате колебательного раз-
ряда, происходящего в контурах первичной и
вторичной обмоток, энергия магнитного поля
будет переходить в энергию электрического
поля конденсаторов С\ и С%, заряжая их, а на-
пряжение и ток будут изменяться по затухаю-
щим синусоидам, сдвинутым по фазе на 90*.
Таким образом, когда первичный ток упадёт
до нуля, напряжения U\ и U% на конденсаторах
С\ и Сг достигнут максимума; пренебрегая по-
терями и разностью частот, можно считать,
что в этот момент вся энергия магнитного поля
перешла в энергию электрического поля обоих
конденсаторов, т. е.
г2
'2гаах
Т*
0.02Q
0JU21
00221 сек откуда, принимая во внимание, что
U
lmax
7
'ггаах
Фиг. 29. Изменение первичного тока 1и вторичного на-
пряжения Ua и вторичного тока 2, при работе катушки
зажигания. Масштаб времени после размыкания преры-
вателя увеличен в 10 раз.
вследствие сравнительно медленного нараста-
ния первичного тока величина этой э. д. с.
недостаточна для пробоя искровых промежут-
ков свечи и распределителя.
эб ^1, где Wj и ©2 ~ числа витков первичной
и вторичной обмоток, получим

310
ЭЛЕКТРООБОРУДОВАНИЕ, ПУСК И РЕВЕРС
[РАЗД. II
или, принимая во внимание формулу (9):
U,
иах- R [L
Эта упрощённая формула позволяет оце-
нить максимальную амплитуду вторичного на-
пряжения (фиг. 29, б), возникающего после
размыкания контактов; формула даёт значения,
преувеличенные на 20—30%. так как при её
выводе пренебрегалось потерями энергии.
Искровой разряд. Затухающая сину-
соида напряжения ?/2 (фиг. 29, б) полностью
получится лишь в том случае, когда искро-
вой промежуток свечи настолько велик, что
напряжение катушки не в состоянии его про-
бить. Обычно же величина первой амплитуды
f/2max значительно выше пробивного напря-
жения свечи Unp, и как только возрастающее
напряжение катушки зажигания превысит Unp,
происходит пробой искрового промежутка
свечи (при напряжении Unp), и напряжение
катушки скачкообразно падает.
Искровой разряд вообще имеет две фазы.
Первая фаза — ё мко ст на я часть
разряда — представляет собой разряд энер-
гии, накопленной к моменту пробоя во вто-
и величина ip, которой успевает достигнуть
первичный ток к моменту размыкания преры-
вателя, уменьшается; напряжение катушки
^2max1 пропорциональное величине ip,
следовательно, также уменьшается
(фиг. 30).
С увеличением числа цилиндров, при
прочих равных условиях, требуется боль-
ше искр на один оборот, и время замкнутого со-
стояния прерывателя также сокращается;следо-
вательно, ток раз-
рыва ip и напряже- ..
ние катушки U2ma% ?
с увеличением чис-
ла цилиндров так-
же падают (фиг. 30).
В формулах (9) и
A1) эта зависи-
мость учтена на-
личием п н1ц в по-
Умень-
7мм
бцил
Ццил.
'так "шал
п
Фиг. 30. Зависимость напря-
жения катушки зажигания от
числа оборотов двигателя.
казателе.
шение U2max на
малых оборотах
объясняется неуч-
тёнными при выводе потерями энергии из-за
искрения в контактах прерывателя, непол-
ностью устраняемого конденсатором СЛ.
Проведя на фиг. 30 линию минимально до-
пустимого U2max = И 000 в (соответствующую
7 мм), получим предельное число оборотов
"max'д0 которого будет обеспечиваться надёж-
ричной ёмкости —¦—• на искровой промежу- ное зажигание;
числа
ток свечи; она характеризуется чрезвычайной
краткостью (порядка 10~7 сек.) и вследствие
этого — большой величиной пика тока, дости-
гающего нескольких десятков ампер (на
фиг. 29, в этот пик изображён не в масштабе).
Ьторая фаза — индуктивная часть
разряда — представляет собой более мед-
ленный (порядка 10~~3 сек.) разряд остатка
энергии магнитного поля катушки зажигания
на ионизированный уже искровой промежуток;
ток в этой фазе разряда измеряется десятками
миллиампер, а напряжение 1000—30Э0 в, что
соответствует тлеющему разряду; обычно эту
часть разряда в аппаратах зажигания условно
называют дуговой.
В условиях двигателя искровой промежуток
свечи интенсивно обдувается турбулентным
движением газовой смеси, и „дуга", образую-
щаяся после первого пробоя, сейчас же сду-
вается; напряжение поэтому снова поднимается
до нового пробоя, который происходит уже при
меньшем напряжении; в результате после пер-
вого пробоя происходит ряд следующих друг
за другом ёмкостных искр, подобных первой,
но при меньшем напряжении до тех пор, пока
не израсходуется вся энергия; индуктивной
формы разряда при этом не наблюдается вовсе.
Воспламенение смеси при нормальных усло-
виях, повидимому, производится первой искрой,
последующие же искры на процесс начавшегося
сгорания смеси заметного влияния не оказы-
вают. ^
Из выведенной формулы A1) вытекают
характеристики системы батарейного зажига-
ния.
С увеличением числа оборотов время за-
мкнутого состояния прерывателя сокращается,
ах с увеличением
цилиндров уменьшается. Вследствие такой
формы характеристики U2max =/(«) приме-
нение батарейного зажигания на
быстроходных многоцилиндровых
двигателях затруднено.
Увеличение ёмкостей Q и С2 снижает на-
пряжение катушки зажигания (фиг. 31). Опыт-
Фиг. 31. Зависимость напряжения катушки зажигания от
ёмкости первичного конденсатора d и ёмкости вторич-
ной цепи С,.
ная кривая U2mzx =/(Ci) сильно отклоняется
от теоретической в области малых величин С\,
так как с уменьшением ёмкости С\ сильно
возрастают потери на искрение в контактах,
не учтённые при выводе формулы A0); это
обстоятельство приводит к существованию
наивыгоднейшего значения первичной ёмкости,
лежащей обычно в пределах 0,15—0,25 мкф.
Теоретическая зависимость ^ ^(^
совпадает с опытной; увеличение С^ имеет
место в случае экранировки системы зажига-
ния; экранировка снижает напряжение катушки
зажигания и, следовательно, аппарат зажигания,
предназначенный для работы в экранированной

•Гл. vi]
ЭЛЕКТРООБОРУДОВАНИЕ ДВИГАТЕЛЕЙ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ
311
системе, должен быть выбран с достаточным
запасом.
Нагарообразование на свечах, которое экви-
валентно сопротивлению Rm, шунтирующему
искровой промежуток свечи, сильно снижает
напряжение U2max вследствие того, что часть
:2
Lit
энергии
тратится на джоулево тепло
в сопротивлении RM ещё до искрового разряда,
а в электрическое поле ёмкостей С\ и С2 пе-
реходит лишь остаток, так что
max ,
Г
^2^2 max
4
Предельной величиной RM, при которой
аппарат зажигания ещё должен пробивать
искровой промежуток свечи, считается обычно
0,5 мгом, и характеристики С/2тах — / (п) сни*
каются обычно при Rlu = со (чистые свечи)
и /?ш=0,5 мгом (предельное нагарообразо-
вание).
Специальные схемы батарейного зажи-
гания для многоцилиндровых двигателей.
Для повышения лтах (фиг. 30) необходимо
увеличить время t3, что может быть достигнуто
за счёт увеличения k, так как электрический про-
цесс позволяет довести его значение до k к, 0,85.
Однако механические условия допускают осу-
ществлять лишь &<:0,65, так как в обычном
одинарном прерывателе при увеличении k про-
филь выступов кулачка становится слишком
13 i« 15 16 |7
1 оборот распределители ¦
т
| Работа 1-го прерывателя
J Работа 2-го прерывателя
¦j Состояние пербичной цепи
*' Момент возникновения
! искры
Работа l-ге прерывателя
4 Работа 2-го прерывателя
Состояние первичной цепи
*' Момент возникновения
1 искры
Фиг. 32. Схемы батарейного зажигания с двойным пре-
рывателем, применяемые для увеличения времени замкну-
того состояния прерывателя: С — конденсатор; К — ка-
тушка зажигания (бобина); В — выключатель зажигания.
Цифры на распределителе обозначают порядок искр.
Замкнутое состояние прерывателя и первичной цепи
изображено чёрным.
крутым, и рычажок прерывателя получает чрез-
мерные ускорения. Применение двойного пре-
рывателя позволяет обойти это затруднение.
Первый тип двойного прерывателя (фиг. 32, а)
имеет поочерёдно работающие прерыватели,
соединённые электрически параллельно; кула-
чок имеет число выступов, вдвое меньшее
числа цилиндров, а прерыватели сдвинуты на
угол 180° ~-, где а — угол между выступами
кулачка. В результате первичная цепь ка-
тушки зажигания поочерёдно замыкается и
размыкается то одним, то другим прерыва-
телем; для каждого прерывателя &<0,5, что
обеспечивает плавную профилировку кулачка;
время же замкнутого состояния первичной
цепи может быть увеличено до предела, до-
пускаемого электрическим процессом. Этот тип
прерывателя требует точной синхронизации
обоих прерывателей.в противном случае равно-
мерность чередования искр нарушается, и мо-
жет даже пропасть половина искр (через
одну).
Второй тип двойного прерывателя (системы
Малори, фиг. 32, б) имеет также, два прерыва-
теля, соединённых электрически параллельно,
но работающих со сдвигом по фазе так, что их
замкнутые состояния перекрывают друг друга;
число же выступов кулачка равно числу цилин-
дров двигателя; первичная цепь катушки зажи-
гания замыкается одним прерывателем, а размы-
кается другим. Поскольку размыкание первич-
ной цепи производится одним и тем же пре-
рывателем, точной синхронизации не требуется,
но профиль кулачка из-за большего числа вы-
ступов несколько менее благоприятен.
Двойные прерыватели применяются на 12-,
а иногда и на 8-цилиндровых двигателях; так
как их регулировка и синхронизация сложнее,
что причиняет в эксшюатации затруднения, то
их по возможности избегают.
Если увеличение времени 13, достигнутое
применением двойных прерывателей, недоста-
точно A6- и иногда 12-цилиндровые двига-
тели), то применяют две параллельные и не-
зависимые системы батарейного зажигания,
обслуживающие каждая половину цилиндров
через один.
Регулировка момента зажигания. Для
регулировки момента зажигания в зависимо-
сти от числа оборотов применяется центро-
бежный автомат, вводимый между валиком
распределителя и кулачком. Характеристика
автомата 6 = f(n), где 6 — угол опережения
зажигания, прямолинейна; начальная точка
(начало расхождения грузов автомата) соот-
ветствует ~ 400—600 об/мин; конечная точка,
соответствующая полному расхождению гру-
зов автомата до упора и наибольшему углу
опережения 8шах, соответствует максимальному
числу оборотов двигателя и обычно лежит
в пределах 1100—1500 об/мин (по валику рас-
пределителя).
Регулировка момента зажигания в зависи-
мости от степени открытия дросселя (т. е.
нагрузки двигателя) производится вакуум-
ным автоматом (фиг. 33), представляю-
щим собой коробку с упругой диафрагмой;
разрежение, возникающее в полости автомата,
втягивает диафрагму, которая посредством тяги
перемещает прерыватель в сторону опережения.
При холостом ходе и запуске дроссель прикрыт,
и полость автомата сообщена с атмосферой; раз-
режение в автомате отсутствует, и прерыва-
тель находится в положении позднего зажига-
ния. При частично открытом дросселе полость

312
ЭЛЕКТРООБОРУДОВАНИЕ, ПУСК И РЕВЕРС
[РАЗД. II
автомата сообщается с пространством между
дросселем и двигателем, и в автомате возни-
кает разрежение, перемещающее прерыватель
в положение раннего зажигания. По мере
открытия дросселя разрежение в автомате па-
дает, и возвратная пружина постепенно воз-
вращает мембрану и связанный с последней
прерыватель обратно, уменьшая опережение за-
жигания. В этом случае центробежный автомат
регулируется так, чтобы давать нужное опере-
жение зажигания при полном открытии дрос-
селя; если же дроссель открыт не полностью, а
частично, то вакуумный автомат даёт допол-
нительное опережение зажигания. Подобная
комбинация обоих автоматов обеспечивает наи-
выгоднейший момент зажигания при любом ре-
жиме и даёт экономию топлива до 10%.
Для установочной регулировки вся распре-
делительная колонка может поворачиваться
в своём гнезде.
Иногда вакуумный автомат используется
не для регулировки опережения зажигания
Сторона дбигате/ю
Работа центробежного
и вакуумного ад/пематов
20 40 SO Ю ШЩч
Скорость автомобиля
го 40 so ез too км/ч
Скорость автомобиля
Фиг. 33. Схема включения и работы вакуумного автомата
для регулировки опережения зажигания в зависимости
от нагрузки двигателя: 1— при частичном открытии дрос-
селя; 2 — при полном дросселе.
при езде в функции открытия дросселя, а лишь
для получения достаточного запаздывания на
холостом ходу двигателя; в этом случае он
называется вакуумным корректором
и монтируется обратно, т. е. так, чтобы раз-
режение в автомате имело место лишь при
закрытом дросселе и чтобы втягивающаяся
диафрагма перемещала прерыватель в положе-
ние позднего зажигания; при езде, когда дрос-
сель приоткрыт, полость автомата сообщается
с атмосферой, и автомат не работает.
Конструкция. Катушка зажигания поме-
щается в герметически закрытый железный
кожух и заливается компаундной массой, чем
достигаются улучшение изоляции и повышение
теплопроводности.
Встречаются также катушки зажигания
в герметизированном кожухе, заполненном
трансформаторным маслом.
Добавочное сопротивление Rdo6 (фиг. 28) не
является обязательным и часто отсутствует;
тем не менее наличие добавочного сопротивле-
ния позволяет:
а) применять при б и 12 в одну и ту же
катушку, изменяя лишь величину добавочного
сопротивления;
б) улучшать зажигание при запуске зимой,
когда напряжение батареи сильно падает, путём
закорачивания добавочного сопротивления
одновременно с включением стартера (фиг. 48);
в) использовать добавочное сопротивление
в качестве вариатора (железного сопротивле-
ния, резко повышающего свою величину с на-
гревом) для повышения напряжения, развивае-
мого катушкой при большом числе оборотов
двигателя.
Катушки зажигания отечественного произ-
водства прежних выпусков представляли собой
модификации основного типа ИГ-4085 и выпол-
нялись без добавочного сопротивления. Ка-
тушки зажигания новой конструкции (типов
Б-18 и Б-21 для автомобилей послевоенного вы-
пуска) выполняются с добавочным сопротивле-
нием— вариатором, закорачиваемым одновре-
менно с включением стартера.
Типичные конструкции распределителей
(распределительных колонок) приведены на
фиг. 34. Распределитель Р-16 (фиг. 34, а), пред-
назначенный для автомобилей ЗИС-5, имеет
центробежный автомат, грузы которого, расхо-
дясь, смещают ось кулачка; установочная ре-
гулировка достигается поворотом всего распре-
делителя в пределах, допускаемых овальным
вырезом в планке. Распределитель Р-22 авто-
мобиля ЗИС-110 (фиг. 34, б) имеет два авто-
мата — центробежный и вакуумный. Оба
распределителя относятся к стандартному типу.
Для тяжёлых грузовиков и автобусов, эксплоа-
тирующихся более интенсивно, рекомендуются
катушки зажигания усиленного типа, которые
выполняются с ббльшим запасом изоляции и
пониженными плотностями тока и нагревом,
а следовательно, имеют ббльшие габариты;
в распределителях усиленного типа — с повы-
шенной износоустойчивостью — валик вра-
щается не в бронзовых втулках (фиг. 34), а на
шарикоподшипниках, и шестерня привода
имеет больший модуль, в связи с чем диаметр
хвостовика увеличивается.
В табл. 10 приведены типы и характери-
стики распределителей отечественного произ-
водства.
Схема включения аппаратов батарейного
зажигания в общую систему электрооборудо-
вания машины показана на фиг. 47, 48.
Регулировка и испытание батарейного
зажигания. Наибольшее значение имеют
состояние контактов прерывателя и величина
зазора между ними. Контакты прерывателя
вследствие искрения постепенно обгорают; при
этом происходит перенос металла с контакта
на контакт, и на одном из контактов обра-
зуется кратер, на другом — нарост. Величина
и направление переноса металла зависят от
параметров цепи; правильным выбором ём-
кости конденсатора можно свести перенос ме-
талла до минимума и получить равномерный
износ обоих контактов. Материалом прерыва-
теля служит вольфрам, так как он даёт мень-
ший перенос металла.
В результате обгорания поверхность коц-
тактов разрушается, и они требуют периоди-
ческой зачистки; поверхности обоих контактов
должны быть гладкими и достаточно хорошо
прилегать друг к другу.
В прерывателях обычной конструкции, в ко-
торых регулировка зазора между контактами
производится поступательным перемещением

no BF
по QJ '
(Центробежный автомат)
Фиг. 34. Распределители батарейного зажигания:
а— Р-16 для автомобиля ЗИС-5; б — Р-22 для автомоби-
ля ЗИС-110: А—центробежный автомат; Г—грузы; О — ось
кулачка прерывателя; П — прерыватель; Р — рычажок
прерывателя; К — кулачок прерывателя; РР — ротор рас-
пределителя; КР — крышка распределителя; / — тавот-
нипа; Ф — фильц дли смазки валика автомата; СП — сто- (—\
порный винт прерывателя; РВ — регулировочный винт
прерывателя; КН — конденсатор; В — вакуумный авто-
мат; ФИ— фильц для смазки кулачка; ОВ — овальный
вырез.
со

Характеристики и регулировочные данные батарейного зажигания
Таблица 10
Технические данные
ИГФ-4003
(ГАЗ-А и
ГАЗ-АА)
ИМ-91 (М-1)
ИГЦ-4221, Р-16
(ЗИС-5,
ЗИС-8)
ИЛ-4589
ИЛ-4737
(ЗИС-101)
Р-28
,Москвич")
Р-23
(„Победа")
Р-20
(ГАЗ-51)
Р-21
(ЗИС-150)
Р-22
(ЗИС-110)
Направление вращения (сверху)
Число цилиндров двигателя
Число выступов кулачка . .
Чередование искр через
_. ( ручная
Регулировка опере- I центробежным автоматом
жения (по распреде- \ установочная
лительному валику) [ ?акуумНым автоматом . .
Левое
4
4
9°°±2°
Левое
4
4
7 ±1.5°
Ю° —12°
{начало работы в об/мин . .
конец работы в об/мин . .
{начало работы в мм рт. ст.
конец работы в мм рт. ст.
Характеристика цен-
тробежного автомата
Характеристика ва-
куумного автомата
Зазор в контактах перывателя в мм . . .
Материал контактов
Натяжение пружины прерывателя в г . ¦
Зазор в электродах распределителя в мм .
Емкость конденсатора в мкф
Испытание на искру: с бобиной:
должен давать бесперебойное искрение на стандарт-
ный 7-мм разрядник при числе оборотов кулачка в ми-
нуту
о,4—о,б
Вол1 фрам
4оо—боо
о,2—о,8
0,17-0,25
ИГ-4о85
при 6 в
1400
1400
о,4—о,б
Вольфрам
4оо- боо
о,2—о,8
0,17—0,25
КМ-75 или
ИГ-4085
при бе
1400
Правое
б
б
6о°±2°
6°
150 400
1300
0,4—0,6
Вольфрам
400—600
о,5—о,9
0,17—0,25
ИГ-4085
при б в или
ЦФ 4085 ПрИ 121
1300
Левое
8
4 (ИЛ-4589)
8 (ИЛ-4737)
45° ±а°
300-450
о,4—о,6
Вольфрам
4оо—боо
о,4— о,6
0,19-0,25
КЛ-И9 или
ИГ-4085
при 6 в
15°°
15—20 капель автола 8
каждые ioo км
Левое
4
4
4<х>
13°°
о,35-о,45
Вольфрам
400—650
0,17-0,35
Б-28
при б в
225°
Правое
4
4
Нет
12° ±1°
300
1500
160
400
о,35-о,45
Вольфрам
4оо—650
0.17—0,25
Б-21
или B-i8
ЩИ 12 в
igoo
Правое
б
6
6o'±i°
Нат
13" ±1°
300
1600
160
400
0,35-0,45
Вольфрам
400—650
0.17—0,25
Б-21
или Б-18
ПрИ 12 в
1900
Правое
6
6o"±i°
Нет
8°±1<
2О0
9оо
I0O
4°°
о,35—°>45
Вольфрам
400—650
о,5—о,б5
о, 17—о 25
Б-21
При 12 в
I5O0
Левое
8
8
Нет
и°±о,5°
°
4оо
15°°
22O
42O
о,з5—°-45
Вольфрам
500—650
0,40—0,53
0,22—0,23
Б-15
при б в
1900
Смазка
кулачка . .
оси рычажка
автомата . .
Вес в кг
Тонким слоем вазелина или тавота каждые 2000 км
i капля жидкого вазелинового масла каждые гооо км
5—ю капель лёгкого масла на фильц каждые гооо км
1,35
Консистентная, незамерзающая смазка „KB"; 1 оборот та-
вотницы каждые бооо км
з~з капли лёгкого масла на фильц каждые бооо км
1—2 капли „ „ п ось я бооо км
5—ю капель . » » фильц » бооо км

if Л. VI]
ЭЛЕКТРООБОРУДОВАНИЕ ДВИГАТЕЛЕЙ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ
315
неподвижного контакта Я2(фиг. 35, а), при пере-
мещении последнего нарушается пригонка по-
верхностей контактов друг к другу. Поэтому
следует предпочитать конструкции,в которых
неподвижный контакт К% перемещается при
регулировке зазора по дуге, описанной из
центра оси рычажка (фиг. 35, б), так что при
Фиг. 35. Типичные конструкции прерывателей и влияние
зазора между контактами на угол замкнутого состояния
прерывателя: Kv Ka — контакты; С — стопорный винт;,
3 — эксцентрик; О — ось рычажка; Я — пружина.
изменении зазора между контактами пригонка
их поверхностей друг к другу не нарушается.
При увеличении зазора между контактами
от величины о до Вх (фиг. 35, в) подвижный кон-
такт и рычажок при замкнутых контактах
опускаются ниже, вследствие чего подушечка
рычажка будет соприкасаться с выступом
кулачка при его вращении раньше, а покидать
его позже. Следовательно, увеличение зазора
между контактами прерывателя уменьшает
угол и время замкнутого состояния прерыва-
теля, а следовательно, и напряжение бобины
[уменьшается k в формулах (9) и (.11)] и из-
меняет момент размыкания прерывателя в сто-
рону опережения.
Зазор в прерывателе обычно устанавли-
вается 0,5 i 0,1 мм; при плавном профиле
кулачка изменение зазора в прерывателе в пре-
делах допуска +0,1 мм изменяет угол замкну-
того состояния на 5—8°, а момент размыкания
прерывателя на 2—5°. Поэтому установку мо-
мента зажигания следует производить после
установки зазора в прерывателе; при измене-
нии же последнего момент зажигания лучше
всего проверять и устанавливать вновь.
Чтобы избежать этих трудностей и обеспе-
чить более точную регулировку прерывателя,
в новых конструкциях предпочитают регули-
ровать положение неподвижного контакта не
по величине зазора между контактами, а по
величине угла замкнутого состояния прерыва-
теля; для измерения последнего выпускаются
контрольные приборы, производящие отсчёт
этого угла во время работы двигателя.
Состояние поверхности контактов лучше
всего проверять, измеряя переходное сопроти-
вление между ними.
Натяжение пружины рычажка прерывателя,
измеренное на канце рычажка в месте крепле-
ния подвижного контакта, должно быть в пре-
делах 500—800 г. При слишком слабой пружине
рычажок отбрасывается выступами кулачка и
возникают перебои на больших оборотах;
слишком тугая пружина увеличивает износ
прерывателя.
Зазор между электродами респределителя
не регулируется; величина зазора и допуска
на него должна исключить: а) возможность
задевания подвижного электрода за неподвиж-
ные при износе валика и подшипников (вту-
лок) распределителя и б) чрезмерное увеличе-
ние этого зазора, что привело бы к увеличению
пробивного напряжения; исходя из этого, за-
зор в распределителе обычно устанавливают
0,5+0,2 мм. При наличии же радиостанции для
уменьшения помех зазор в распределителе дол-
жен быть минимальным.
Эксплоатационное испытание батарейного
зажигания обычно заключается: а) в определе-
нии или проверке максимальных оборотов бес-
перебойного искрения на стандартный 7-мм
разрядник; б) проверке характеристики центро-
бежного автомата на вращающемся разряднике;
в) проверке характеристики вакуумного авто-
мата на стенде с вращающимся разрядником
и вакуумным насосом.
Катушка зажигания должна испытываться
после прогрева до рабочей температуры, так
как нагрев катушки снижает её напряжение
МАГНЕТО
Классификация типов. В магнето объеди-
нены в одно конструктивное целое источник
тока — магнитоэлектрическая машина, индук-
ционная катушка и прерыватель с распредели-
телем; якорь магнето имеет две обмотки —
первичную и вторичную — и одновременно
служит индукционной катушкой (автотранс-
форматором).
Во всяком магнето различают: магнит-
ную цепь, состоящую из магнита, полюс-
ных наконечников, магнитопровода, сердеч-
ника якоря или автотрансформатора, и элек-
трическую цепь, состоящую из первич-
ной и вторичной обмоток, прерывателя, кон-
денсатора и распределителя высокого напряже-
ния. Схема соединений электрической цепи оди-
накова в магнето всех систем; магнето различ-
ных систем различаются между собой типом
и выполнением магнитной цепи, от которой
зависит также конструктивная компоновка
всего магнето. По типу магнитной цепи раз-
личают магнето: с вращающимся якорем, с
вращающимся магнитом и с магнитным ком-
мутатором. <
В магнето с вращающимся яко-
рем (фиг. 36), которое является самым ста-
рым типом, Н-образный якорь вращается
между полюсами подковообразного магнита,
вследствие чего магнитный поток, проходящий
через якорь, меняет свою величину и напра-
вление два раза за один оборот. Это измене-
ние потока индуктирует в обмотках сравни-
тельно небольшую э. д. с. (э. д. с. вращения);
во вторичной обмотке, цепь которой разо-
мкнута, э. д. с. вращения, не будучи в состоя-
нии пробить искровой промежуток свечи, тока
не создаёт; в первичной же обмотке э. д. с.
вращения создаёт первичный ток iu замы-
кающийся через прерыватель и массу магнето.
Если бы первичная цепь была постоянно
замкнута, то первичный ток изменялся бы ло

316
ЭЛЕКТРООБОРУДОВАНИЕ, ПУСК И РЕВЕРС
[РАЗД. II
периодической кривой, имеющей два макси-
мума за один оборот (см. кривую на
фиг. 36).
Первичный ток, как и в бобине, создаёт
своё магнитное поле Фя; когда первичный
ток достигнет максимума, прерыватель размы-
кает первичную цепь, и первичный ток it и
его магнитный поток Фя резко падают до нуля,
Фиг. 36. Схема магнитной и электрической цепи ма-
гнето с вращающимся якорем: Л — первичная обмотка;
В — вторичная обмотка; С — конденсатор; Р — рычажок
прерывателя; Кх и К3 — контакты прерывателя; Д — диск
прерывателя; А — контакт для выключателя зажигания;
ВЗ — выключатель зажигания; У,, У„ У, — угольки;
К— контактное кольцо; И— предохранительный искровой
промежуток; Б — бегунок (ротор) распределителя.
что индуктирует во вторичной обмотке высо-
кую э. д. с, которая пробивает искровые
промежутки распределителя и свечи.
Последний процесс происходит быстро, и
якорь магнето в этот момент можно с доста-
точной точностью считать неподвижным, прене-
брегая, следовательно, наличием э. д. с. враще-
ния: при таком предположении процесс индукти-
рования высокой э. д. с. в магнето происхо-
дит так же, как и в батарейном зажигании, и
величина максимального вторичного напряже-
ния и^ткх выражается той же формулой A0).
Таким образом процесс в магнето распадается
на те же три этапа, что и в батарейном зажи-
тании; первый этап — нарастание первичного
тока — будет происходить по другому закону,
так как здесь первичный ток возникает не за
счёт постоянной э. д. с. постороннего источ-
ника— батареи, а за счёт электромагнитной
индукции в самой первичной обмотке магнето;
второй и третий этапы будут такие же, как и
в батарейном зажигании; однако в отличие от
последнего следующие друг за другом импуль-
сы напряжения будут иметь не одинаковое,
а противоположное направление, так как в
первичной обмотке магнето индуктируется
неременный ток.
Различие в способе получения и характере
нарастания первичного тока обусловливает
следующие особенности магнето:
а) число возможных размыканий прерыва-
теля, т. е. число искр, получаемых от магнето
за один оборот якоря, не может быть произ-
вольным, а определяется числом максимумов
первичного тока, которое зависит от устрой-
ства магнитной цепи;
б) моменты замыкания и размыкания преры-
вателя определяюгся формой кривой индукти-
руемого первичного тока d; поэтому угол
замкнутого состояния прерывателя имеет фи-
ксированную величину, и его изменение как в
одну, так и в другую стороны уменьшает на-
пряжение, развиваемое магнето.
Магнето с вращающимся якорем имеет
принципиальный недостаток, так как может
быть выполнено только двухискро-
в ы м. Кроме того, конструктивным недостат-
ком является расположение обмоток, кон-
денсатора и прерывателя на вращающемся
якоре, что вызывает затруднения в их размеще-
нии, креплении, обеспечении надёжной работы
и требует большого количества скользящих
контактов (угольков).
В магнето с вращающимся ма-
гнитом (фиг. 37), наоборот, магнитопровод,
обмотки, конденсатор и прерыватель непо-
движны. При вращении магнита магнитный
поток в сердечнике обмоток будет периоди-
чески менять свою величину и направление,
совершенно так же, как и в предыдущем тине
об*1
#
.к»
Ill/ftlllll
Фиг. 37. Схема магнитной и электрической цепи магнето
с вращающимся магнитом:
а — магнитная цепь для двухискрового магнето; б — ма-
гнитная цепь для четырёхискрового магнето; « — электри-
ческая схема; /7— первичная обметка; В — вторичная
обмотка; С—конденсатор; Я, и Яа — контакты прерыва-
теля; Р — рычажок прерывателя; ВЗ — выключатель за-
жигания; И — предохранительный искровой промежуток;
а — уголёк; б — бегунок (ротор) распределителя.
магнето; поэтому электрический процесс будет
таким же. Однако расположение обмоток и
других токоведущих деталей на неподвижной
части магнето облегчает их конструирование,
повышает надёжность их работы и позволяет
почти полностью избежать скользящих кон-

ГЛ. VI]
ЭЛЕКТРООБОРУДОВАНИЕ ДВИГАТЕЛЕЙ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ
317
тактов (остаётся только один — в роторе рас-
пределителя); в то же время вращающаяся
часть, подверженная нагрузкам от центро-
бежных сил и вибраций, представляет собой
прочную стальную болванку или отливку.
Число максимумов первичного тока, а сле-
довательно, число искр на один оборот ма-
гнето зависит от числа полюсов магнита, по-
этому данный тип магнето может быть выпол-
нен многоискровым (с любым чётным числом
искр на один оборот), что и является его основ-
ным принципиальным преимуществом.
Третий тип магнето — с магнитным
коммутаторо м — отличается лишь магнит-
ной цепью, в которой (фиг. 38) магнит также
неподвижен, а его ма-
гнитный поток подводит-
ся к сердечнику обмоток
через вращающуюся про-
межуточную железную
деталь — магнитный ком-
мутатор С; последний,
вращаясь, периодически
меняет направление про-
хождения магнитного по-
тока по сердечнику об-
моток. Этот тип магнето
обычно выполняется че-
ты рёхискровым или бо-
лее.
Передаточное число от коленчатого вала
двигателя к валу магнето зависит от числа
цилиндров двигателя 1Ц и от числа искр на
оборот магнето т и равно для четырёхтакт-
ного двигателя
Фиг. 38. Схема магнит-
ной цепи магнето с
магнитным коммута-
тором.
2
2m
В табл. 11 приведены значения передаточ-
ного числа, увеличивающегося с увеличением
числа цилиндров двигателя и уменьшающегося
с увеличением числа искр магнето.
Таблица 11
Значения передаточного числа магнето
Число
цилиндров
ы
I
а
4
б
8
12
1б
i8
Передаточное число
двухискро-
вого
i : V
i : i
i: iV,
(i : з)
(i = 3)
-
четырёхискро-
вого
i:V.
1 : 1
1 : i»/,
A : 2)
магнето
восьмиискро-
вого
1 1 1 1
i:V,
1 : 1
1: iV,
• Пропускается одна искра.
Как видно из таблицы, с увеличением
числа цилиндров передаточное число, а следо-
вательно, и рабочее число оборотов магнето,
растёт; передаточные числа свыше 1: 1^2 или
1 :18/4 неосуществимы, так как рабочее число
оборотов магнето получается недопустимо
большим. Поэтому двухискровое магнето
может применяться только на двигателях
с числом цилиндров до 6 (в авиации до 7);
при ббльшем числе цилиндров требуется при-
менять магнето с большим числом искр на
один оборот.
Передаточное число, меньшее чем 1: Va.
также не допускается, так как магнето при
запуске вращается слишком медленно, и запуск
двигателя затрудняется. Поэтому обычно при-
меняют при числе цилиндров до 6 включи-
тельно двухискровые магнето, от 7 до 12 (или
до 14) — четырёхискровые, свыше 14 — шести-
или восьмиискровые.
В случае, если число искр магнето равно
числу цилиндров двигателя, передаточное
число равно 1 ;1/з. и при этом можно посадить
распределитель на один вал с ротором ма-
гнето и избежать таким образом шестерёнчатой
передачи к распределителю.
Магнето с вращающимся якорем, двух-
искровое по своей принципиальной схеме,
применимо лишь при малом числе цилиндров
(до 6 или 7), и потому оно широко приме-
нялось лишь в начальный период развития
автотранспорта, когда основным типом являлся
4- или 6-цилиндровый двигатель внутреннего
сгорания. В дальнейшем магнето из авто-
транспорта стало интенсивно вытесняться
батарейным зажиганием, развитие же авиации
предъявило спрос на многоискровые магнето
для многоцилиндровых двигателей, в связи
с чем основным типом стало авиационное
Фиг. 39. Изменение основного магнитного потока Фо, ин-
дуктированной им э. д. с. е0 и первичного тока г, во время
рабочего процесса магнето.
магнето с вращающимся магнитом или ма-
гнитным коммутатором; двухискровые магнето
для тракторных и спортивных автомобильных
двигателей, вследствие потребности в унифи-
кации производства, стали также выполняться
преимущественно по последним типам. В ре-
зультате магнето с вращающимся якорем
теперь встречается редко—исключительно на
1—2-цилиндровых мотоциклетных и малых пе-
реносных двигателях.
Рабочий процесс и характеристики
магнето всех перечисленных типов одинаковы.
При вращении ротора величина основного
магнитного потока Фо, созданного магнитом и
проходящего через сердечник обмоток,
меняется по периодической кривой (фиг. 39).
Изменение величины Фо индуктирует в витках
первичной обмотки э. д. с.
которая имеет максимумы в моменты перехода
магнитного потока через нуль. Индуктирован-

318
ЭЛЕКТРООБОРУДОВАНИЕ, ПУСК И РЕВЕРС
[РАЗД. 1Г
ная э. д. с. создаёт в первичной обмотке, за-
мкнутой накоротко прерывателем, ток ц\ нали-
чие индуктивного сопротивления первичной
обмотки вызывает отставание тока /х от
э. д. с. е0 по фазе; кроме того, из-за несину-
соидальной формы кривой э. д. с. еп и пере-
менной индуктивности первичной цепи кривая
тока /j будет иметь своеобразную несим-
метричную форму, не поддающуюся точному
аналитическому выражению.
Прерыватель размыкает первичную цепь
при величине первичного тока it = ip, даль-
нейший процесс практически совпадает с тако-
вым в батарейном зажигании, и максимальная
величина напряжения магнето может быть
выражена той же формулой A0):
t/omoY ==
таким образом напряжение, развиваемое
магнето, пропорционально величине тока раз-
рыва ip.
При изменении числа оборотов магнето
форма кривой первичного тока it значительно
изменяется, а амплитуда возрастает (фиг. 40, а).
на двигателе момент размыкания прерывателя
по отношению к положению ротора магнето и
кривой первичного тока будет перемещаться.
Возможный диапазон изменения момента раз-
мыкания прерывателя получится, если
задаться величиной ipm-m, обеспечивающей
пробой 1-мм стандартного разрядника, и на-
нести линию i mjn на график ii—f(a)
(фиг. 40, а); точка пересечения б этой линии
с кривой lt=f (а) для малого числа оборо-
тов п ss 100 в минуту определяет наиболее
поздний момент /7 размыкания прерывателя,
при котором ещё обеспечивается достаточное
напряжение. Точка а пересечения той же
линии / min с кривой 4 = / (п) для макси-
мального числа оборотов (п = 3000 на
фиг. 40, а) соответствовала бы возможно ран-
нему моменту зажигания. Однако, так как
точка а лежит близко от линии Ф, то на
практике наиболее ранний момент зажига-
ния Р устанавливают так же, как и при фи-
ксированном зажигании, • т. е. по максимуму
первичного тока на малых оборотах; тем
самым избегают большого понижения напря-
жения магнето на больших оборотах, которое
получилось бы при установке наиболее ран-
него зажигания по точке а. Таким образом'
характеристики магнето
а
2 max
= f(n)
ЗОООп
Фиг. 40. Зависимость формы кривых первичного тока /,
и напряжения магнето ?/, от его числа оборотов п.
Поэтому напряжение магнето с увеличением
оборотов растёт, асимптотически стремясь к
некоторому пределу (фиг. 40,6).
Правильный выбор момента размыкания
прерывателя играет чрезвычайно важную
роль, так как от него зависит величина ipt
определяющая величину напряжения ма-
гнето U2ra&TL-
Принципиально следует производить раз-
мыкание прерывателя при максимуме пер-
вичного тока, но последний с увеличением
числа оборотов смещается в сторону запа-
здывания (фиг. 40, а), и осуществить при-
ведённое требование без чрезмерного услож-
нения конструкции магнето нельзя. Поэтому
при фиксированном моменте размыкания пре-
рывателя его устанавливают так, чтобы мо-
мент размыкания приблизительно совпадал с
максимумом первичного тока на малых обо-
ротах (Ф на фиг. 40,а).
Затруднения увеличиваются, если для
регулировки опережения зажигания преры-
ватель выполняют поворотным или вводят
центробежный автомат между ротором ма-
гнето и кулачком прерывателя, так как в этих
случаях при изменении опережения зажигания
(фиг. 40, б) получатся для раннего и позд-
него зажигания различными; характеристики
при фиксированном моменте зажигания (Ф) и
при раннем зажигании (Р) совпадают.
Момент размыкания прерывателя изме-
ряется углом размыкания, или иначе абрисом а»
отсчитываемым от нейтрального положения
ротора. В распространённых конструкциях
магнето величина ¦ абриса для раннего или
фиксированного зажигания имеет порядок
а = 8—10°, для позднего зажигания а = (8-f-
-f-10°) + B5-4-35°), где 25-=-35° — диапазон ре-
гулировки момента зажигания.
Остальные характеристики магнето — зави-
симость его напряжения от первичной и
вторичной ёмкостей и шунтирующего сопро-
тивления [и2тах=/(Сг), ^тах^/С^г) и
^2 max =/(#шI имеют такой же вид, как и
в батарейном зажигании.
Как видно, характеристика магнето U2max
противоположна таковой в батарейном зажи-
гании. В магнето, наоборот, контроль харак-
теристики должен производиться по мини-
мальному числу оборотов ят1п, при котором
обеспечивается бесперебойная работа на 1-мМ
стандартный разрядник.
При батарейном зажигании воспламенение
смеси при запуске и на средник оборотах
обеспечивается хорошо, но с увеличением
числа оборотов напряжение падает, и зажига-
ние может стать ненадёжным; такими характе-
ристиками определяется область применения
батарейного зажигания — автомобильные дви-
гатели обычного типа, работающие главным
образом на средних оборотах. У магнето, на-
оборот, на малых оборотах напряжение неве-
лико, и запуск обеспечивается хуже, но зажи-
гание на больших оборотах обеспечено хо-
рошо; поэтому магнето применяется на таких
двигателях, которые должны длительно и на-
дёжно работать на максимальных оборотах
(гоночные, авиационные) или в случае отсут-

ГЛ. VI]
ЭЛЕКТРООБОРУДОВАНИЕ ДВИГАТЕЛЕЙ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ
319
ствия аккумуляторной батареи (тракторные и
мотоциклетные).
Регулировка момента зажигания в ма-
гнето. По характеру управления регулировка
момента зажигания бывает ручная и автома-
тическая; по влиянию на характеристики ма-
гнето приспособления, применяемые для регу-
лировки момента зажигания, делятся на две
Ко второй группе относятся следующие
методы регулировки момента зажигания:
1) смещение вала магнето относительно при-
водного валика двигателя ручным приспосо-
блением (очень редко); 2) центробежный авто-
мат, вводимый между приводным валиком
магнето и его ротором или размещаемый в
приводной муфте (чаще всего); 3) поворот
ПР ОТ КМ ЛФ ПИ
Фиг. 41. Конструкция автомобильного и тракторного магнето типа СС (изображено магнето СС-4): М — магнит;
КМ—корпус магнето; ПН—полюсные наконечники; ЛФ —• латунный фланец; ОТ— отверстие для стока из-
лишней смазки; ПР—прерыватель; Ф3 — фильц прерывателя; ЗК—защитная крышка прерывателя; КП—кула-
чок прерывателя; О — ось рычажка прерывателя; С —стопорный винт оси прерывателя; РП— рычажок прерыва-
теля; А —верхняя крышка прерывателя; СП — сухарь прерывателя; KB—контактный винт для выключателя
зажигания; ПЛ—пластина; К — конденсатор; В—вторичная обмотка; 77—первичная обмотка; КР — верхняя
крышка магнето; Ж, и Ма—маслёнки; ПВ — пластинка (вывод) вторичной обмотки; ШР — шестерня распреде-
лителя; БР — бегунок распределителя; ПК—передняя крышка магнето; ОБ—ось бегунка; <2>!—фильц для
смазки оси бегунка; В — винт, крепящий ось бегунка; Э — электрод распределителя; ШМ — шестерня магнето.
группы: а) работающие с изменением абриса
и б) без изменения.
К первой группе, как уже было упомянуто,
относится регулировка момента зажигания:
1) поворотом прерывателя относительно кор-
пуса магнето (ручная) и 2) центробежным авто-
матом, вводимым между ротором и кулачком
прерывателя; в приспособлениях этой группы
при изменении опережения зажигания изме-
няются характеристика и величина напряжения
магнето, поэтому здесь диапазон регулировки
момента зажигания, зависящий от устройства
и расчёта магнитной цепи магнето, ограничен
и оедко превышает 30—35°.
корпуса магнето относительно двигателя (толь-
ко в вертикальных магнето, монтирующихся
вместо распределителя батарейного зажигания
или при фланцевом креплении для установоч-
ной регулировки). В этих случаях изменение
момента зажигания не нарушает взаимного
расположения частей самого магнето и не изме-
няет напряжения последнего, поэтому диапазон
регулировки момента зажигания здесь не огра-
ничен, а прерыватель магнето фиксируется
в положении, соответствующем наивыгодней-
шему абрису.
Конструкция магнето. На фиг. 41 изобра-
жено автомобильное и тракторное магнето

320
ЭЛЕКТРООБОРУДОВАНИЕ, ПУСК И РЕВЕРС
[РАЗД. II
типа СС, выпускающееся нашей промышлен-
ностью с 1930 г. Магнето имеет вращающийся
двухполюсный магнит из хромистой стали
(веС'-»'2 кг); регулировка момента зажигания
производится поворотом прерывателя; распре-
делитель двухрядный, с электродами, распо-
ложенными в двух плоскостях. Конденса-
тор помещён между первичной и вторичной
обмотками.
Аналогичная по конструкции серия БС,
являющаяся основой для авиационных магнето,
имеет следующие отличия:
а) магнит больших размеров, что улучшает
электрические характеристики магнето (пони-
жает минимальные обороты);
б) для числа цилиндров от 7 до 12 приме-
няются четырёхполюсный магнит и четырёх-
гранный кулачок прерывателя;
в) распределитель имгет добавочные пуско-
вые электроды для подвода тока от отдель-
ного источника пускового зажигания (пуско-
вого магнето или катушки) к очередной свече.
Конструкция этих магнето, относящаяся к
1930 г., несколько устарела. В модернизиро-
рабочих электродов перестановкой съёмной
детали.
На фиг. 42 изображено новое тракторное
магнето серии М-б отечественного производ-
ства послевоенного выпуска; оно имеет умень-
шенные габариты и вес при хороших электри-
ческих характеристиках, вращающийся ма-
гнит из никельалюминиевои сташ и крепление
высоковольтных проводов по типу распреде-
лителей в батарейном зажигании.
В табл. 12 приведены характеристики ма-
гнето.
Регулировка магнето. Основной регули-
ровкой при сборке магнето является установка
правильного абриса (угла размыкания) преры-
вателя; величина абриса указывается заводом-
изготовителем; отсчёт угла производится с
помощью градуированного диска, надеваемого
на вал магнето. Зазор в контактах прерыва-
теля должен быть предварительно установлен
согласно заводской инструкции (обычно в пре-
делах 0,3—0,4 мм).
Второй по важности операцией при сборке
магнето является правильное сцепление ше-
т
Фиг. VI. Конструкция нового тракторного магнето М-6: М—магнит; ПН— полюсные наконечники; КМ—корпус
магнето; ОТ - отверстие для стока излишней смазки; ШМ — шестерня магнето; ШР — шестерня распредели-
теля; ОБ—ось бегунка; Ф, и Ф3 — смазочные фильцы; ПР— передняя крышка; БР — бегунок распределителя;
ВЭ —вращающийся электрод распределителя; О — окошечко; КР — крышка распределителя; Т — трансформа-
тор магнето; ВК— верхняя крышка магнето; ПЛ—пластина; KB — контактный винт для выключателя зажига-
ния; МП — магнитопровод; ЗА"—задняя крышка прерывателя; КП — кулачок прерывателя; ПР — прерыватель;
РП—рычажок прерывателя (фибровый).
ванных типах подобных магнето теперь при-
меняют: а) вращающийся магнит малых разме-
ров из никельалюминиевои стали; б) внутрен-
ний центробежный автомат опережения зажи-
гания, работающий без изменения абриса;
в) отдельный легкосъёмный слюдяной конден-
сатор в пластмассовом кожухе; г) иногда со-
ставной бегунок распределителя, позвэляю-
щий при изменении направления вращения
магнето менять расположение пусковых и
стерён ротора и распределителя (по меткам),
которое необходимо, чтобы при размыкании
прерывателя подвижной электрод распреде-
лителя находился против неподвижного.
СТАРТЕР
Принцип действия и характеристики.
Стартер является электродвигателем, пи-
тающимся от аккумуляторной батареи и

ГЛ. VI]
ЭЛЕКТРООБОРУДОВАНИЕ ДВИГАТЕЛЕЙ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ
321
сцепляющимся с маховиком двигателя на пе-
риод запуска. Поскольку запуск занимает
короткое время (несколько секунд), нагрев
стартера не принимается во внимание, и стар-
тер рассчитывается на отдачу максимально
возможной мощности,соответствующей высшей
мальный момент Мтал, соответствующий пол-
ному торможению; этот момент называется
также начальным или пусковым. Вообще под
мощностью стартера, в том числе и номиналь-
ной, подразумевается мощность, соответствую-
щая наивысшей точке кривой мощности.
Таблица 12
Характеристики и регулировочные данные магнето отечественного производства
Технические
данные
Тип магнето
СС-4
тракторное
СС-6
автомобильное
БС-4-П
БС-5-П
М-6
тракторное
Число искр
Число цилиндров ...
Пусковой контакт на распреде-
лителе
Направление вращения ......
Регулировка опережения в пре-
делах (по валу магнето, ручная) . .
Зазор в контактах прерывателя
в мм
Материал контактов прерывателя
Натяжение пружины в г
Зазор в электродах распредели-
теля в мм
Допуск на совпадение рисок боль-
шой шестерни и крышки в момент
появления искры (по валу магнето)
Абрис на раннем зажигании . . .
Абрис на позднем зажигании . . '.
Минимальные обороты (на стан-
дартный 1-мм разрядник):
на раннем зажигании (абрис8°)
в об/мин
на позднем зажигании
(абрис 38°) в об/мин
Максимальное число оборотов при
бесперебойной работе на 1-мм раз-
рядник в об/мин. . . .
Смазка -.
Вес в кг
Двухискровое
4 I 6
Двухискровое
Нет
Правое
Нет
Нет
Левое
Есть
Правое
Есть
Правое
ЗО°±2
35
0,25—0,40
Вольфрам
500—900
°i3-o,8
±1,5"
0,25-0,35
Платиновридиевый сплав
500—900
о,з-о,8
¦3
— о
. + 4
—о
Двухискровое
4
Нет
, Правое
Нет
.5о,з5
Вольфрам
5оо—7°°
°.2—о,5
±1,5°
2бо
2500 j 36°° I 3500
В переднюю маслёнку (со стороны привода) 25—40 капель,
в заднюю 8—12 капель костяного масла на каждые 1000 км
или 50 час. работы
5А I 6,7
2500
При сборке
4.2
точке его характеристики. Стартер с электриче-
ской точки зрения является сериесным электро-
двигателем; различие же между стартерами раз-
личных систем заключается исключительно в
устройстве и принципе действия механизма,
сцепляющего шестерню стартера с маховиком
двигателя на период запуска.
Характеристики стартера M—f(I) и n — f(I)
являются характеристиками нормального сег
риесного двигателя, снятыми на всём протя-
жении—от холостого хода до полного затор-
маживания якоря (фиг. 43, а); однако в отли-
чие от стационарных электродвигателей на-
пряжение, подводимое к стартеру, снижается
с увеличением тока из-за падения напряжения
в аккумуляторной батарее.
Полезная мощность N в л. с. равна
.г Мп '
716,2'
она равна нулю в точках холостого хода и
полного торможения и достигает максимума
приблизительно по середине между этими точ-
ками.
Главными параметрами являются: а) макси-
мальная полезная мощность NmtLX и б) макси-
21 том Ю
Для оценки влияния различных факторов
на мощность, развиваемую стартером,, удобно
рассмотреть величину электромагнитной мощ-
ности Рвлм, передаваемой магнитным полем
на якорь стартера; эта мощность равна
где P2 = 736N — полезная мощность, выра-
женная в ваттах, и 2Р — механические и
магнитные потери в якоре стартера и его
подшипниках. Напряжение батареи U& сни-
жающееся при увеличении потребляемого
стартером тока /, можно считать изменяю-
щимся линейно и выразить через э. д. с. по-
коя Ебо и фиктивное (расчётное) значение
внутреннего сопротивления батареи Rgf.
Тогда электромагнитная мощность стар-
тера равна
Рвам = Е1=Ебо1-Р (R6l
Rcm + Rnp), A2)
где Е = Uб — I {Rcm + Rnp) — обратная э. д. с
стартера; /—ток; Rcm — сопротивление стар-

322
ЭЛЕКТРООБОРУДОВАНИЕ, ПУСК И РЕВЕРС
[РАЗД. II
тера; Rnp— сопротивление подводящих про-
водоз.
Максимальное значение электромагнитной
мощности равно
'бо
A3)
и имеет место при токе, равном
= 4. A4)
р(элм max) 2 (R6i -f /?m -f /?лр)
——p p ток короткого
где/«~
замыкания (или полного торможения) стар-
тера.
Из формулы A3) видно, что мощность
стартера зависит: а) от ёмкости батареи, уве-
личиваясь с увеличением последней (в силу
100
150 200п об/мин
В
Число обо/ютов коленчатого Вала
б)
Фиг. 43. Характеристики стартера (а) и диаграмма ра-
боты стартера на двигателе (б): М^в — момент сопро-
тивления двигателя; М' — вращающий момент стартера,
приведённый к валу ДВС.
уменьшения Rqi), и б) от сопротивления подво-
дящих проводов, уменьшаясь с увеличением
последнего.
Поэтому подводящие провода стремятся
делать возможно короче, и их сечение обычно
рассчитывают так, чтобы падение напряжения
в них при токе короткого замыкания 1К не
превосходило 0,20—0,30 в.
Плохие контакты, окислившиеся клеммы,
распаявшиеся наконечники проводов стартер-
ной цепи и т. п. могут сильно понизить мощ-
ность стартера (из-за увеличения Rnp) вплоть
до полного отказа.
Подбор стартёра к двигателю. Для опре-
деления числа оборотов, которое стартер мо-
жет сообщить коленчатому валу двигателя при
запуске, необходимо пересчитать момент и
число оборотов стартера на вал двигателя по
формулам М' = М —- т\ и л'
п -А где zx и
2г2 — числа зубьев шестерни стартера и со-
ответственно маховика, а т\ — к. п. д. зубчатой
передачи, равный ~0,85, и наложить пересчи-
танную характеристику стартера М = f(n')
на кривые момента сопротивления двигателя
(фиг. 43, б); точки пересечения кривых момента
стартера М' и момента сопротивления двига-
теля Mqu дадут установившееся число оборо-
тов коленчатого вала при запуске. 1ак как
момент сопротивления двигателя, обуслозлен-
ный главным образом жидкостным трением в
слоях смазки, разделяющей трущиеся поверх-
ности, сильно зависит от температуры, то и
установившееся число оборотов коленчатого
вала с понижением температуры значительно
падает.
Минимальное пусковое число оборотов кар-
бюраторного двигателя nmia (число оборотов,
необходимое для обеспечения запуска) может
зависеть от карбюрации и зажигания. Вели-
чина nmin, определяемая карбюрацией, коле-
блется для различных двигателей и в среднем
равна 30-40 об/мин; эта цифра дана для аме-
риканских и отечественных автомобилей; евро-
пейские автомобили имеют несколько более
высокую величину nmin. Батарейное зажигание
при таких скоростях обеспечивает искры в
свечах и не лимитирует запуска; в случае же
зажигания от магнето и отсутствия специаль-
ных приспособлений для пускового зажигания
nmia определяется уже не карбюрацией, а за-
жиганием и должно быть принято равным 80 —
100 об/мин. Для дизелей, в которых возмож-
ность запуска определяется величиной темпе-
ратуры воздуха в цилиндре в конце хода сжа-
тия, пусковое число оборотов должно быть
выше и составлять nmin = 100 Ч- 150 об/мин;
при малом числе оборотов происходит значи-
тельная потеря тепла за время такта сжатия,
и сжимаемый воздух не достигает необходи-
мой для воспламенения топлива температуры.
Из фиг. 43,6 видно, что при низких тем-
пературах (порядка — 10" С и ниже) момент
сопротивления двигателя возрастает настолько,
что стартер уже не обеспечивает запуска. Од-
ним увеличением мощности стартера разрешить
проблему зимнего запуска нельзя, так как из-за
крутого протекания кривых M^8 = f{n), где
п—число оборотов коленчатого вала, значи-
тельное увеличение мощности стартера даёт
малый эффект; кроме того, принудительное
вращение коленчатого вала при застывшем
масле (например, заводка буксиром) может
вызвать поломку валика масляного насоса и
повредить другие детали. Таким образом раз-
решение проблемы зимнего запуска при тем-

ГЛ. VI]
ЭЛЕКТРООБОРУДОВАНИЕ ДВИГАТЕЛЕЙ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ
323
пературах порядка —10° С и ниже заклю-
чается в применении зимних масел, разжиже-
нии смазки бензином и подогреве двигателя;
стартер же рассчитывается на непосредствен-
ный запуск двигателя при температурах от 0е
до — 5° С.
При отсутствии экспериментальных кри-
вых М$в = /(я) приближённо подсчитывают
необходимую мощность стартера, исходя из
эмпирической формулы:
карбюраторные двигатели
м
дв
3 Уз
дизели
где Vs — рабочий объём цилиндров двигателя
в л. Отсюда, принимая для карбюраторного
двигателя при батарейном зажигании «min «
та 50 и для дизеля птт ж 100—150, получают
мощность стартера:
для карбюраторного двигателя
АГ-
'дв
'??-я 0,2Vs Л. С.;
для дизеля
М.
дв
716,2
¦mi5_«@,7-i-l,5) VsЛ.c.
716,2
Для многоцилиндровых двигателей (/„ =
= 8-=-12) эти формулы дают несколько пре-
увеличенные результаты, и мощность стартера
может быть уменьшена.
Передаточное число зубчатой передачи от
стартера к маховику дьигателя подбирается
так, чтобы при числе оборотов, равном nmin
стартер работал на точке максимальной мощ-
ности; увеличение передаточного числа выше
указанного значения допускается и приносит
пользу на мощных карбюраторных двигателях;
таким образом
где пст — число оборотов стартера, соответ-
ствующее точке максимальной мощности.
Классификация стартеров по типу сце-
пляющего механизма и способу управления.
По принципу ввода шестерни стартера в за-
цепление с маховиком различают механизмы
с зацеплением: а) инерционным, б) электро-
магнитным и в) механическим.
Каждый сцепляющий механизм должен
обеспечивать автоматическое расцепление
стартера с двигателем, как только последний
завёлся; в противном случае почти неизбежен
разнос стартера. Кроме того, в механизме
весьма желательно иметь упругий или фрик-
ционный амортизатор для смягчения дина-
мических нагрузок при ударах или обратных
вспышках в двигателе.
По способу включения тока стартеры
можно разбить на две группы: а) с непосред-
ственным управлением, когда главная цепь
стартера замыкается выключателем, непосред-
ственно управляемым ногой шофёра (педаль
или кнопка); б) с дистанционным управлением,
когда главная цепь стартера замыкается вспо-
могательным электромагнитом, шофёр же при
помощи небольшой кнопки включает ток в
обмотку электромагнита.
Дистанционное управление позволяет рас-
полагать сам стартер и вспомогательный элек-
тромагнит в любом месте и тем самым сокра-
тить длину проводов главной стартерной цепи,
так как к месту шофёра подводится лишь тон-
кий провод от обмотки вспомогательного элек-
тромагнита. На фиг. 44 приведены принципи-
альные схемы перечисленных систем.
Наиболее распространённым типом инер-
ционного зацепления является привод Бен-
дикса (см. схему на фиг. 44), применяемый
обычно при непосредственном управлении.
Шестерня свободно сидит на втулке с крутой
резьбой; последняя также сидит на валу сво-
бодно, но связана с концом вала сильной спи-
ральной пружиной, работающей на кручение.
При включении тока якорь стартера начинает
вращаться с большим ускорением; шестерня же,
остающаяся в силу своей инерции почти
на месте, перемещается по резьбе поступа-
тельно и входит в зацепление с маховиком;
пружина смягчает удар, получающийся в конце
хода шестерни при упоре последней в запле-
чик. Как только двигатель завёлся и зарабо-
тал самостоятельно, изменяется направление
усилия, действующего на зубья шестерни (ше-
стерня стартера из ведущей становится ведо-
мой), и последняя перемещается по резьбе
обратно в исходное положение, чем и дости-
гается автоматическое расцепление шестерён
и предохранение стартера от разноса в момент
заводки двигателя. При дистанционном упра-
влении применяется электромагнитный вклю-
чатель, монтированный на самом стартере.
Инерционный привод Бендикса в силу своей
простоты весьма распространён, но имеет сле-
дующие недостатки:
1. Включение шестерни происходит с уда-
ром, а потому применение этого привода воз-
можно лишь при малых мощностях стартера
A—1,5 л. с). Применение же этого механизма
при больших мощностях требует введения
дополнительных элементов (фрикционных амор-
тизаторов и т. п.), в результате чего теряется
простота конструкции.
2. Шестерня расцепляется с маховиком при
первой вспышке; при заводке холодного дви-
гателя это обстоятельство нежелательно, так
как холодный двигатель всегда сначала даёт
слабые отдельные вспышки, и запуск потре-
бует нескольких повторных включений стар-
тера.
Существует ряд других конструкций инер-
ционных приводов (Люкас и др.), имеющих
те же достоинства и недостатки, что и наи-
более распространённый привод Бендикса.
Единственным широко распространённым
типом стартера с электромагнитным зацепле-
нием при дистанционном управлении является
стартер типа Бош (фиг. 44). В нём якорь
в нерабочем положении выдвинут из полюсов.
Включение тока производится двумя ступенями
при помощи вспомогательного электромагнита
(реле стартера), связанного механической бло-
кировкой с перемещением якоря. На первой
ступени включается только верхний контакт

324
ЭЛЕКТРООБОРУДОВАНИЕ, ПУСК И РЕВЕРС
[РАЗД. II
реле, и ток поступает во вспомогательную
(тонкую) обмотку возбуждения; якорь стартера
перемещается поступательно, вращаясь с ма-
лым моментом, и его шестерня мягко входит
в зацепление с маховиком; в конце переме-
щения якоря собачка, приподнимаясь, осво-
бождает якорёк реле, и последнее включается
I!
ll
Упраблеиие стартером
Непосредственное
Стартер йюлу
Дистанционное
Стартер Вот
Фиг. 44. Принципиальные схемы стартеров различных систем
до конца; стартер развивает полную мощность
и заводит двигатель. Якорь стартера возвра-
щается в исходное положение возвратной пру-
жиной после выключения тока; для предохра-
нения его от разноса имеется муфта свобод-
ного хода.
Стартеры этого типа применимы при лю-
бых мощностях и, отличаясь солидной кон-
струкцией и качественным выполнением, рабо-
тают надёжно. Однако расчёт их сложен, и
они трудны в производстве; кроме того, из-за
перемещения всего якоря, имеющего большой
вес, при больших углах наклона (танки, везде-
ходы) они отказывают. Поэтому эта система
не может считаться перспективной, хотя при-
менение её и продолжается.
Стартеры с механическим зацеплением
широко применяются как при непосредствен-
ном, так и при дистанционном управлении
(фиг. 44). В них привод состоит из втулки В
(фиг. 45) и шестерни Д/, связанных между
собой муфтой свободного хода. Втулка сидит
на шлицованной части вала и может переме-
щаться только поступательно по шлицам; ше-
стерня сидит на гладкой части вала стартера.
Весь привод перемещается механически при
помощи вилкообразного рычага; рычаг пере-
мещается: при непосредственном управлении —
тягой от ножной педали, при дистанционном
управлении — электромагнитом, монтирован-
ным на стартере; во время перемещения при-
вода и входа шестерни
. . в зацепление с махо-
виком стартер обычно
ещё не вращается; в
конце хода рычаг на-
жимает на выключатель,
монтированный на самом
стартере, и включает
ток. Возвращение ше-
стерни в исходное поло-
жение производится воз-
вратной пружиной, си-
дящей на оси рычага,
после выключения элек-
тромагнита или прекра-
щения нажима на педаль;
предохранение якоря
стартера от разноса обес-
печивается муфтой сво-
бодного хода.
При механическом за-
цеплении как зацепление,
так и .расцепление ше-
стерни с маховиком про-
исходит принудительно—
по желанию водителя;
поэтому при заводке хо-
лодного двигателя можно
держать стартер вклю-
чённым дольше — до тех
пор,пока двигатель после
отдельных вспышек не
заработает самостоятель-
но; зацепление шестерён
происходит без удара, и
данная система примени-
ма для любых мощно-
стей. Поэтому стартеры
с механическим заце-
плением весьма распро-
странены и являются наи-
более перспективными; однако они также
имеют недостаток—забивают торцы зубьев
маховика, и поэтому наряду со стартерами
этого типа продолжают применяться стар-
теры с приводом Бендикса.
Конструкция. На фиг. 45, а приведена кон-
струкция стартера с механическим включе-
нием и дистанционным управлением типа СТ-15
для автомобиля ЗИС-150.
Электромагнит стартера, втягивая свой
якорь, перемещает при помощи рычага втулку
с шестерней, вводя последнюю в зацепление
с маховиком. Шестерня связана с втулкой ро-
ликовой муфтой свободного хода; ролики по-
следней при передаче момента от стартера к
двигателю затягиваются в узкую часть про-
резов и заклинивают муфту; при обратной
передаче вращающего момента, т. е. после
того как двигатель завёлся и его маховик
стал ведущим, ролики отходят в широкую
часть прорезов, и муфта расцепляется, предо-
храняя якорь стартера от разноса.
На фиг. 45, б изображена электрическая схе-
ма стартеров этого типа. Электромагнит стар-

ГЛ. VI]
ЭЛЕКТРООБОРУДОВАНИЕ ДВИГАТЕЛЕЙ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ
325
тера, который на фиг. 44 был изображён
упрощённо, в действительности имеет две об-
мотки— втягивающую и удерживающую. При
замыкании кнопки КС ток поступает в обмотку
добавочного реле, которое, замыкаясь, вклю-
чает ток в обе обмотки электромагнита ВО
и УО, вследствие чего якорь последнего,
втягиваясь, вводит шестерню стартера в за-
цепление с маховиком; в это время стартер
по CD
Фиг. 45а. Конструкция стартера СТ-15 для автомобиля ЗИС-150: ВР — вклю-
чающий рычаг; В — втулка привода; П — буферная пружина; Ш— шестерня;
ИМ— наружная часть муфты свободного хода (составляющая одно целое с
шестерней); Р — ролики; Я — якорь электромагнита; ШВ — шток выключа-
теля; ДР — добавочное реле.
Фиг. 456. Электрическая схема стартеров с механическим включением и дистан-
ционным управлением: КС—кнопка стартера; ДР — добавочное реле; К, и К*—
контакты выключателя тока; IIB—пружина выключателя; С — пята электро-
магнита; ШВ — шток выключателя; ВО — втягивающая оомотка; УО — удер-
живающая обмотка; #~яксрь электромагнита; ШР— шарнир рычага; О— оваль-
ный прорез; ВР—включающий рычаг; ВП — возвратная пружина.
не вращается, так как проходящий через него
ток, ограниченный сопротивлением обмотки
ВО, недостаточен для трогания стартера с
места. В конце своего хода якорь, нажимая
на шток выключателя, замкнёт контакты К\
и K<i между собой, вследствие чего обмотка ВО
будет закорочена, и стартер станет вращаться
с полной силой.
Для автоматического выключения стартера
после заводки двигателя второй конец об-
мотки добавочного реле присоединён к
клемме Я генератора. При включении стар-
тера кнопкой КС генератор ещё не развивает
э. д. с, а сопротивление его обмотки якоря
мало; поэтому ток проходит через якорь
генератора, встречая лишь незначительное
сопротивление. Когда же двигатель заве-
дётся и заработает, генератор возбудится, и
э. д. с. генератора, направленная навстречу
э. д. с. батареи и
вычитающаяся из
последней, на-
столько уменьшит
ток в обмотке до-
р бавочного реле, что
последнее разо-
мкнётся и выклю-
чит стартер.
Роликовая муф-
та свободного -хо-
да примениматоль-
ко при малой мощ-
ности стартера.
Для стартеров
большой мощности
применяют или
фрикционную муф-
ту свободного хо-
да, или привод
Дайера. Последний
(фиг. 46) предста-
вляет собой разно-
видность системы
механического
включения, при которой за-
цепление шестерни проис-
ходит принудительно, а рас-
цепление — .автоматически,
как у привода Бендикса.
При нажатии рычага
последний перемещает ста-
кан С и шестерню Ш и вво-
дит последнюю в зацепление
с маховиком; как только
якорь стартера начинает
вращаться, стакан, скользя
по кривому пазу КП, отхо-
дит обратно и освобождает
место для отхода шестерни;
однако шестерня, сидящая
на крутой нарезке вала, до
момента заводки двигателя
остаётся прижатой к упорд
ной гайке УГ осевым уси-
лием, возникающим в резь-
бе. После заводки двига-
теля изменение усилия, дей-
ствующего на шестерню,
возвращает её в исходное
положение так же, как и в
приводе Бендикса.
Зубчатое зацепление
стартеров имеет следующие особенности:
а) шестерня стартера во избежание под-
резки ножки выполняется корригированной
по высоте зуба, маховик же обычно вы-
полняется с нормальным профилем, и на-
чальные окружности маховика и шестерни
не касаются; б) для обеспечения хорошего
входа шестерни в зацепление с торца дают
между зубьями дополнительный зазор, для
чего центр шестерни стартера ещё отодви-

326
ЭЛЕКТРООБОРУДОВАНИЕ, ПУСК И РЕВЕРС
[РАЗД. U
Таблица 13
Характеристики в контрольные данные стартеров отечественного производства
Технические
данные
Номинальная
мощность в л. с..
__ Номинальное на-
пряжение в в . .
Холостой ход;
при напряжении .
потребляемый ток
в а не выше .
число об/мин не
менее
Максимальная
мощность в л. с.
не ниже .....
Максимальная
мощность разви-
вается при об/мин
Полное тормо-
жение:
потребляемый ток
в а не выше . .
вращающий мо-
мент в кгм не
Наименьшая
ёмкость батареи
в а
Направление
вряшения (со сто-
роны привода) . .
Число полюсов
Марка щёток . .
Нажатие на
щётки в г ....
Смазка
Тип привода . .
Вес в кг ....
Шестерня
Число зубьев .
Модуль
Угол зацепле-
ния в гоадусах . .
Профиль эволь-
вентный фау . . .
Высотная кор-
Зазор между на
чальными окруж-
ностями шестерни
и зубчатого венца
маховика с нор-
мальным низким
профилем в мм .
Ход шестерни
в мм
МАФ-4006
о,8
б
5
8о
а7оо
о,8
650—950
боо
1,8
8о
Правое
4
МГ
900—1300
МАФ-1007
о,8
б
5
8о
2700
о,8
650—95°
боо
1,8
8о
Правое
4
МГ
900—1300
При сбор»
Бендикс
9.°
ш
3,175—а>54
2О
Низкий
+ 1.27 М
2
Бендикс
ю,5
II
3,175—2s54
20
Низкий
о
°.5
МАФ-31
2
12
12
4°
45°°
2,0
1400
5°°
144
Правое
Mr"
900—1300
СЛ-23
1
б
6
8о
35°°
O.Q
>У
650—900
боо
1,8
128
Правое
4
МГ
goo—1300
СЛ-40
о,8
б
5-5
оо
35°°
о,8
8оо—95о
боо
1.7
на
Правое
4
МГ
900—1300
е пропитать бронзо-гр<
лёгким
Бендикс
ю,5
и
3,175—2>54
20
Низкий
о
°>5
Роликова>
'3>5
9
2,5—2
15
Низкий
+ 1,О ММ
о*
21—23
маслом
i муфта
14
9
2,5—2
J5
Низкий
+ 1,75 мм
—
21—23
СТ-08,
СТ-20
1,7
12
12
8о
45°°
1,7
—
боо
2.7
* /
65
Правое
4
МГС
ооо—
13°°
СТ-15
i,8
13
12
90
43°°
1,8
—
боо
2,6
too
Правое
4
мгс
9°о-
1300
1 ф и т о в ы е в
9
2,5—2
15
Низкий
+ i,5 ли
—
2О
СТ-10
1.2
б
5,5
8о
25°О
1,2
—
75°
3,75
'5°
Правое
4
МГС
ооо—1300
СТ-28
о,6
6
б
бо
—
о,б
—
5»5
i ,а
65
Правое
4
МГС
75°-95°
к л а д ы ш и
Роликовая муфта
—
и
3—2>5
2О
Низкий
+ \,омм
—
2О
—
до
2>5
15
_
+ 1,о мм
—
34
—
9
2,5—а
14°з°'
Низкий
+ ълчмм
—
1б
* Зубчатый венец корригирован на —1,5 мм.
гается на некоторую величину от маховика.
В результате расстояние между начальными
окружностями шестерни и маховика обычно
составляет от 0,5 до 2 мм.
В табл. 13 приведены типы стартеров оте-
чественного производства.
Испытание стартера. При отсутствии
стенда, позволяющего снять характеристики
стартера полностью, испытание последнего
производится по двум режимам: а) холостого
хода и б) полного торможения.
Ток, а также число оборотов холостого хода
являются хорошими показателями механиче-
ских потерь; ток холостого хода должен быть
не выше, а число оборотов — не ниже устано-
вленных норм.
При полном торможении проверяется ве-
личина начального момента и тока короткого
замыкания; этим испытанием проверяется
главным образом исправность обмоток стар-
тера: если момент меньше установленной
нормы или нормальный момент развивается
при слишком большом токе, то стартер бра-
куется.
Подобным испытанием проверяются на-
чальные и конечные точки кривых M — f(I)
и п = /(/) (фиг. 43, а), а потому оно доста-
точно гарантирует исправность стартера.

ГЛ. VI]
ЭЛЕКТРООБОРУДОВАНИЕ ДВИГАТЕЛЕЙ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ
327
ПОЛНАЯ СХЕМА ЭЛЕКТРООБОРУДОВА-
НИЯ МАШИНЫ
Включение отдельных аппаратов электро-
оборудования в общую схему электрооборудо-
вания машины иллюстрировано на примере
грузового автомобиля ЗИС-150 (фиг. 47) по-
слевоенного выпуска.
ШП— штепсельная розетка для прицепа
(С—стоп-сигнал; ЗФ —задний фонарь; М—мас-
са; ПЛ— плафон).
Легковые автомобили имеют большее коли-
чество потребителей; на фиг. 48, в качестве при-
мера, изображена схема электрооборудования
нового легкового автомобиля ГАЗ-М20 („Побе-
да"). Соединение генератора Г (типа Г-20) и
Фиг. 46. Привод Дайера: В -вал стартера; ВР— включающий рычаг; С—стакан; БП — буферная пружина;
ШБ — шайба; ВГ—ведущая гайка; П — пружина; Ш — шестерня; УГ — упорная гайка; ШП — шплинт;
КП— косой паз.
Генератор Г (типа Г-15) и батарея Б (типа
6-СТЭА-ШО) соединены между собой через
реле-регулятор РР (типаР-15) и амперметр А,
помещённый в щитке приборов; клеммы ампер-
метра служат основными точками разветвления
тока. Цепь зажигания включается без предо-
хранителей; катушка зажигания КЗ (типа
Б-21) имеет добавочное сопротивление, замы-
каемое накоротко кнопкой стартера КС при
запуске двигателя.
Освещение включается ручным переключа-
телем света ПС, имеющим, как обычно, три
позиции: а) всё выключено; б) малый свет и зад-
ний фонарь; в) главные фары и задний фонарь.
Переключение главных фар с дальнего света
на ближний (во избежание ослепления встреч-
ных) производится отдельным ножным пере-
ключателем НП (ДС~ дальний свет; БС~ ближ-
ний свет). Манометр масла М, термометр
воды Т и указатель бензина (бензиномер) УБ
работают на электрическом принципе передачи
показаний от своих датчиков; манометр и тер-
мометр — термовибрационной (импульсной) си-
стемы, бензиномер же—реостатный. На схеме
фиг. 47 означают: СТ — стартер (типа СТ-15);
f — распределитель (типа Р-21); С—звуковой
сигнал (гудок); ЕС—выключатель стоп-сигнала,
связанный с тормозной педалью; КЛ — кон-
трольная лампа дальнего света;/У — выключа-
тель освещения приборов ;ЗЖ— замок (выклю-
чатель) зажигания; ШТ— штепсельная розетка
для переносной лампы; КГ—кнопка гудка;
ДМ—датчик манометра; ДТ — датчик термо-
метра; РБ- реостат бензиномера; ЗФ — ком-
бинированный задний фонарь и стоп-сигнал;
батареи Б (типа 6-СТЭА-50) через регуля-
тор РР (типа Р-12) и амперметр А, а также
включение цепей зажигания, освещения и
приборов (манометра, термометра и бензино-
мера)— выполнено точно таким же образом,
как и в предыдущей схеме. Стартер СТ (типа
СТ-20) этого автомобиля выполнен с непосред-
ственным управлением, и поэтому выключатель
расположен на самом стартере; этот выклю-
чатель имеет добавочную пару контактов для
замыкания накоротко добавочного сопроти-
вления катушки зажигания КЗ при запуске
двигателя.
Стеклоочиститель выполнен с электромо-
торным приводом; его мотор МС имеет две
скорости и автоматический останов при край-
нем положении щёток стеклоочистителя. Сиг-
налы поворота выполнены в виде дополнитель-
ных мигающих ламп, помещённых в задних
(ЗФ) и передних (ГФ) габаритных фонарях;
при повороте водитель включает лампы той
стороны, в которую совершается поворот;
прерывание тока в цепи мигающих ламп осу-
ществляется термореле ПР (на автомобилях
первого выпуска это термореле отсутствует).
Чтобы водитель не забывал выключать сигналы
поворота или переключать свет с дальнего на
ближний при езде в городе, включение сигнала
поворота и дальнего света фар отмечается на
щитке приборов световыми сигналами: для
указателей поворота красными стрелками К,
для дальнего света — белой лампочкой КЛ,
Шкалы приборов освещаются изнутри рассеян-
ным светом лампочек Л, которые могут вклю-
чаться переключателем П на полный или на

328
ЭЛЕКТРООБОРУДОВАНИЕ, ПУСК И РЕВЕРС
[РАЗД. II
Фиг. 47. Полная схема электрооборудования автомобиля ЗИС-150.'

ГЛ. VI]
ЭЛЕКТРООБОРУДОВАНИЕ ДВИГАТЕЛЕЙ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ
329
ГФ
-вк
Фиг. 48. Полная схема электрооборудования автомобиля ГАЗ-М20 („Победа")

330
ЭЛЕКТРООБОРУДОВАНИЕ, ПУСК И РЕВЕРС
[РАЗД. II
пониженный накал. Номерной фонарь НФ,
скомбинированный со стоп-сигналом, отделён
от задних габаритных фонарей ЗФ и помещён
отдельно в центре задней части кузова.
20А
15А
20а
15а
Фиг. 49. Стандартные размеры плавких предохранителей
автомобильного электрооборудования.
На схеме фиг. 48 означают: Р—распредели-
тель (типа Р- 23); СВ-свечи (типа НМ 12/10);
С—звуковой сигнал (гудок); PC— реле сигна-
лов; ЯГ—кнопка гудка; ВС—выключатель стоп-
сигнала; НП— ножной переключатель света
(ДС—дальний свет; БС— ближний свет; Б — ба-
тарея); ПС— ручной переключатель света;
ЗЖ—замок (выключатель) зажигания; ШТ—
штепсельная розетка для переносной лампы;
ДМ—датчик манометра; ДТ— датчик термо-
метра; РБ—реостат бензиномера; ПЛ—подка-
потная лампа; ПК—плафон кузова; ДВ—двер-
ные выключатели; ВК—ручной выключатель
плафона; ЗК—закуриватель; ПП-переключа-
тель сигналов поворота.
Легковые автомобили дорогого класса
имеют также радиоприёмники, электрогидра-
влический привод для подъёма и опускания
стёкол и т. п.
Защита проводов от перегрузок и коротких
замыканий производится плавкими предохра-
нителями (фиг. 49) или ограничительными
реле. В случае применения плавких предо-
хранителей или автоматов, выключающих цепь
при коротком замыкании полностью, жела-
тельно защищать цепь каждой фары отдель-
ным предохранителем или реле, чтобы исклю-
чить возможность одновременного погасания
обеих фар при ночной езде.
ПУСК БЫСТРОХОДНЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ
ПУСК БЫСТРОХОДНЫХ ДИЗЕЛЕЙ
При запуске двигателя пусковой механизм
до момента появления первых вспышек в
рабочем цилиндре должен затратить энергию
на преодоление работ следующих сил сопро-
тивления: трения, включающую работу на
привод вспомогательных механизмов (венти-
лятора, водяной помпы, динамо, масляного
и топливного насосов), а также насосные и
вентиляционные потери; тангенциальных сил
инерции вращающихся масс при разгоне дзи-
гателя; сжатия воздуха в течение одного или
двух оборотов двигателя. Кроме того, энергия
пускового механизма затрачивается на отри-
цательную работу при ходах сжатия и рас-
ширения за счёт теплоотдачи и утечки газов.
Величина пускового момента, который дол-
жен развивать пусковой механизм, зависит
от числа цилиндров двигателя, его литража,
степени сжатия и вязкости масла.
При прокручивании дизеля затрачивается
несколько большая работа, чем при прокру-
чивании карбюраторного двигателя, вслед-
ствие больших поверхностей трения поршней
и опор в кривошипно-шатунном механизме,
больших вращающихся масс и более высоких
давлений конца сжатия.
В дизелях с разделёнными камерами по-
являются, кроме того, дополнительные гидро-
динамические и тепловые потери при пере-
текании газов через соединительные каналы.
Работа топливоподающей аппаратуры также
влияет на пусковые качества дизеля. На
пусковых оборотах качество распыла ухуд-
шается, что снижает надёжность запуска.
Температура конца сжатия tr должна пре-
вышать температуру самовоспламенения то-
плива. Необходимую величину tc удаёгся по-
лучить лишь при высоких пусковых оборотах
(от 100 до 300 в минуту) или при сильно повы-
шенных степенях сжатия. При прокручивании
холодного двигателя на малых оборотах тем-
пература воздуха в конце сжатия будет от-
носительно более низкой по следующим при-
чинам: а) отсутствует подогрев во всасыва-
ющей системе и от стенок цилиндра; б) тепло-
отдача в процессе сжатия возрастает за счёт
большего времени соприкосновения газов с
холодными стенками; в) увеличиваются утечки
через неплотности в поршневых кольцах и
сёдлах клапанов.
Снижение теплового состояния двигателя
вследствие понижения температуры окружаю-
щей среды вызывает повышение вязкости
масла и сопровождается увеличением сопро-
тивления прокручивания вала.
Работа трения при прокручивании двига-
теля обычно оценивается величиной среднего
давления трения, включающего потери на
механическое трение, потери от пропуска и
охлаждения газов на линиях сжатия и рас-
ширения, вентиляционные и насосные потери.
Работа на сжатие затрачивается лишь в
течение первых оборотов. При последующих
оборотах работа, затраченная на сжатие, ча-
стично возвращается вследствие упругости
сжимаемых газов.
На фиг. 50 представлены кривые зависи-
мости среднего давления трения ртр от числа
оборотов при различных тепловых состояниях
дизеля непосредственного впрыска. Из кри-
вых видно, что сопротивление прокручива-
нию резко возрастает с понижение.! тем-
пературы и максимальные средние давления
трения могут намного превосходить средние
эффективные давления двигателя. Поэтому
запуск двигателя методом буксирования авто-
мобиля недопустим вследствие возможных
поломок трансмиссии.

ГЛ. VI]
ПУСК БЫСТРОХОДНЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ
331
Кривые зависимости ртр от теплового со-
стояния этого дизеля для двух чисел оборо-
тов приведены на фиг. 51.
На фиг. 52 дана зависимость минимальных
пусковых чисел оборотов от температуры
охлаждающей воды дизелей с вихревой ка-
мерой и с непосредственным распылива-
<^=
.—¦•
^—-
»¦—¦
— -
— ¦
-1 ¦
——•
-—-
—1 —
— —
¦ 1 ¦
=9
=¦
¦ ¦
—i -
1
о°
5°
¦*—
^»—
ч ¦
1—¦
-И—
Ья-—
к- -
—¦
г—-
¦ ¦ ¦
I. ¦¦
т
150
Шоб/мии
Фиг. 50. Кривые зависимости среднего давления тре-
ьия Ртр от числа оборотов при различных тепловых со-
стояниях дизеля.
V
\
ч
ч
\
N.
п=
\
\
50 о
SJMi
<]
¦
п=
200
-—
Об/м
ин
55=
¦ ¦¦
~—
—¦¦»
-5 О Ю 20 30 40 50 °С
Тепловое состояние двигателя
Фиг. 51. Кривые зависимости среднего давления
трения от теплового состояния дизеля для двух
чисел оборотов.
нием. Температура окружающего воздуха в'
этих испытаниях колебалась от — 2 до —J—12° С.
Средняя кривая получена при запуске с на-
калом пусковых свечей. Низкие обороты при
пуске свойственны дизелям с прямоструйным
распыливанием.
С уменьшением размеров рабочего ци-
линдра относительная поверхность охлажде-
ния камеры сжатия увеличивается. Поэтому
двигатели с малыми размерностями отлича-
ются более трудным пуском и требуют приме-
нения пусковых устройств большей удельной
мощности.
Дизели с разными смесеобразованиями
имеют различные пусковые свойства. Наи-
лучшие пусковые качества имеют дизели не-
посредственного впрыска вследствие малых
интенсивно охлаждаемых поверхностей и от-
сутствия гидродинамических потерь. Двига-
тели с разделёнными камерами сгорания
имеют большие тепловые потери, снижающие
конечные температуры сжатия. Пусковые
обороты этих двигателей должны быть доста-
точно высокими для достижения температур,
необходимых для самовоспламенения топлива.
В двигателях с вихревой камерой вставная
часть камеры устанавливается с зазором,
что несколько уменьшает потери тепла через
горловину и облегчает запуск.
При низких оборотах в период пуска рас-
пыливание топлива ухудшается. В случае при-
менения открытой форсунки максимальное
давление распыливакия в период пуска резко
падает и качество распыливания снижается.
л
оСЦнин
280
2*0
200
F0
120
80
О Ю 20 3040 X
Температура охлаждающей воды
Фиг. 52. Кривые зависимости минимальных пуско-
вых чисел оборотов от температуры охлаждаю-
щей воды: /—для дизеля с вихревой камерой—то-
пливо газойль; 2 - для дизеля непосредственного
впрыска.
При закрытой же форсунке на низких обо-
ротах давление затяжки пружины обеспечи-
вает сравнительно лучшее распыливание. В мо-
мент пуска рейку насоса желательно уста-
навливать на максимальную подачу. При
впрыскивании больших порций топлива ка-
1
[
\\
\\ \
\
1 1
\
V
\
1
(
\
\
'—,
Ьеэ
\
nah
•^
све
чей
SC накалом свечей
¦Мм
оЩшн
340
260
180
100
on
\
ющей воды
+20"С
t okp.8o3t
Ыа
Tont
s
+5Т.
\
шво
/
и
1вщ
- еазой
вих
/
рева
я камер
1
/ 1
t° охлаждающей воды+15
^t°окр. воздуха +Ю"С J
уыск
24 28 32 36
Фиг. 53. Кривые зависимости пусковых чисел
оборотов от количества топлива, подаваемого на
один цикл.
чество распыливания улучшается, и пусковые
числа оборотов удаётся снизить. Для под-
тверждения этого положения на фиг. 53 при-
ведены кривые зависимости пусковых чисел
оборотов от величины подачи топлива на
один цикл Ag для двух двигателей с вихре-
вой камерой сгорания и с непосредственным
распылив анием.

332
ЭЛЕКТРООБОРУДОВАНИЕ, ПУСК И РЕВЕРС
[РАЗД. И
Влияние угла опережения впрыска на пу-
сковые числа оборотов для двигателя с ви-
хревой камерой представлено кривыми
фиг. 54. Минимальные пусковые числа обо-
ротов для двух видов топлива соответствуют
углу опережения впрыска 12—13°.
При позднем впрыске топливо не успе-
вает самовоспламениться из-за недостатка
времени для подогрева топлива к моменту до-
стижения поршнем в. м. т. При большом угле
опережения топливо впрыскивается в более
п
об/мин
300
250
200
150
ЮО
*п
V 5° Ю° 15° 20° 25°
Угол опережения впрыска до в.м.т.
Фиг. 54. Кривые зависимости пусковых чисел оборотов
от угла опережения впрыска для двух видов топлива:
/ — газойль, 2 — сураханский со л яр.
холодную среду при меньших давлениях в
рабочем цилиндре, вследствие чего условия
распыливания и воспламенения ухудшаются.
Топлива с меньшими температурами само-
воспламенения и с большими цетановыми чи-
слами обеспечивают пуск двигателя при
меньших оборотах.
Влияние цетанового числа топлива на пу-
сковые качества дизеля с камерой МАН при
различных температурах окружающей среды
приведены на фиг. 55. Опыты проводились
при изменении температуры засасываемого в
V
\
\
\
\
ч
\
V
Двигатель
с вихревой камерой
t"охлаждающей
воды+/4°С
Гокр.воздуха 7-12%
<**
, и-20-В -12 -8 -4 0 +4 +8 +12 +$ +20 'С
Температура окружающей среды
Фиг. 55. Влияние цетанового числа топлива на пусковые
качества дизеля:
(s = 15,3; рс = 2S кг/см*; п = 120 об/мин): 1 — цетановое
число 95; 2 —цетановое число 57,5; 3— цетановое число 38.
цилиндр воздуха от—16,8 до +22° С. Двига-
тель прокручивался с постоянным числом обо-
ротов я— 120 в минуту. В качестве оценоч-
ного параметра принималось число ходов сжа-
тия до появления первой вспышки. При то-
пливе с цетановым числом 95 при внешней
температуре — 16,8°С первая вспышка появи-
лась после 85 ходов сжатия, что соответ-
ствует 85 сек. прокручивания дизеля.
Наиболее распространённые дизельные
топлива имеют цетановое число порядка
40—50. Поэтому при эксплоатации дизеля не
следует основываться на цетановом числе то-
плива как на факторе, могущем облегчить
пуск дизеля. Топлива с высокими цетановыми
числами получаются обычно путём специаль-
ных присадок.
Основные способы пуска и пусковые
механизмы
В зависимости от эксплоатационных требо-
ваний выбирают для различных типов дви-
гателей различные способы пуска. Некоторые
типы двигателей имеют два пусковых меха-
низма на случай отказа в работе одного из
них. Для облегчения пуска применяются вспо-
могательные приспособления.
Применяют следующие способы пуска:
ручной, ручной с помощью инерционного
стартера, инерционным стартером с раскручи-
ванием его массы от электромотора, электро-
стартером, сжатым воздухом, специальным
бензиновым двигателем; пуск двигателя на
бензине осуществляется также соответствую-
щим уменьшением степени сжатия путём
включения дополнительной камеры.
Наибольшее распространение получили
электрические стартеры. Для автомобильных
дизелей применяют исключительно электро-
стартеры. Тракторные, мелкие судовые ди-
зели и дизели, предназначенные для неболь-
ших стационарных установок, имеют пуск от
руки с помощью инерционных механизмов,
пуск сжатым воздухом или вспомогательным
бензиновым двигателем. Пуск быстроходных
дизелей с большим литражем (от 20 до 40 л)
осуществляется при помощи сжатого воздуха
или электрическими стартерами большой мощ-
ности (по два стартера). В танковых дизе-
лях для надёжности запуска при любых усло-
виях окружающей среды желательно иметь
не меньше двух пусковых механизмов.
Ручной пуск. Ручной пуск нашёл весьма
ограниченное применение — главным образом
в дизелях тракторных, судовых и стационар-
ных мощностью 20—30 л. с.
Для пуска дизеля вручную необходимо
предусмотреть специальные вспомогательные
приспособления, облегчающие преодоление
сопротивления при раскручивании, например,
путём декомпрессирования двигателя откры-
тием всасывающих или выпускных клапанов.
Этот способ иногда применяется и при дру-
гих системах пуска.
После нескольких оборотов двигателя де-
компрессионный механизм выключается вруч-
ную или автоматически. Некоторые заводы
устанавливают на своих дизелях в ручном
приводе передачу. Недостатком этой пере-
дачи является понижение числа оборотов ко-
ленчатого вала.
Конструкция декомпрессионного механизма
двигателя Дорман представлена на фиг. 56.
Коромысла выпускных клапанов сидят на
эксцентриковом валике, который в момент

ГЛ. VI]
ПУСК БЫСТРОХОДНЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ
333
пуска устанавливается в положение, обеспе-
чивающее их открытие.
На двигателе Ганомаг всасывающие кла-
паны с помощью специального механизма
остаются непрерывно открытыми в течение
первых пяти оборотов, после чего механизм
живой силы, достаточной для преодоления
сопротивления, инерционная масса сцепляется
с маховиком двигателя.
Инерционные стартеры, работающие по
такому принципу, нашли широкое применение
в авиации и танковых двигателях, а в транс-
Фиг. 56. Декомпрессионный механизм двигателя (продольный и поперечный разрезы).
автоматически выключается и переводит дви-
гатель на полное сжатие.
Пуск от инерционного стартера. Инер-
ционные стартеры подразделяются на три
типа:
1. Инерционная масса разгоняется вместе с
маховиком. Двигатель при разгоне декомпрес-
сируется. После накопления вращающимися
массами живой силы, достаточной для прео-
доления всех видов сопротивлений, включается
сжатие. Стартеры подобного типа получили
распространение на двигателях небольшой
мощности. Основной их недостаток заклю-
чается в том, чтр при совместном прокручи-
вании двигателя и пускового устройства тре-
буются значительные усилия.
2. Инерционной массой служит маховик
двигателя, который перед пуском прокручи-
вается отдельно от двигателя и в момент на-
копления им достаточного запаса кинети-
ческой энергии присоединяется к двигателю
(фиг. 57). Маховик 1 связывается с коленча-
тым валом 2 через коническое сцепление 3.
Маховик вращается на шариковых подшипни-
ках. Отключение его осуществляется ручным
рычагом, укреплённым на втулке 4, которая
при проворачивании перемещается в осевом
направлении и отсоединяет маховик и связан-
ный с ним наружный конус муфты сцепления
от внутреннего конуса 3, заклиненного на
коленчатом валу. Торцовые поверхности
втулки 4 и упора 5 выполнены под углом,
вследствие чего относительный поворот этих
поверхностей сопровождается осевым переме-
щением втулки 4.
Маховик раскручивается рычагом 6 с по-
мощью цепной 7—8 и шестерёнчатой 9—10
передач. Шестерня 10 и звёздочка 8 сидят на
эксцентриковой втулке 11. После раскручи-
вания маховика шестерня 10 выводится из
сцепления с шестерней 9 путём поворота
втулки 11. Одновременно втулка 4 перево-
дится в рабочее положение, и маховик пру-
жиной 12 прижимается к конусу сцепления.
3. Разгон специальной инерционной массы
производится отдельно. В момент накопления
портных и автомобильных дизелях значитель-
ного распространения не получили.
Примером этой конструкции может слу-
жить инерционный стартер (фиг. 58 и 59), изго-
товляемый как с ручным приводом, так и с
приводом от небольшого электромотора. В по-
Фиг. 57. Инерционный пусковой механизм.
следнем случае электромотор соединяется
напрямую с маховичком стартера. Этот стартер
применяется для запуска двигателя с числом ци-
линдров не свыше бис максимальным рабо-
чим объёмом не свыше 5 л. На фиг. 58 пред-
ставлена схема с ручным приводом, а на
фиг. 59 — с электрическим.

334
ЭЛЕКТРООБОРУДОВАНИЕ, ПУСК И РЕВЕРС
[РАЗД. И
Маховичок стартера 1 выбирается малых
размеров (вес 2—5 кг).
При ручном запуске число оборотов ма-
ховичка стартера удаётся довести до 10 000
в минуту при температуре окружающей среды
до — 5° С. Передаточное число планетарной
Фиг. 58. Инерционный стартер с ручным приводом.
повышающей передачи 2 и трёх пар цилин-
дрических шестерён 8 равно- 1 :147,2. Чтобы
получить число оборотов маховичка 10 000 в
минуту, необходимо вращать рукоятку со
скоростью-70 об/мин.
Для раскручивания стартера требуется ра-
бота двух человек. Приобретённая энергия в
виде живой силы вращающих масс (махо-
вика и шестерни) после сцепления шестерён
6 с венцом маховика 7 расходуется на ра-
Фиг. 59 Инерционный стартер с электроприводом.
боту всех сил сопротивления. Вторая плане-
тарная передача 3, непосредственно разме-
щённая за маховичком, снижает число обо-
ротов и увеличивает крутящий момент, пе-
редаваемый валу двигателя. Передаточное
число второй планетарной передачи равно
6,75:3. Передаточное число между шестер-
ней 6 и венцом маховика 7 колеблется в
разных двигателях от 10:1 до 15:1. Таким
образом общее передаточное число между
маховичком стартера и маховиком двигателя
изменяется от 67,5: 1 до 101,2 :1.
Передача движения от вращающейся
массы к маховику двигателя осуществляется
через многодисковую муфту сцепления 4 с
помощью рычага включения 5. Энергия вра-
щающихся масс стартера обеспечивает 4—8
оборотов коленчатого вала в зависимости от
температурного состояния двигателя.
При электрическом приводе первая плане-
тарная и шестерёнчатые передачи отсут-
ствуют.
Для дизелей с большим пусковым момен-
том желательно применять инерционные стар-
теры с приводом от электромотора (фиг. 59).
Электромотор по своим размерам значительно
меньше обычного электростартера, так как
раскручивание маховичка растягивается на
большее время ~ 20 сек. Стартер выпускается
в комплекте с аккумулятором напряжением
12 б и ёмкостью 70 а-ч.
Пуск от электрического стартера. Наи-
более распространённым методом пуска
является пуск электростартером. В табл. 14
приведены предельные значения характери-
стик стартеров, устанавливаемых на совет-
ских и заграничных дизелях. Для сравнения
приводятся данные по стартерам бензиновых
двигателей.
Таблица 14
Предельные значения характеристик
электростартеров быстроходных дизелей и
бензиновых двигателей
Наименование характеристик
Мощность стартера в л. с. .
Удельная мощность стар-
тера (на 1 л. с. дьигателя) * .
Литровая мощность стар-
тера (на 1 л рабочего объёма)
Аккумуляторные
батареи к нам
Напряжение в в
Емкость в а-ч
Быстро-
ходные
дизели
2,0—6,0
О,О25—О,О5
о,35 —о,б2
12 И 24
15°
Бензино-
вые дви-
гатели
о,4—э,8
О,О1—О,О22
°.23-°,37
6 И 12
85 и 150
* Малые удельные значения соответствуют большим
объёмам рабочих цилиндров.
Для получения стартеров с небольшими
габаритами, приемлемыми для транспортных
двигателей, напряжение в цепи повышают
до 12—'24 в. Для двигателей среднего и боль-
шого литража напряжение, как правило, уста-
навливается в 24 б.
Существующие конструкции электростар-
теров различаются между собой лишь спосо-
бами осуществления сцепления шестерни
стартера с венцом маховика.
Передаточное число между шестерней
стартера и шестерёнчатым венцом маховика
выбирается из условий получения необходи-
мой для пуска скорости вращения коленча-
того вала. Для дизелей с неразделёнными ка-
мерами сгорания минимально необходимое
число оборотов может» быть принято равным
около 100 в минуту, а для дизелей с разделён-
ными камерами —около 200 в минуту.
Большие мощности стартеров требуют
аккумуляторных батарей значительной ёмко-
сти, в противном случае последние быстро
разряжаются. Разрядный ток, согласно экспе-
риментальным данным, в первый момент
прокручивания достигает 800—loOJ а и за-
тем колеблется при тактах сжатия и расши-
рения от 800 до 450 а. Сила разрядного тока
зависит от момента сопротивления, возни-
кающего при прокручивании двигателя, и тем
значительнее, чем ниже температура окру-
жающей среды и температура теплового со-
стояния двигателя.
При понижении температуры электролита
ёмкость батарей и напряжение при разрядке
сильно падают, что является большим недо-
статком системы пуска с электростартером.
По опытным данным лаборатории акку-
муляторных заводов, понижение темпе-
ратуры электролита с -f- 24° до — 22° С
приводило к тому, что при прокручивании

ГЛ. VII
ПУСК БЫСТРОХОДНЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ
335
одного и того же двигателя число обо-
ротов его коленчатого вала снизилось в два
раза.
Пуск сжатым воздухом. В быстроходных
дизелях с большим литражем рабочих цилин-
дров применяется пуск сжатым воздухом, так
как использование других систем пуска не
всегда приводит к надёжным результатам.
Воздух для пуска нагнетается в баллоны спе-
циальным компрессором.
Стационарные и судовые дизели запу-
скаются исключительно сжатым воздухом.
В танковых дизелях этот метод пуска является
обычно вспомогательным, дополняющим пуск
электростартером.
К недостаткам пуска сжатым воздухом
нужно отнести охлаждение стенок рабочего
цилиндра вследствие понижения температуры
пускового воздуха при его расширении, что
вызывает ухудшение условий воспламенения
топлива.
Для устранения этого недостатка предло-
жено запускать двигатель воздухом с повы-
шенной температурой. По этому предложе-
нию, воздух непосредственно перед пуском
накачивается в баллон компрессором с при-
водом от небольшого карбюраторного двига-
теля. В этом случае, даже при низкой темпе-
ратуре окружающего воздуха, двигатель запу-
скается безотказно,
При непосредственной подаче воздуха в
рабочие цилиндры дизеля система пуска со-
стоит из специальных баллонов для пуско-
вого воздуха с давлением 50—150 am и общей
ёмкостью, обеспечивающей от 10 до 20 пу-
сков, распределителя, подводящего сжатый
воздух к отдельным цилиндрам, и автомати-
ческих пусковых клапанов.
В некоторых конструкциях сжатый воздух
подаётся к специальному пусковому двига-
телю. Пневматические стартеры выполняют
обычно поршневыми или шестерёнчатыми.
Характеристика таких пневматических стар-
теров идентична по форме характеристике
электростартера. Крутящий момент от макси-
мума уменьшается по мере возрастания числа
оборотов. Пневматические стартеры в дизе-
лях нашли относительно малое распростра-
нение.
Пуск специальным бензиновым двига-
телем. Пусковое устройство в виде специаль-
ного бензинового двигателя отличается надёж-
ностью, но несколько-сложно. Этот способ
применяется на тракторных дизелях. На ди-
зеле М-17 {Ne — lb л. с. при 875 об/мин,
Ул = 13,55 л) трактора ЧТЗ С-65 установлен
пусковой 2-цилиндровый четырёхтактный бен-
зиновый двигатель, имеющий следующие по-
казатели: Ne = 20 л. с. при п — 2200 об/мин,
У,= 1,35л.
Перед пуском отработавшие газы пуско-
вого двигателя подогревают всасываемый воз-
дух, поступающий в дизель. С этой целью
выпускной трубопровод бензинового двига-
теля проходит внутри всасывающего коллек-
тора дизеля. Для прогрева цилиндров и го-
ловок дизеля охлаждающая вода пуско-
вого двигателя поступает в рубашку ди-
зеля. Пока температура охлаждающей во-
ды низкая, термостат, установленный в
водяной системе, перепускает воду помимо
радиатора,
Крутящий момент от пускового двигателя
на маховик дизеля передаётся через редуктор
с ручным управлением; сцепление автома-
тическое. Общее передаточное число при
работе с редуктором равно 27. Соответствую-
щее максимальное число оборотов коленча-
того вала дизеля равно 82 в минуту. Конструк-
ция редуктора позволяет осуществить непо-
средственную передачу крутящего момента от
пускового двигателя. В этом случае переда-
точное число равно 8,5, а число оборотов
коленчатого вала дизеля возрастает до 258 в
минуту. При наличии редуктора дизель уда-
валось запускать при температурах, доходя-
щих до—35° С. Общее время пуска дизеля
при этих условиях не превышало 20—30 мин.
В момент запуска дизель декомпрессируется.
На дизеле гусеничного трактора СТЗ уста-
новлен карбюраторный четырехтактный 2-ци-
линдровый пусковой бензиновый двигатель
мощностью 14 л. с.
Из последних отечественных конструкций
следует отметить пусковой двигатель трактор-
ного дизеля НАТИ КД-35 (Ne = 37 л. с. при
п — 1400 об/мин). Одноцилиндровый двухтакт-
ный пусковой карбюраторный двигатель раз-
вивает 9 л. с. при п — 3500 об/мин. Двигатель
включается через дисковое сцепление и муфту
типа Бендикс. Общее передаточное число
между коленчатым валом двигателя и махо-
виком дизеля равно 14. Параметры пускового
двигателя: диаметр цилиндра 72 мм, ход
поршня 85 мм. литраж 0,346 л, степень сжа-
тия 5,75.
Подобную систему запуска имеюг дизели
ряда других заводов.
Пуск на бензине. При пуске дизеля на
бензине необходимо снижать степень сжатия
(до 4,0—4,8) путём присоединения дополни-
тельной камеры. Эта система пуска требует
дополнительного оборудования: магнето, све-
чей и специального всасывающего коллектора
с карбюратором. В момент пуска основной
всасывающий трубопровод соединяется с до-
полнительным трубопроводом, на котором
смонтирован карбюратор. После пуска на бен-
зине и прогрева двигатель поворотом пуско-
вого рычага в исходное положение перево-
дится на нормальную работу на тяжёлом то-
пливе. При этом отсоединяется дополнитель-
ный всасывающий трубопровод, закрываются
клапаны дополнительных камер и включается
топливный насос. Общее время запуска не-
велико.
Вспомогательные средства для облегчения
пуска
Величина затрачиваемой на прокручива-
ние работы не является вполне достаточным
условием для получения надёжных и регуляр-
ных вспышек в цилиндре двлгателя, так как
самовоспламенение рабочей смеси при пуске
зависит также от температуры в конце сжа-
тия и качества смесеобразования топлива и
воздуха.
Двигатели с разделёнными камерами сго-
рания работают с невысокими давлениями
распиливания (порядка 80—100 kzjcm2). Энер-
гия смесеобразования получается за счёт
„вихрей сжатия" (вихрекамеры), или .вихрей.

336
ЭЛЕКТРООБОРУДОВАНИЕ, ПУСК И РЕВЕРС
[РАЗД. И
сгорания" (предкамеры). На пусковых оборо-
тах энергия смесеобразования в этих двига-
телях недостаточна для создания хорошего
перемешивания топлива и воздуха и образова-
ния легко самовоспламеняющейся смеси.
Поэтому для обеспечения надёжного пуска
применяют различные вспомогательные при-
способления, эффект от которых сводится
обычно к повышению конечных температур
в камере сгорания. Той же цели служит те-
плоизоляция стенок предкамер и вихревых ка-
мер, где возникают большие тепловые потери
при перетекании газов.
Вспомогательными средствами, облегчаю-
щими пуск транспортного дизеля, являются:
спирали накаливания, увеличение в момент
пуска степени сжатия, подогрев засасывае-
мого воздуха и подогрев всего двигателя.
Следует также различать двигатели, для
которых применение вспомогательных средств
обязательно лишь при низких температурах
окружающей среды, и двигатели, которые при
любых условиях требуют для своего пуска
использования указанных приспособлений.
К последним можно отнести предкамерные
дизели.
Спирали накаливания. В дизелях с разде-
лёнными камерами большое распространение
получили спирали накаливания (калильные
свечи), задачей которых является создание
местного повышения температуры в камере
сгорания. Энергия для накаливания спирали
берётся от аккумулятора.
Через спираль пропускают ток непосред-
ственно перед пуском. Накал спирали до наи-
высшей температуры ~ 1000° С продолжается
всего 50 сек. После пуска двигателя ток вы-
ключается.
Увеличение степени сжатия. Повышение
температуры воздушного заряда, обеспечива-
ющей надёжное воспламенение рабочей смеси,
может быть достигнуто путём увеличения
в момент пуска степени сжатия.
Камера сгорания Ланова имеет для этой
цели дополнительный объём, который при по-
мощи конического затвора отсоединяется от
всего пространства сжатия. Степень сжатия
при этом повышается с 12,5 до 14,5. Конечная
температура сжатия увеличивается при этом
примерно на 40°. После запуска и прогрева
двигателя степень сжатия снижается до её
нормальной величины.
Подогрев воздуха. Поступающий в ци-
линдр воздух подогревается, как правило,
только при низких температурах (от -(-5е С и
ниже), вне зависимости от того, имеются ли
на двигателе ещё какие-либо вспомогательные,
облегчающие запуск приспособления (напри-
мер, спирали накаливания).
Применяют следующие способы подогрева
воздуха: устанавливают спирали накаливания
на пути движения воздуха при наполнении
цилиндра; впрыскивают топливо в воздушную
магистраль и воспламеняют его запальной
свечей; подают (впрыскиванием или через
карбюратор) в воздушную магистраль эфир-
ные соединения, самовоспламеняющиеся на
ходе сжатия до момента впрыска основного
топлива.
Подогрев спиралями накаливания не полу-
чил распространения из-за своей громоздкости,
так как для подогрева воздуха требуются
большие спирали и значительные затраты
электроэнергии.
Подогрев воздуха теплом, выделившимся
в результате сгорания топлива, применяется
в двухтактных танковых и тракторных
дизелях.
Конструкция подогревателя, работающего
на обычном дизельном топливе, представлена
на фиг. 60.
Система подогревателя состоит из распы-
ливающей форсунки 1, запальной свечи 2,
смонтированных на крышке 3 бокового окна
Фиг. 60. Воздушный подогреватель.
воздушного ресивера блока цилиндров, бо-
бины 4, ручного подкачивающего насоса «5 и
системы трубопроводов и электропроводов.
Свеча и форсунка входят в полость ресивера.
Бобина располагается в корпусе 6 подогрева-
теля. В танковых установках бобина крепится
на моторной перегородке. К форсунке топливо
подаётся ручным насосом 5, смонтированным
на щитке контрольных приборов. Ток низкого
напряжения, идущий от аккумуляторной бата-
реи, преобразуется в бобине с электрома-
гнитным прерывателем в ток высокого напря-
жения. Бобина включается кнопкой 7, "распо-
ложенной на щитке контрольных приборов,
одновременно с прокручиванием двигателя
стартером.
Распиливаемое форсунками топливо воспла-
меняется дополнительной свечей. Образовав-
шееся пламя затягивается из ресивера вместе
с воздухом в цилиндры двигателя.
Температура конца сжатия при этом повы-
шается и оказывается достаточной для само-
воспламенения впрыскиваемого топлива, даже
при очень низких температурах. Рекомен-
дуется применять подогреватель при темпе-
ратурах от +5° С и ниже.
Введение в цилиндр топлива с низкой тем-
пературой самовоспламенения осуществляется
различными путями. Наиболее простой спо-
соб заключается в применении ампул с эфиром.
В момент пуска ампула разбивается, и содер-
жимое её в количестве 30—50 смь выливается
в воздушный фильтр, откуда и засасывается
в рабочий цилиндр. Средний эксплоатацион-
ный расход эфира на один двигатель в сутки
~100 см*.
Дизели Заурер снабжены специальным руч-
ным насосом, смонтированным на щитке при-

ГЛ. VI]
ПУСК БЫСТРОХОДНЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ
337
боров. Перед пуском насос заполнялся легко
самовоспламеняющейся смесью, которая в мо-
мент прокручивания дизеля впрыскивалась
насосом в воздушную магистраль. На дизелях
Лейланд установлены специальные карбюра-
торы „Зенит", служащие для приготовления
эфиро-воздушной смеси при пуске двигателя
при температурахокружающей среды ниже— 5°.
Эфир подаётся к специальному карбюратору
из ручного „прокалывающего" прибора, в ко-
торый вставляется ампула. Прибор распола-
гается на перегородке моторного отделения
танка или на щитке приборов автомобиля.
Использование эфира при запуске может
осуществляться также путём приготовления
смеси дизельного топлива с эфиром. Добавле-
ние эфира улучшает пусковые качества ди-
зельных топлив и несколько снижает их тем-
пературу застывания. В этом случае смесь
подаётся в цилиндр двигателя топливным на-
сосом и распыливается через форсунку.
В качестве присадки к дизельным топли-
вам применяют этиловый эфир. Наилучшими
пусковыми качествами обладает смесь, состоя-
щая из 50% дизельного топлива и 50% эти-
лового эфира.
Этот мет'од даёт положительные результаты
при температурах не ниже—18° С, вследствие
чего он не получил большого распростране-
ния.
Впрыск эфира во всасывающую систему
даёт больший эффект и обеспечивает надёж-
ный пуск при соответствующем подогреве
картерного масладо температур порядка—40°С.
Оригинальный метод подогрева воздуха
применяется фирмой Ганц (Венгрия). В момент
прокручивания воздух впускается в цилиндр
в конце хода всасывания. Воздушный поток
с большой скоростью устремляется в разре-
женное пространство цилиндра, в котором
теряет свою скорость. Кинетическая энергия
потока превращается в тепловую энергию.
Конечная температура сжатия возрастает на-
столько, что обеспечивает воспламенение даже
в предкамерном дизеле.
Подогрев двигателя. В некоторых случаях
перед пуском двигатель прогревают циркули-
рующей горячей водой, что требует наличия
специальных подогревающих агрегатов. После
прогрева температурный перепад между про-
странством сжатия и стенками цилиндра умень-
шается.
Пуск карбюраторных двигателей
Пуск карбюраторных двигателей, работаю-
щих на автомобилях и тракторах, осуще-
ствляется электростартером или вручную, при
помощи заводной рукоятки.
Авиационные двигатели запускаются инер-
ционными или пневматическими стартерами
при помощи сжатого воздуха, впускаемого
из баллонов высокого давления в рабочий
цилиндр, или специальными бензиновыми дви-
гателями.
Двигатели, установленные в танках, запу-
скаются при помощи электростартеров.
В табл. 15 приводятся сведения об удель-
ных и литровых мощностях электростартеров
некоторых двигателей грузовых автомобилей.
22 том ю
Таблица 15
Удельные и литровые мощности электростартеров
двигателей грузовых автомобилей
Двигатель
„Геркулес".
„Интернацио-
нал" .....
Додж ....
Шевроле . .
GMC ....
GMC ....
Бедфорд . .
Остин . . •
Тип
JXD
WF-за
G-7107
CCKW-352
ACKWX-353
-
к-з
43
о.
н
Си
S»
S5
1.5
1,5
1,О
о.9
i.i
i,i
1,О
1.5
в
s
апряже:
ас
в
б
б
б
б
б
12
12
а. ^
s ч
и ^
¦о ~~
5 *
S ^
а «
8 5
i i
3
!
I
0,0158
0,0158
О.О097
0,0122
o,oli4
O.OI39
О,О2О8
Си
га
л ~
5 ^
я ч*
3 °
t i
a
a
1.
ч S
O.286
0,287
О,2б8
0,233
о,249
0,270
0,284
о,37б
Карбюраторные танковые двигатели, как
более форсированные, имеют меньшие значе-
ния удельной и литровой мощностей старте-
ров (табл. 16).
Таблица 16
Удельные и литровые мощности электростартеров
танковых двигателей
Двигатель
Континенталь (танк
М-3 лёгкий)
Континенталь (танк
М-3 средний) ....
Форд GAA-V8 . . .
Майбах HL-230 . .
со
о.
гь старте
и
о .
0ШН1
Л. С
ifg
2,5
3,2
б,о
ение в в
а при
12
24
24
:ть
5 ?
| *
3 5 .->
в g< "
*^ н ^
I а ч"
>з и ю
о ообо
0,0063
0,0064
0,0085
сть
х В
I S
к
Ч
ся со _
и о. CL
ятро
арте
л. с.
Ч о а
о-«57
о,178
о.эбо
Трудности пуска карбюраторного двигателя
зависят исключительно от недостаточной ис-
паряемости топлива при запуске холодного
двигателя. В существующих конструкциях
карбюраторов имеются специальные пусковые
устройства. Эти пусковые устройства обеспе-
чивают резкое увеличение подачи топлива
с тем, чтобы за счёт испарения наиболее
лёгких фракций получить достаточно обога-
щенную смесь.
В некоторых конструкциях для обогащения
смеси» помимо карбюратора, во всасывающий
трубопровод при помощи ручного насоса
впрыскиваются дополнительные порции то-
плива (двигатель Форд GAA-V8).

338
ЭЛЕКТРООБОРУДОВАНИЕ, ПУСК И РЕВЕРС
[РАЗД. U
ПРОЦЕССЫ ПУСКА И РЕВЕРСИРОВАНИЯ ДВИГАТЕЛЕЙ
С непосредственным реверсированием вы-
полняются только судовые двигатели. Реверс-
ное устройство и пусковое взаимно ^блоки-
руются (см. статью „Реверсные устройства и
посты управления").
Наиболее распространённый принцип пу-
скового устройства судовых двигателей со-
стоит в том, что двигатель первоначально при-
водится в действие впуском в цилиндры сжа-
того воздуха, а затем переключается на работу
на топливе. В многоцилиндровых двигателях
сжатый воздух обычно подаётся во все ци
линдры, реже пуск осуществляется подачей
воздуха лишь некоторому числу цилиндров.
На фиг. 61 приведена индикаторная диа-
грамма дизеля при пуске сжатым воздухом
Фиг. 61. Индикаторная диаграмма дизеля при
пуске сжатым воздухом.
(до впрыскивания топлива). По мере расхо-
дования воздуха на пуск, каждый последую-
щий пусковой цикл происходит при меньшем
давлении и меньшем среднем индикаторном
давлении пуска. Впуск воздуха производится
по линии а — Ъ.
В некоторых двигателях применяется одно-
временный впуск в цилиндр воздуха и то-
плива. В этом случае имеется сдвоенная си-
стема управляющего устройства пускового кла-
пана, который регулируется так, что может
открываться только при давлении в цилиндре
менее 20 кг/смК Такая система^ позволяет
значительно увеличить начальный вращаю-
щий момент.
На фиг. 62 изображена индикаторная диа-
грамма двигателя при его пуске по этому
принципу. После первой вспышки сжатый воз-
дух будет вновь поступать в цилиндр, как
только давление расширения снизится до 20 am.
Площадь диаграммы получается значительно
большей, чем при пуске одним сжатым воз-
духом.
Пусковое устройство судовых двигателей
должно обеспечить: простоту и надёжность
конструкции; лёгкое (без приложения значи-
тельной мускульной силы) производство всех
операций при маневрировании; быстрое и
безопасное действие пусковых и реверс-
ных устройств; взаимную блокировку всех
устройств; возможность производства мане-
врирования на расстоянии (например, из рубки
судна).
Расчёт пуска судовых двигателей методи-
чески разработан проф. В. А. Ваншейдт [2].
Основное уравнение движения при пуске
4- е3ш|—-1- eie»f = /?, A5)
где R — работа внешних сил, 9 — момент инер-
ции движущихся масс двигателя (приведённых
к оси вала) и ш — угловая скорость вращения
вала.
Внешними силами являются движущая сила
сжатого воздуха, сила инерции и сила сопро-
тивления.
Работа Rx движущей силы определяется
по индикаторной диаграмме пуска
Хх О, s,
¦#х = Грг dx = Г Prr da == f/>г ds = Qj 3T, A6)
где dx — элементарное перемещение поршня;
Pj — сила давления сжатого воздуха, дей-
ствующего на поршень, в кг; Рт — танген-
циальная сила в кг; г—^радиус кривошипа
в м; а — угол поворота вала; s — дуга окруж-
ности пальца кривошипа; Qj — площадь диа-
граммы тангенциальных сил в'пределах ох — а^;
fi (кг) — 1 см — масштаб сил; -у (м) — 1 см —
масштаб дуг.
К аналогичным выражениям могут быть
приведены работы сил инерции, вспомогатель-
35
30
25
20
15
Ю
5
О
\v
л.—
Фиг. 62. Индикаторная диаграмма двига-
теля при одновременном впуске сжатого
воздуха и топлива.
ных механизмов (компрессора, продувочного
насоса), работа сил сопротивления гребного
винта.
Работа сил трения R2 определяется из
уравнения
R2 =
= ?FTr da = (
= (Vr ds = Qa 3 T; A7)
приведённый момент сил трения
где jx— коэфициент трения; iV—сила давле-
ния на стенку цилиндра в кг; с — скорость
поршня в м/сек; и>2 — угловая скорость кача-

ГЛ. VI]
ПРОЦЕССЫ ПУСКА И РЕВЕРСИРОВАНИЯ ДВИГАТЕЛЕЙ
ния шатуна; rv r2, rs — радиусы поршневого
пальца, шатунной и коренной шеек вала; Pf —
сила, действующая вдоль оси шатуна; 22 —
площадь диаграммы работы момента сил тре-
ния в см9.
Сумму работ всех сил, приложенных к дви-
гателю при повороте вала на угол а2 —«],
удобно изобразить графически (фиг. 63, а). Диа-
граммы фиг. 63, а дают изображения моментов:
Кривыми раз ворая ива н и я двига-
теля называется зависимость числа оборотов
двигателя от угла поворота коленчатого вала
и от времени, затрачиваемого на пуск, т. е.
n = f(a); n = f(t).E начальный момент пуска
угловая скорость а)]=0, поэтому из уравне-
ния A9) имеем
а, «! J
Mda.
B0)
rrm
где —алгебраическая сумма всех моментов,
приведённых к радиусу кривошипа.
Из уравнения B0) получим
Задаваясь рядом значений угла а, можно
будет получить кривую «=/(а) или я =/(<*)
(фиг. 63, б).
Для построения кривой a=f(t) пользуются
«3
da .¦ Cda
уравнением dt — — , откуда имеем г= I—¦¦.
Фиг. 63 Диаграммы работ сил и момента инерции:
а—сумма работ сил, приложенных к двигателю при
повороте вала на угол аа — а^ б—диаграмма приведён-
ного момента инерции движущихся масс.
1—движущих сил при пуске; 2—силы тяже-
сти и силы инерции прямолинейно возвратно
движущихся масс; 3 — сил, затрачиваемых на
работу вспомогательных устройств; 4 — сил
трения; д— си-
лы сопротивления
гребного винта;
?^-суммарной си-
лы.
Площади диа-
грамм дают соот-
ветствующие ра-
боты.
Суммарная ра-
и получаем кривую a—f(f). Сопоставление
кривых a=f(t) и о>=/(а) даёт кривую ш =
= /(*) или л = /@-
Полученные НИДИ опытные тахограммы
разворачивания двигателей показывают, что
наибольшее возрастание скоростного режима
имеет место в течение первых 90—100° угла
поворота коленчатого вала. В пределах этого
угла поворота скоростной режим достигает
70
60
50
бота
A8)
где й8 —заштри-
хованная площадь
диаграммы сум-
марных момен-
30
20
О
А
У
г—в
=^
тов в см2.
Подставляя по-
лученное выраже-
ние суммарной работы в уравнение A5), по-
лучим окончательное выражение уравнения
движения при пуске:
¦¦Qtf-Ъ A9)
Приведённый к оси вала момент инерции
движущихся масс определяется для каждого
положения вала; для удобства пользования
этот момент изображают графически Q = f(a)
(фиг. 63, б).
Ы) 80 120 160 200 24-0 280 320 Збб 40 80 120 160 200 2UO 280320 360 UO 80й
Угол поворота коленчатого вала
Фиг. 64. Опытная тахограмма двигателя ЧР (J0/9O.
65—90% нормального, повышаясь практически
прямолинейно. На фиг. 64 изображена опыт-
ная тахограмма двигателя ЧР 60/90.
Большое значение имеет количество цилин-
дров двигателя, используемых для пуска. Так,
у четырёхтактного 2-цилиндрового двигателя
Дизеля при пуске на двух цилиндрах за то же
время пусковое число оборотов вала было
на ЗОв/о больше, чем при пуске на одном ци-
линдре. Минимальное давление пуска соста-
вляло 9^—10 am. Можно отметить, что при ис-
пользовании двух цилиндров для пуска расход

340
ЭЛЕКТРООБОРУДОВАНИЕ, ПУСК И РЕВЕРС
[РАЗД. 11
пускового воздуха оказывается вдвое меньшим,
чем при пуске на одном цилиндре.
Вполне достаточная для получения первой
вспышки средняя скорость поршня сп =
= 1,0 м/сек достигалась всего за 3,5 сек. По
замерам на двигателях различного типа с
прямоструйным смесеобразованием и при нор-
мальной температуре окружающей среды ко-
лебания средней скорости поршня, соответ-
ствующие первой вспышке, находятся в пре-
делах 0,9 — 1,25 м/сек. У быстроходных двига-
телей малых мощностей эта величина может
быть несколько выше из-за большего значе-
ния потерь тепла в связи с ббльшим отноше-
нием поверхности цилиндра к объёму.
Скоростной режим двигателя при пуске
можно характеризовать числом оборотов, при
которых он переводится с воздуха на то-
пливо. У тихоходных дизелей этому соответ-
ствует 50—70 об/мин, у двигателей средней
быстроходности 100—150 об/мин, а у быстро-
ходных 200—250 об/мин.
Бескомпрессорные дизели имеют наимень-
шее пусковое количество оборотов на сжатом
воздухе—около 0,5 оборота коленчатого вала,
у компрессорных — 2 — 3 оборота. Быстро-
ходные двигатели нормально запускаются
с 0,5—5 оборотов в зависимости от типа дви-
гателя и его размера.
На процесс пуска очень сильно влияют опе-
режение впрыскивания и количество впры-
скиваемого топлива. Опережение впрыскива-
ния устанавливается таким, чтобы топливо
попадало в цилиндр в тот момент, когда тем-
пература сжимаемого воздуха становится наи-
большей.
В газовых двигателях процесс пуска сильно
зависит от опережения зажигания, состава
смеси и качественного состава газа. Так, если
газ поступает от газогенератора прямого
процесса, то колебание в 5—10° температуры
паро-воздушной смеси может удлинить про-
должительность пуска в 4 — 6 раз или вы-
звать чрезмерно большое давление сгорания.
Опыт показывает также, что чем больше
топлива впрыскивается, тем меньше пусковое
число оборотов. Влияние количества топлива
можно объяснить тем, что с увеличением его
улучшается качество распыления и увеличи-
вается среднее индикаторное давление, но по-
дача топлива не должна превышать^ 50а/0 от
нормальной у тихоходных двигателей и 70—
80о/0 — у быстроходных, чтобы избежать воз-
никновения резких вспышек и большого на-
растания давления.
Главные судовые двигатели с непосред-
ственным реверсом должны обеспечивать воз-
можность пуска при любом положении колен-
чатого вала, а также под нагрузкой. Поэтому
минимальное количество цилиндров двигателей
с воздушным пуском составляет для двухтакт-
ных — 4, а для четырёхтактных — 6. При мень-
шем числе цилиндров перед пуском необхо-
димо проворачивать коленчатый вал для уста-
новки поршней в пусковое положение.
Реверсивные Четырехтактные двигатели не
строятся поэтому с числом цилиндров менее
шести. Если судовой двигатель имеет 3 или 4
цилиндра, он выполняется нереверсивным
и снабжается реверсивной муфтой.
Исходя из условий безопасности плавания,
Регистром СССР установлены особые требо-
вания, которые предъявляются к пусковым и
реверсным устройствам. Согласно правилам
Регистра пуск главного судового двигателя
должен быть обеспечен при температуре ма-
шинного отделения не ниже + 8° С. Время,
потребное на реверс, не должно превышать
10—15 сек. По данным испытаний ряда судо-
вых двигателей время реверсирования в сред-
нем составляет 10—18 сек. Кроме, того, Ре-
гистр СССР требует определённой ёмкости
баллонов пускового воздуха. Для двигателей
с непосредственным реверсом ёмкость воздухо-
хранителей должна быть достаточной для про-
изводства не менее 12 последовательных пу-
сков и реверсов двигателя, начиная с холод-
ного его состояния. Если требуется пуск дви-
гателя при температуре ниже + 8° С, то
должно быть предусмотрено устройство для
подогрева двигателя, например, подача пара
в зарубашечное пространство.
Для нереверсивных двигателей (с отдель-
ным реверсным механизмом) ёмкость бал-
лонов пускового воздуха должна быть доста-
точной для шести последовательных пусков
двигателя, начиная с холодного его состояйия.
Расход пускового воздуха на запуск дви-
гателя колеблется довольно значительно и за-
висит от давления пускового воздуха, состоя-
ния двигателя, его типа и т. п. Удельные рас-
ходы в литрах, отнесённые- к 1 л рабочего
объёма, колеблются от 2 до 16 л/л. В сред-
нем принимают расход воздуха на пуск 6—
9 л/л. Повышенный расход пускового воздуха
наблюдается у быстроходных двигателей с алю-
миниевыми поршнями при пуске холодного
двигателя.
Определение расхода пускового воздуха
согласно ОСТ 8122 производится путём за-
мера давления воздуха в баллоне до и после
выполнения манёвра. Для этих подсчётов
должен быть известен объём воздухохрани-
телей, из которых расходуется воздух. Обычно
определяется средний расход воздуха за не-
сколько произведённых пусков.
Расход воздуха на один пуск:
где рн — начальное давление воздуха в кг/сл&;
рк — конечное давление воздуха в кг/см2; Vq —
объём действующих воздухохранителей, из
которых расходуется воздух при испытании,
в л*3; V —средний расход воздуха в мй, при-
ведённый к атмосферному давлению р0; т—
общее число произведённых пусков.
Минимальное давление пускового воздуха
у судового тихоходного двигателя может со-
ставлять 6—7 am. При расширении в цилиндре
давление воздуха падает примерно на 40—
50°/о- В существующих пусковых системах тихо-
ходных двигателей потеря давления от воз-
духохранителя до рабочего цилиндра коле-
блется от 5 до 10 am при давлении пуска 10-
30 am. Вообще потери давления можно счи-
тать доходящими до 50% от давления воздуха
в пусковых баллонах. Особенно большие по-
тери давления имеют место в системе быстро-
ходных двигателей, у которых распределитель
пускового воздуха выполнен золотникового
типа и все отверстия и каналы для прохода
воздуха имеют малые размеры.

ГЛ. VI]
ПРОЦЕССЫ ПУСКА И РЕВЕРСИРОВАНИЯ ДВИГАТЕЛЕЙ
341
Индицирование двигателя в момент пуска
показывает, что среднее индикаторное давле-
ние первого пускового процесса колеблется
от 3 до 7 кг/см2. Максимальное же давление
в цилиндре в первые моменты введения то-
плива равняется A -*- 111ъ)рг* где рг — нор-
мальное давление сгорания.
ПУСКОВЫЕ КЛАПАНЫ ДВИГАТЕЛЕЙ
И ИХ РАСЧЁТ
Пусковые клапаны дизелей можно разде-
лить на четыре основных типа: 1) с механи-
ческим приводом от кулачков, 2) с воздушным
приводом, 3) с гидравлическим приводом,
4) автоматические.
В тихоходных двигателях коммерческого
флота чаще всего применяются клапаны с ме-
ханическим приводом. На фиг. 65 изображена
конструкция пу-
скового клапана
двигателя 6ЧР —
42,5/60. Опуска-
ние клапана про-
исходит под воз-
действием коро-
мысла.
Автоматические
пусковые клапаны
чаще всего приме-
няются у маломощ-
ных двухтактных
двигателей. Кла-
пан автоматически
Фиг. 65. Пусковой клапан двига- Фиг. 66. лвтоматиче-
теля 6ЧР 42,5/60. ский пусковой клапан
двигателя 4СД 19/32.
открывается, когда воздух получает доступ из
баллона. На фиг. 66 изображён клапан двигате-
ля 4СД19/32. Для пуска двигателя нажимается
кнопка пускового механизма, который связан
с кулачковым валом топливного насоса. Меха-
низм устроен так, что сообщает воздухопро-
вод от баллона с двигателем только тогда,
когда поршень движется от в. м. т. к н. м. т.
Пусковой воздух поступает в двигатель по
каналу / и, опуская клапан 2, устремляется
в цилиндр. Пружиной 3 клапан закрывается.
Пусковые клапаны с пневматическим при~
водом получают распространение в быстро-
ходных дизелях и, в тихоходных двухтактных
двигателях.
Основные конструктивные размеры пуско-
вых клапанов принимаются согласно табл. 17.
Таблица 17
Основные конструктивные размеры пусковых
клапанов
Характеристика
клапанов
Диаметр клапана Di
Ход клапана /г ...
Диаметр стержня
клапана d
Диаметр направля-
ющего (разгрузочного)
поршня D3
Толщина тарелки 5 .
Диаметр корпуса
Диаметр воздуш-
ного поршня ?>«....
Механический
привод
(о,о8—o,i6) D
(о, 15—о,35) А
@.35-0.40) А
(о,75—о,9о) А
@,22-0,28) Dx
(i.8-2,O)A
—
Воздушный
привод
(о,о8—o,i6) D*
@.25-0,30) Dt
@,5—0,7) Dx
@,9-1,0) А
(О,22—O.28) Di
A.55-1.85) А
A,1-1,4) А
* В — диаметр цилиндра двигателя.
Продолжительность открытия пускового
клапана принимается из условия непрерывно-
сти поступления воздуха во все цилиндры,
чтобы обеспечить запуск при любом положе-
Таблица 18
Фазы и продолжительность открытия пусковых
клапанов
Тип
двигателя
6ЧР34.5/50
8430/38
42БМ-6
6ЧР29.5/43
KZ60/9O
Номинальное число
об/мин
240
боо
3°о
1б7
Момент
откры-
тия
клапана
Момент
закры-
тия
клапана
в градусах
поворота ко-
ленчатого вала
до
в. м. т.
35
i8
10
23
до
н. м. т.
28
4°
43
29
Продолжи-
тельность от-
крытия
факти-
ческая
18з
158
152
172

мини-
маль-
ная
I2O
9°
I2O
I2O
72
нии коленчатого вала. Если обозначить через z
число цилиндров, снабжённых пусковыми кла-
панами, то минимальная продолжительность
пуска составит:
для двухтактных двигателей или .четырёх-
тактных с пуском в два такта
360

342
ЭЛЕКТРООБОРУДОВАНИЕ, ПУСК И РЕВЕРС
[РАЗД. II
для четырёхтактных двигателей
720
?т1п = "г~ *
В табл. 18 приведены фазы и продолжи-
тельность открытия пусковых клапанов.
Пусковой клапан с пневматическим приво-
дом (фиг. &7) находится под воздействием как
сил, направленных в сторону его открытия, так
и сил, имеющих противоположное напра-
вление. К первым силам относятся: сила
от давления пускового воздуха на клапан
р4 = р4. 0,785 Фх — dJ и сила от давления
управляющего воздуха P2=prQ,T&bD\- Ко
вторым силам относятся: сила от давления
пускового воздуха на разгрузочный поршенёк
Фиг. 67. Пусковой клапан с пневматическим
приводом.
Р+ = РгЪУЪЬфъ—а*J, сила от давления газов
в цилиндре P$ = pr0,785D1 и сила предва-
рительной затяжки пружины Я,.
Допуская, что давления пускового воздуха
Pi и управляющего воздуха р% равны, можно
написать уравнение равновесия пускового кла-
пана:
где а и Ъ — постоянные, зависящие от кон-
струкции клапана.
Уравнение равновесия является уравнением
прямой линии, которая называется харак-
теристикой равновесия пускового
клапана. На фиг. 68 приведены характери-
стики равновесия пусковых клапанов двигате-
ля с основными размерами D=600 и S=900 мм
и двухтактного двигателя с ходом поршня
S = 600 мм.
Поскольку в начальный момент пуска да-
вление в цилиндре равно атмосферному, т. е.
р% = 1 am, наименьшее давление, необходимое
для открытия пускового клапана, найдётся по
характеристике: для двигателя 600 X 900
Pi min = Ь93 am; для двигателя с 5 = 600 мм
ant
32
2й
16
8
A
/
V
y
/
/ Давление^ 'соот -
ветствующее
самобосплймеие -
HUH)
топли
16
32
P3am
Фиг. 68. Характеристики равновесия пусковых клапанов
дизелей: 1—МАН DZ и 60/90 и 2— 3jJibu.ep SE-6O [2].
/?2min=l,325 am. Из характеристики следует, что
если давление пускового воздуха /?3 будет
больше того, которое определяется харак-
теристикой равновесия, то клапан будет от-
крыт, а если меньше, то закрыт.
Характеристика равновесия пускового кла-
пана позволит сделать заключение о возмож-
ности одновременного введения в цилиндр
пускового воздуха и топлива для повышения
пускового момента. Самовоспламенение то-
плива в цилиндрах происходит при давлениях
порядка 22—24 am. Равновесное же состоя-
ние пускового клапана при этом давлении
внутри цилиндра у первого двигателя имеет
место при /?2 = 29 am, а у второго двигателя
при p2 = ll am.
Пуск двигателя без выключения топлива
возможен лишь в том случае, если пусковой
клапан закрыт при давлении, равном давлению
самовоспламенения топлива в цилиндре.
После изготовления пускового клапана кор-
пус его испытывается гидравлически на давле-
ние 35—80 am (около 1,5 от рабочего давле-
ния).
Пусковой трубопровод и воздушные бал-
лоны испытываются на гидравлическое давле-
ние 150 am и воздушное 75 am. Расчёт сече-
ния воздухопроводов можно производить, при-
ник ая скорость воздуха в них не превышаю-
щей 20—30 м/сек.

ГЛ. VI]
РЕВЕРСНЫЕ УСТРОЙСТВА И ПОСТЫ УПРАВЛЕНИЯ
343
РЕВЕРСНЫЕ УСТРОЙСТВА И ПОСТЫ УПРАВЛЕНИЯ
Реверсные устройства служат для измене-
ния направления вращения коренного вала
двигателя и входят в комплекс механизмов
управления пуском и работой двигателя. На-
значение этих устройств — обеспечить пра-
вильное чередование фаз распределения как
при прямом, так и обратном ходе двигателя.
При этом должна быть также обеспечена бы-
строта, надёжность проведения манёвра и
исключена возможность неправильной после-
довательности манипуляций. Поэтому реверс-
ные устройства блокируются с пусковыми и
топливоподающими органами, а также весьма
часто с машинным телеграфом.
Пост управления состоит из устройств:
1) реверсных, 2) пусковых, 3) для регулиро-
вания топливоподачи и 4) блокировочных.
Реверсные устройства могут быть с приво-
дом ручным или от сервомотора (пневматиче-
ского или гидравлического).
Правильность фаз распределения при ре-
версировании четырёхтактных двигателей в
большинстве случаев осуществляется выпол-
нением двойного комплекта распределительных
кулачков — для прямого и обратного ходов.
Для двухтактных двигателей обычно необхо-
димо реверсирование только пусковых распре-
делителей и топливных насосов. Для двухтакт-
ных двигателей, снабжённых ротативными на-
сосами, необходимо реверсирование и про-
дувочных насосов. В некоторых же системах
топливоподачи (с длинными топливопрово-
дами, а также с газовыми толкателями) необ-
ходимо реверсирование только пусковых
устройств.
Вместо отдельных кулачков для прямого
и обратного ходов в некоторых системах ре-
верса применяют.диференциальные механизмы.
Последние позволяют смещать распредели-
тельные шайбы на определённый угол, обеспе-
чивающий правильное чередование фаз при
желаемом направлении вращения.
Главный пусковой клапан 7 приводится в
действие кулачками 6 и 15, сидящими на ва-
лике 4 пусковой рукоятки /. Последняя может
быть установлена на секторе 5 в трёх поло-
жениях: крайнее правое (фиг. 69) положение —
.пуск", среднее — .работа" и левое — „стоп".
При переводе пусковой рукоятки на положе-
ние „пуск" кулачок 6 поднимает толкатель 10\
толкатель приподнимает сначала разгрузочный
30
Фиг. 69. Схема поста управления четырёхтактного дви-
гателя (с ручным приводом).
ПОСТ УПРАВЛЕНИЯ ЧЕТЫРЁХТАКТНЫХ
ДВИГАТЕЛЕЙ (С РУЧНЫМ ПРИВОДОМ)
Реверсный механизм приводят в действие
штурвалом 3 с рукояткой 2 (фиг. 69), кото-
рым через червячную передачу повёртывается
вертикальный валик 33.
Вращение этого валика через пару кониче-
ских шестерён передаётся коленчатому ва-
лику 34, на коленах 35 которого сидят шату-
ны 36, поддерживающие клапанные тяги 31.
На вертикальном валике 33 закреплены две
кулачные шайбы 37, которые отжимают ро-
лики углового рычага 38 в ту или лругую
сторону, передвигая распределительный вал 28
и подводя под ролики клапанных тяг и толка-
телей топливных насосов кулачки 29 и 30 пе-
реднего и заднего ходов.
Кулачные шайбы 37 расположены таким
образом, что сначала при вращении штурвала 3
шатуны 36 отводят ролики от кулачков рас-
пределительного вала 28, затем происходит
продольная передвижка этого вала и, наконец,
шатуны 36 вновь подводят ролики уже к дру-
гому комплекту кулачков. - - ,.-„..,..-,
клапан 9, впуская сжатый воздух в полость
под главным клапаном 8, которая каналом 13
соединяется с предклапанной полостью выпу-
скного клапана 14. При дальнейшем движении
толкатель 10 начинает поднимать также кла-
пан 8, воздух из магистрали 11 поступает к
пусковым клапанам цилиндров через отвер-
стие 12, и двигатель пускается.
При переводе пусковой рукоятки в поло-
жение .работа" и дальше—„стоп" главный и
разгрузочный клапаны закрываются, и одно-
временно кулачок 15 приподнимает выпускной
клапан 14, через который выпускается воздух
из пускового трубопровода через отверстие 16
в атмосферу.
Регулирование количества топлива, подавае-
мого насосами, производится штурвалом 23,
вращение которого через червячную передачу
передаётся втулке 24, свободно вращающейся
на валике 4. На конце втулки 24 насажен ку-
лачок 25, воздействующий на ролик 26 виль-
чатого рычага 27, удерживающего штангу 18,
которая поднимается вверх пружиной 19. На
конце штанги имеется зубчатая рейка, сце-
пленная с зубчатым сектором 20» в свою оче-
редь сцепленным с зубчатым сектором 21, си;-

Фиг. 70. Оема поста управления четырёхтактного двигателя Коломенского завода.

ГЛ. VI]
РЕВЕРСНЫЕ УСТРОЙСТВА И ПОСТЫ УПРАВЛЕНИЯ
345
дящим на регулирующем валике 22 топливных
насосов. Наибольшей подаче топлива соответ-
ствует наивысшее положение рейки. Выклю-
чение подачи топлива пусковой рукояткой 1
осуществляется при помощи вильчатого ры-
чага 17, сидящего на валике 4. При переводе
рукоятки в положение .стоп" этот рычаг от-
тягивает штангу 18 вниз.
Блокировка механизмов реверса и пуска
осуществляется двумя шайбами 39 и 40, из
которых первая сидит на валике 4, а вторая—
на валике 33. Шайбы имеют вырезы, располо-
женные таким образом, что вращение валика 33
(для реверсирования) возможно только при
крайнем левом положении пусковой рукоятки
(„стоп*). Равным образом, перевод пусковой
рукоятки возможен только после поворота
шайбы 40 на 360°, т. е. завершения реверси-
рования.
ПОСТ УПРАВЛЕНИЯ ЧЕТЫРЁХТАКТНОГО
ДВИГАТЕЛЯ КОЛОМЕНСКОГО ЗАВОДА
Реверсный механизм приводится в действие
масляным крыльчатым сервомотором/ (фиг.70).
Этот сервомотор поворачивает валик 2, на
котором сидит шестерня 3, сцепленная с ше-
> тернёй 4 на валике 5 клапанных рычагов.
Размеры шестерён таковы, что при полном
повороте крыла сервомотора, а следовательно,
и шестерни 3 на 270? шестерня 4 и валик 5
поворачиваются на 360°.
В течение поворота на первые 120° толка-
тель 6 топливных насосов при помощи кулач-
ков 7, рычагов 8 и тяг 9, равно как и рычаги
клапанов, сидящие на эксцентричных втулках,
приподнимаются над кулачками на высоту,
обеспечивающую возможность продольного
перемещения распределительного вала. При
повороте на следующие 120° происходит сдвиг
распределительного вала рычагом 10 при по-
мощи улитки 11 и подведение под толкатели
кулачков обратного хода.
За этот период клапанные рычаги сначала
продолжают подниматься, а затем возвра-
щаются в положение, соответствующее началу
этого периода. Наконец, во время поворота
на последние 120° толкатели клапанов и то-
пливных насогов опускаются на кулачки рас-
предел .тельного вала. Для фиксирования ва-
лика 5 в крайних положениях служит стопор 12,
входящий в вырез шайбы 13. (Механизм ре-
версирования пусковых распределителей на
схеме не показан).
Управление механизмом реверса произво-
дится краном реверса 14. При повороте руко-
ятки крана реверса в одно из крайних поло-
жений кулачки приподнимают клапан 15, и
воздух направляется через редукционный кла-
пан 16 и сверления крана реверса в соответ-
ствующий масляный баллон 17 или 18.
Сверления в кране выполнены таким обра-
зом, что при впуске сжатого воздуха в один
из баллонов из другого воздух выпускается
в атмосферу. При среднем положении крана
реверса оба сосуда и полость крана соеди-
няются с атмосферой.
Пусковая система состоит из запорного
клапана 19, главного маневрового клапана 20,
пусковых распределителей и пусковых клапа-
нов цилиндров (на схеме не показаны). Пуск
двигателя осуществляется переводом рукоят-
ки 21 главного маневрового клапана в поло-
жение „пуск", причём сжатый воздух напра-
вляется по магистрали к пусковым распреде-
лителям и пусковым клапанам и через пуско-
вые распределители к управляющим поршень-
кам пусковых клапанов. При переводе ры-
чага 21 в положение „работа" и „стоп" кла-
пан 20 закрывается, а кулачок 22 открывает
верхний клапан, выпускающий воздух из пу-
сковой магистрали и полости маневрового
клапана.
Включение и выключение топливных насо-
сов производятся тем же пусковым рычагом 21
при помощи пары зубчатых секторов 23 и 24
и кулачков А и Б, действующих на диск
тяги 25, связанной с рейкой топливных насо-
сов. Регулировка количества подаваемого то-
плива производится ручным маховичком.
Блокировочный механизм между пусковыми
и реверсирующими устройствами состоит из
планки 26, которая серьгой 27 и рычагом 28
связана с краном реверса 14. Планка удержи-
вается в среднем положении стержнем 29,
отжатым вверх кулачком 30, сидящим на ва-
лике 31 пускового рычага 21. Только после
перевода этого рычага в положение „стоп"
стержень 29 выйдет из планки 26, и кран ре-
верса может быть повёрнут. Этот же меха-
низм обеспечивает возможность перевода пу-
скового рычага только при нейтральном (сред-
нем) положении крана реверса. Для преду-
преждения возможности перевода рукоятки
крана реверса до окончания маневра преду-
смотрен блокирующий штырь 32, отжимаемый
кулачком 33 в отверстие планки 26 и препят-
ствующий реверсированию в том случае, если
планка 26, а следовательно, и кран 14 не на-
ходятся в крайних положениях.
ПОСТ УПРАВЛЕНИЯ ДВУХТАКТНОГО
ДВИГАТЕЛЯ МАН
Управление двигателем производится при
помощи штурвала 1 (фиг. 71), на оси кото-
рого расположена трёхклапанная распредели-
тельная коробка 2. Пуск, реверс и работа
двигателя определяются различными по-
ложениями клапанов распределительной ко-
робки.
Реверс двигателя осуществляют продольным
передвижением распределительного вала 3 с
двумя комплектами кулачков топливных насо-;
сов и пусковых распределителей. Это пере-
движение производят фигурной рейкой 4, со-
единённой штоком 5 с поршнем масляного сер-
вомотора 6. При перемещении рейки сначала
кулак 7, приподнимая рычаг 8, поворачивает
валик 9, и при помощи тяги 10 и кулачка 11
приподнимает ролики толкателей топливных
насосов. Затем при помощи муфты 12 проис-
ходит осевое перемещение распределительного
вала, после чего ролики насосов опускаются
на новый комплект кулачков. Ролики пуско-
вых распределителей, которые подводятся к
кулачкам только в период пуска, постоянно^
отжаты пружинами и поэтому не требуют спе-
циального механизма для подъёма на период
перемещения распределительного вала.
Всё управление двигателем производится
маневровым штурвалом 1, на валу 13 кото-

346
ЭЛЕКТРООБОРУДОВАНИЕ, ПУСК И РЕВЕРС
[РАЗД. IV
Клапан Iomkpbim
КлапаныДиШ
закрыты
Клапан Шоткрыт
Клапаны I и п закрыты
Клапан И открыт
Шпаны 1иШ закрыты
Фиг. 71. Схема поста управления двухтактного двигателя МАН.

гл. vi]
РЕВЕРСНЫЕ УСТРОЙСТВА И ПОСТЫ УПРАВЛЕНИЯ
347
рого сидят три шайбы, воздействующие на
клапаны /, // и ///. При повороте штурвала
из среднего положения .стоп" на первые 30°
открывается клапан /, и сжатый воздух из
баллона 14 направляется к реверсирующему
крану 16, сблокированному с ответной ручкой
машинного телеграфа 17. В зависимости от
установленного положения крана воздух на-
правляется в один из масляных баллонов 18
и, выжимая масло в цилиндр сервомотора,
производит перестановку распределительного
вала.
При дальнейшем вращении маневрового
штурвала 1 от 30 до 90° клапан / закрывается
и открывается клапан III. При этом выпу-
скается воздух из надклапанной полости глав-
ного пускового клапана 15, сжатый воздух
давит на кольцевую поверхность этого кла-
пана, открывает его и поступает к пусковым
распределителям 24 и пусковым клапанам 19
цилиндров двигателя. Под давлением воздуха
толкатели пусковых распределителей прижи-
маются к кулачкам. При вращении распреде-
лительного вала кулачная шайба 20 открывает
в нужный момент распределительный пуско-
вой золотник 24, воздух поступает в верхнюю
часть пускового клапана 19, открывает его,
пусковой воздух поступает в цилиндр, и про-
исходит пуск двигателя. Подача топлива в
цилиндры, управляемая валиком того же штур-
вала через рычажную систему, начинается при
повороте штурвала на 60°. ,
Таким образом на участке поворота от
€0° до 90° в цилиндры даётся пусковой воздух
и впрыскивается топливо, что не представляет
опасности ввиду применения пневматической
системы открытия пусковых клапанов и даёт
более надёжный пуск и плавный переход на
рабочее положение.
При дальнейшем повороте штурвала дви-
гатель переводится на работу только -на то-
пливе. Клапан /// закрывается и открывается
клапан //, сжатый воздух поступает в надкла-
панную полость главного пускового клапана 15
и закрывает его. При этом открывается кла-
пан 25, выпускающий воздух из пусковой си-
стемы в атмосферу.
Ручная регулировка подачи топлива про-
изводится также штурвалом /. Для предупре-
ждения разноса двигателя предусмотрен ма-
ксимальный центробежный регулятор 21.
Блокировочное устройство, предупрежда-
ющее пуск двигателя при незавершённом ре-
версе, состоит из горизонтального рычага 23,
защёлка которого входит в прорезь диска 22
на валу штурвала. Поворот штурвала в пу-
сковое положение возможен только при выходе
защёлки из прорези, что происходит лишь при
крайних положениях реверсирующего меха-
низма.
ПОСТ УПРАВЛЕНИЯ ДВУХТАКТНОГО
ДВИГАТЕЛЯ ЗУЛЬЦЕР
В этом двигателе вследствие применения
длинных нагнетательных топливопроводов ре-
версирования топливных насосов при измене-
нии направления вращения не требуется.
Кроме того, устройство пусковых распре-
делителей с толкателями, автоматически прижи-
маемыми в пусковым кулачкам воздухом только
в период пуска, существенно упрощает ме-
ханизмы реверса. В данной схеме (фиг. 72) про-
дольная передвижка комплектов пусковых
кулачков / производится вручную простой
рычажной передачей от реверсивно-пускового
рычага 2. Пусковая система состоит из глав-
ного маневрового 3 и редукционного 4 клапа-
нов, пускового золотника 5, пусковых распре-
делителей 6 и пусковых клапанов 7 рабочих
цилиндров. При переводе рычага 2 в положе-
ние „пуск" вперёд или назад происходит соот-
ветствующая передвижка кулачков пусковых
распределителей и затем кулачок 8 приподни-
мает пусковой золотник 5 и выпускает воздух
из подклапанной полости главного маневро-
вого клапана 3 в атмосферу. Вследствие
разгрузки клапан открывается давлением пу-
скового воздуха, который и поступает через
редукционный клапан по пусковой магистрали
к пусковым клапанам 7 и к верхней полости
золотника 5. ^Через открытый верхний клапан
золотника воздух проходит к пусковым рас-
пределителям 6; преодолевая сопротивление
пружин, воздух прижимает толкатели к кулач-
кам и далее через открытые распределителя
к верхним поршенькам 9 пусковых клапанов 7
соответствующих цилиндров. Пусковые кла-
паны открываются, причём происходит пуск
двигателя в желаемом направлении вра-
щения.
При переводе рычага 2 в положение .ра-
бота" маневровый золотник допускается, пре-
кращая выпуск воздуха из-под главного кла-
пана 3, который закрывается и прекращает
доступ пускового воздуха в пусковую маги-
страль. Одновременно через золотник 6 выпу-
скается воздух из пусковых распределителей
и пружины отводят толкатели от роликов, а
также выпускается воздух из полостей над
поршеньками 9.
Механизм регулирования количества пода-
ваемого топлива состоит из топливной руко-
ятки 10, воздействующей через простую ры-
чажную передачу на регуляторный валик то-
пливных насосов. Ручное включение подачи
топлива возможно только при условии, если
поршень масляного сервомотора 11 отжат в
верхнее положение (как это изображено на
схеме), т. е. после того, когда создалось да-
вление в масляной магистрали. Таким образом
сервомотор 11 является вместе с тем и авто-
матическим выключателем на случай падения
давления смазки.
Масло из магистрали 12 поступает в ма-
ксимальный автомат 13, предохраняющий от
разноса двигателя. При достижении предельного
числа оборотов центробежный регулятор, си-
дящий на валике топливных насосов, припод-
нимает золотник максимального автомата и
выпускает масло из сервомотора 11. При ниж-
нем положении золотника масло из максималь-
ного автомата поступает в блокировочный
аппарат 14 и затем может поступить в серво-
мотор при опускании блокировочного золот-
ника в нижнее положение. При верхнем по-
ложении золотника полость сервомотора сооб-
щена со сливной линией, его поршень опущен
и включение подачи топлива топливной ру-
кояткой невозможно.
Ролик блокировочного золотника опирается
на клин 15, связанный с пусковым рычагом 2.

Фиг. 72. Схема поста управления двухтактного двигателя Зульцер.

ГЛ. VI]
РЕВЕРСИВНЫЕ МУФТЫ
349
В свою очередь клин лежит на ролике де-
тали 16, имеющей вид ласточкина хвоста. Эта
деталь свободно сидит на валике, приводя-
щемся во вращение от распределительного
вала двигателя. На валике насажен диск 17
с вырезами, вращающийся рядом с деталью 16.
В нижней части аппарата расположена за-
щёлка 18, выдвигающаяся вверх при впуске
сжатого воздуха под приводной поршенёк 19.
Эта защёлка входит одновременно в вырез
диска 17 и между концами ласточкина хвоста
детали 16. При вращении диска защёлка от-
брасывается в ту или другую сторону в зави-
симости от направления вращения и перебра-
сывает деталь 16. Назначением описанного
блокировочного устройства является воспре-
пятствовать включению подачи топлива в ци-
линдры двигателя до того момента, когда
полностью завершён процесс реверсирования
и двигатель уже начал вращаться в нужном
направлении.
Изображённое на схеме положение соот-
ветствует моменту перевода пусковой руко-
ятки из рабочего положения „вперёд" на по-
ложение „стоп". При этом блокировочный зо-
лотник приподнят клином 15, и масло из серво-
мотора вытекает в сливную линию, поршень
сервомотора опускается и выключает подачу
топлива. При переводе пусковой рукоятки на
„пуск назад" клин 15 продолжает поддержи-
вать золотник в верхнем положении до тех
пор, пока выдвинувшаяся вверх под давлением
пускового воздуха защёлка 18, когда двигатель
изменяет направление вращения, не перебро-
сит детали ^"против часовой стрелки, вслед-
ствие чего клин 15 опустится, и золотник при-
дёт в нижнее положение, впуская масло в сер-
вомотор. При переводе рычага 2 в положение
„работа" блокировочный золотник остаётся в
нижнем положении, и сервомотор служит пре-
дельным автоматическим выключателем по
числу оборотов и давлению масла.
РЕВЕРСИВНЫЕ МУФТЫ
ОБЩАЯ ЧАСТЬ
Реверсивные муфты судовых двигателей
представляют сочетание механизмов, дающих
возможность изменять направление вращения
гребного или ведомого вала при одном и том
же направлении вращения двигателя или ве-
дущего вала.
Смена хода „вперёд" ходом „назад" обычно
сопровождается снижением оборотов гребного
вала сравнительно с числом оборотов двига-
теля, что достигается соответствующим под-
бором шестерён реверсивной передачи. Сни-
жение оборотов ведомого вала уменьшает
силы, действующие при реверсировании в ме-
ханизмах муфты, и даёт возможность сделать
муфту более лёгкой и компактной.
Для повышения к. п. д. гребных винтов,
соединённых с быстроходными двигателями,
число оборотов гребного вала должно быть
снижено в 2—3 раза. Это снижение оборотов
осуществляется помощью редукторов, присо-
единяемых непосредственно к реверсивным
муфтам.
В некоторых конструкциях муфт реверси-
рование ведомого вала осуществляется систе-
мой шестерён, входящих в состав редукторной
передачи; такие устройства называются ре-
версивно-редуктсрными передачами.
По сравнению с реверсированием гребного
вала непосредственным изменением вращения
самого двигателя реверсирование муфтами
имеет следующие преимущества:
1) двигатель при его превращении из ста-
ционарного или транспортного в судовой пре-
терпевает сравнительно незначительные изме-
нения;
2) пуск двигателя при его непосредствен-
ном реверсе осуществляется или сжатым воз-
духом или электростартером; при реверсив-
ных муфтах пусковое оборудование значи-
тельно сокращается по своей ёмкости и весу,
отпадает необходимость частого пополнения
запаса сжатого воздуха или частой зарядки
аккумуляторов;
3) надёжность действия реверсивных муфт
выше надёжности работы всей системы
пусковых и реверсивных устройств двига-
телей;
4) при реверсировании с помощью муфты
двигатель не останавливается и его ответ-
ственные части не подвергаются резким из-
менениям температур, что благоприятно ска-
зывается на работе крышек, клапанов и порш-
ней двигателя и содействует сохранению мото-
ресурса двигателя;
5) легко осуществляется дистанционное
управление реверсом.
Указанные преимущества реверсирования
муфтами явились причиной их широкого при-
менения в судовых двигателях мощностью от
10 до 300 л. с; американскими заводами
реверсивные муфты используются для быстро-
ходных двигателей мощностью до 2000 л. с.
Одним из отрицательных свойств ревер-
сивных муфт следует считать увеличение
длины двигателя.
Для реверса с помощью реверсивной
муфты необходимо разобщить гребной или
ведомый вал от двигателя или ведущего вала
и включить в действие механизм реверса для
получения обратного вращения гребного
вала.
Эти манипуляции в реверсивных муфтах
осуществляются автоматически реверсивным
рычагом или сервомотором муфты и связан-
ными с ними механизмами.
В каждой реверсивной муфте или ревер-
сивно-редукторной передаче имеются:
1) ведущая часть, заключающая в
себе фрикционное соединение ведущего и ве-
домого валов и ведущую шестерню механизма
реверса; фрикционное соединение может быть
заменено кулачным сцеплением, связанным с
устройством, синхронизирующим вращение
ведущего и ведомого валов;

350
ЭЛЕКТРООБОРУДОВАНИЕ, ПУСК И РЕВЕРС
[РАЗД. IV
2) промежуточная часть, заключа-
ющая в себе механизмы реверса, передающие
при реверсировании работу, развиваемую
двигателем; при прямом ходе реверсивные
механизмы и фрикционная муфта сцепляют
ведущий и ведомый валы;
3) ведомая часть, состоящая из части
фрикционного соединения ведомой шестерни
реверсивного механизма, полумуфты греб-
ного вала и ведомого вала;
4) механизмы управления фрик-
ционным соединением и реверсивным устрой-
ством, обеспечивающие полную автономность
и блокировку действия фрикционного или ку-
лачного сцеплений и механизмов реверсиро-
вания; к этим механизмам в больших муфтах
присоединяется сервомотор.
В некоторых случаях для снижения обо-
ротов ведомого вала используется редуктор,
помещаемый в охлаждаемом корпусе.
КОНСТРУКЦИИ РЕВЕРСИВНЫХ МУФТ
Реверсивная муфта Джойс характери-
зуется применением для сцепления ведущего
и ведомого валов многодисковой фрикцион-
ной муфты, рассчитанной на передачу пол-
ного крутящего момента; для реверсирования
в этих муфтах используется цилиндрическая
планетарная передача с паразитными шестер-
нями обратного хода.
Ведущая часть муфты (фиг. 73) состоит
из втулки 1, являющейся в то же время и ве-
в систему сцепления промежуточной ше-
стерни 13 позволяет сообщить ведомой части
и шестерне 3 вращение в обратном напра-
влении при сохранении одного и того же вра-
щения ведущей части муфты.
Механизм зажатия дисков состоит из
муфты 16, рычагов 17 и поводков 18; зажатие
тормозной ленты 26 осуществляется клином 21,
приводимым в движение рычагом 23, ва-
ликом 22 и рычагами 19 и 24.
Во избежание аксиального сдвига тормозной
ленты при её зажатии и для воспринятия воз-
никающей при этом осевой силы валик 22 и
барабан муфты связаны тягами 25.
Ведущая и ведомая части муфты цен-
трируются шарикоподшипником 27 и втул-
ками 5.
Для регулирования зажатия фрикционных
дисков длину поводка 18 можно изменять,
так как поводок состоит из двух деталей, со-
единяемых резьбой.
Реверсивная муфта Джойс (фиг. 74) по-
следнего выпуска установлена в корпусе,
присоединённом к картеру двигателя.
Она отличается от прототипа заменой
фрикционных дисков 2 и 4 фрикционным ко-
нусом и подшипников скольжения — шарико-
выми и роликовыми подшипниками. Регулиро-
вание нажима на фрикционные диски осуще-
ствляется не изменением длины поводков 18,
а ввёртыванием на резьбе шайбы, поддержи-
вающей оси рычагов, сжимающих фрикцион-
ные диски.
И 9 21 12 10 13 15 20 19
Вид по стрелке К ¦
дущей шестерней реверсивной передачи; на
шлицах втулки посажены фрикционные диски 2.
Ведомая часть 3 муфты имеет два фрик-
ционных диска 4, посаженных на зубьях ше-
стерни ведомой части.
Промежуточная часть муфты, вращаю-
щаяся на втулках 5, охватывающих ведущую
и ведомую части, и состоящая из двух полу-
муфт 6 и 7 и составного корпуса (деталь 8,
9, 10 и 11), заключает в себе механизм ре-
верса; последний состоит из трёх комплектов
планетарных цилиндрических шестерён 12
и 13.
Промежуточная часть муфты имеет четыре
фрикционных диска 14 и 15 и охватывается
тормозной лентой 26, опирающейся на корпус
муфты лапами В—В; зажатие тормозной
ленты вызывает остановку промежуточной
части реверсивной муфты и осей реверсиру-
ющих шестерён-сателлитов 12 и 13', введение
Фиг. 73. Реверсивная муфта Джойс. МК =10 000 тем.
Нормализованный однотипный ряд ревер-
сивных муфт Джойс применяется для передачи
крутящего момента от 1500 до 18000 кгем.
Представленная на фиг. 73 муфта предна-
значена для передачи крутящего момента

ГЛ. VI]
РЕВЕРСИВНЫЕ МУФТЫ
351
Мк = 10700 кгсм; она весит 175 кг; удельный
вес самой муфты без корпуса, приведённый в
кгм передаваемого крутящего момента, со-
ставляет 1,6 кг/кгм, а с корпусом — 2,5 кг/кгм.
На фиг. 73 муфта представлена в положе-
нии хода .вперёд"; передний ход осуще-
ствляется зажатием фрикционных дисков по-
мощью механизмов управления муфтой, при-
Значительное уменьшение, оборотов греб-
ного вала при прямом ходе может быть до-
стигнуто присоединением к муфте Джойс ре-
дуктора, изображённого на фиг. 75.
Для сокращения высоты расположения
двигателя над осью гребного вала и для до-
стижения большей компактности редуктора
применены шестерни с внутренним зацепле-
нием.
Редуктор для передаточных чисел 2:1, 3:1
и более выполнен как самостоятельный агре-
водимых в движение вручную от рукоятки 23;
при этом механизмы управления поддержи-
вают тормозную ленту 26 в разжатом состоя-
нии.
Крутящий момент передаётся по силовой
схеме, представленной пунктирной линией
/7—П (фиг. 74); ведущая, промежуточная и
ведомая части муфты вращаются при ходе
.вперёд" с одинаковыми угловыми скоростями;
шестерни реверсивного механизма, участвуя
в общем движении реверсивной муфты, во-
круг своих осей не вращаются.
Холостой ход наступает при одновременном
освобождении от зажатия фрикционных дисков
и тормозной ленты. При холостом ходе ве-
домый или гребной вал неподвижен.
Так как ведущая шестерня 1 (фиг. 73)
вращается, а ведомая 3 стоит, то промежу-
точная часть муфты с её сателлитами (пара-
зитными шестернями) должна вращаться в на-
правлении, обратном вращению ведущей ше-
стерни; при этом движении сателлиты 12 и 13
огибают ведущую и ведомую шестерни 1 и 3
и вращаются сами.
Ход „назад* достигается зажатием и оста-
новкой промежуточной части и разобщением
дисков и конуса трения.
При заднем ходе крутящий момент пере-
даётся по силовой схеме, указанной линией
3—3 на фиг. 74; при этом шестерня 1 (фиг. 73)
вращает вокруг неподвижной оси шестерню 12,
сцепляющуюся с паразитной шестерней 13;
последняя вращает в обратном направлении
шестерню 3.
При заднем ходе число оборотов ведомого
вала в муфтах Джойс уменьшается сравни-
тельно с оборотами ведущего вала в отно-
шении 1:0,75 до 1:0,80, что достигается увели-
чением диаметра ведомой шестерни сравни-
тельно с ведущей.
Фиг. 74. Реверсивная муфта Джойс новой конструкции,
Мк =10 000 кгсм.
гат и прикрепляется к корпусу реверсивной
муфты. Корпус редуктора охлаждается за-
бортной водой; смазка шестерён и подшип-
ников—разбрызгиванием. Редуктор снабжён
Фиг. 75. Редуктор реверсивной муфты Джойс.
Мк = 10 000 кгсм.
упорным подшипником для воспринятия акси-
альной силы давления гребного винта.
Реверсивная муфта с редуктором Крейс-
лер (фиг. 76) представляет модификацию
муфты Джойс, отличающуюся от неё следу-
ющими особенностями:
1) передача крутящего момента осуще-
ствляется одним комплектом фрикционных
дисков, причём при ходе „вперёд" крутящий
момент полностью передаётся через систему
шестерён заднего хода;
2) кинематические схемы механизмов, за-
жимающих диски муфт, различны;
3) регулирование зажима дисков осуще-
ствляется ввёртыванием в промежуточную част»

352
ЭЛЕКТРООБОРУДОВАНИЕ, ПУСК И РЕВЕРС
[РАЗД. IV
муфты планшайбы, несущей на себе оси по-
ворота нажимных рычагов;
4) регулирование силы зажима тормозной
ленты и механизмов заднего и переднего
ходов осуществлено их деталями, вынесенными
наружу, что позволяет производить подтяжку
ленты, не вскрывая муфты;
5) редуктор с внутренним зацеплением вы-
полнен за одно с корпусом реверсивной муфты.
Фиг. 76 изображает механизмы реверсивной
муфты в положении
хода „вперёд". На
фиг. 76 вид по стрел-
ке Л представляет по-
ложение рычага при
ходе „назад" и при
затянутой тормозной
ленте. Вид по стрел-
ке В изображает тягу,
поддерживающую в
подвешенном состоя-
нии тормозную ленту
во избежание её со-
прикосновения и тре-
ния с барабаном при
прямом ходе.
Компактность и
лёгкий вес реверсив-
ной муфты достигну-
ты вследствие допу-
щенных высоких на-
пряжений в шестернях
реверсивной передачи
и на фрикционных
дисках.
Реверсивная муфта
допускает работу на
заднем ходе при 1400
об/мин не более 10
миш, на холостом
ходе при 400 об/мин
не более 30 мин.
Реверсивная муф-
та двигателя ГАМ
35ФН, 1250 л. с. при
2050 об/мин принадле-
жит к той же группе,
что и муфта Джойс,
но превосходит её по
лёгкости и компакт-
ности; она предназна-
чена для соединения
с двигателем авиа-
ционного типа, кон-
вертированным в су-
довой (фиг. 77).
Ведущая часть
муфты состоит из ма-
ховика 1, посаженно-
го на шлицах колен-
чатого вала двигателя
и закреплённого гай-
кой; к маховику
прикреплён барабан 2, несущий комплект
стальных ведущих фрикционных дисков 3
и зажимных сухарей 6 с прилегающими к ним
опорными дисками 4 и 6; на конце барабана
на шпонках закреплена ведущая шестерня са-
теллитов реверсивного механизма 7.
Ведомую часть муфты представляет вал 8,
на котором насажены комплект ведомых ла-
тунных фрикционных дисков 9 и нажимное
кольцо 10, опирающееся на пружины 11,
сжатые болтами 12; между ведущим валом и
нажимным кольцом имеется зазор, выбираю-
щийся при сжатии фрикционных дисков; фрик-
ционные диски и нажимное кольцо посажены
на шлицы вала.
На вал насажена на шпонке и ведомая ше-
стерня 13 с внутренним зацеплением, сцепля-
ющаяся с промежуточными шестернями ревер-
ГПг
tl
Вид на шестерни
реверсивной передачи
Вид по стрепке А
на механизм регулирования
заднего хода
Вид по стрелке В
> на механизм регулиро-
вания переднего хода
Фиг. 76. Реверсивная муфта Крейслер с редуктором. МК= 2650 кгсм, 85 л. с,
2300 об/мин, передача редуктора 1,95 :1.
сивного механизма 14; сочетание ведущей
шестерни с наружным зацеплением и ве-
домой — с внутренним упрощает планетарную
передачу. На другой части вала на шлицах
посажена полз*муфта 15; вал опирается
на шарикоподшипники 16 и 17, из которых
второй является упорным.
Промежуточная часть муфты 18 заключает
в себе шесть сателлитов 14, вращающихся на

ГЛ. VI]
РЕВЕРСИВНЫЕ МУФТЫ
353
игольчатых подшипниках; корпус промежу-
точной части вращается, опираясь на ведущую
и ведомую части муфты.
Механизм нажатия фрикционных дисков
приводится в движение вручную рычагами 19
и 20, посаженными на валик 21, и муфтой 22.
На фиг. 77 положение механизмов упра-
вления муфтой соответствует переднему ходу,
при котором рычаги 23 сжимают диски При
Вес реверсивной муфты 210 кг, вес, отне-
сённый к передаваемому крутящему мо-
менту, 0,49 KZJKZM.
Способ действия муфты ГАМ35ФН оди-
наков с муфтами Джойс и Крейслер.
Реверсивная муфта Буда-Ланова
является образцом муфт второй группы, рас-
считанных на передачу полного крутящего
момента с помощью фрикционного дискового
Фиг. 77. Реверсивная муфта двигателя ГАМ35ФН. Af^max "• 43 500 кгсм, 1250 л. с. при 2050 об/мин.
передвижении муфты в среднее или другое
крайнее положение рычаги поворачиваются по-
водками 24, и нажатие на диски прекращается.
Тормозная лента 25 при обратном ходе за-
жимается винтом, посаженным на валик 26,
поворачиваемый тягой 27 и рычагом 28. Ре-
версивная муфта снабжена приспособлением
для проворачивания двигателя и пусковым
стартером. Муфта смазывается маслом под
давлением из масляной системы двигателя.
Упорный подшипник муфты может работать
при давлении до 250Э кг при 2050 обмин.
Реверсивная муфта допускает передачу
максимального крутящего момента 43 700 кгсм
при 2050 об/мин и работу: на холостом ходе
при 700 об/мин не более 20 мин.; на заднем
ходе при 1100 об/мин не более 5 мин.;
при этом режиме гребной вал делает
660 об/мин. --¦ —-- - - —
23 том ю
сцепления и имеющих реверсивный механизм с
конической шестерёнчатой передачей (фиг. 78).
Отличием этого рода муфт от первой
группы является применение конических са-
теллитов вместо цилиндрических.
Ведущая часть муфты имеет барабан /,
хвостовик 2 с насаженной на него конической
шестерней 4 и стальные фрикционные диски.?.
Ведомую часть составляет вал 5 с наса-
женными на него ведомой шестерней 6 и
полумуфтой 7.
Промежуточная часть состоит из чугун-
ного корпуса 8, вращающегося на шарико-
подшипниках и заключающего в себе пара-
зитные шестерни 11 на осях 10 и лагунные
фрикционные диски 9, посаженные на шлицах
корпуса; на корпус 8 навёрнуто и закреплено
на резьбе кольцо 12 с осями для нажимных
-рыдашв 77» . . - ,....-.

Фиг. 78. Ргвгрсивная муфта Буда-Ланова. Мк =72ООкгсм, передаваемая мощность 150 а. с. при 1500 об/мин.

Тб 18 1$
Фиг. 79. Шинно-пневматическая муфта Аэрофлекс. Мк шах = 190 000 кгсм, передаваемая мощность 2000 л. с.
при 750 об/мин. ,

356
ЭЛЕКТРООБОРУДОВАНИЕ, ПУСК И РЕВЕРС
[РАЗД. IV
Механизмы для зажима фрикционных
дисков и тормозной ленты 20 по своей кине-
матической схеме и по конструкции тожде-
ственны с муфтой Джойс.
Шинно -пневматическая реверсивная
муфта Аэрофлекс (фиг. 79) применяется аме-
риканской фирмой Дженерал Моторс при по-
стройке судовых дизелей мощностью 1200
и 1600 л. с. при 750 об/мин.
Ведущая часть муфты состоит из барабана /,
в котором закреплены резиновые шины 2,
имеющие лёгкие башмаки 3 из феродо.
В шины может подводиться воздух под да-
влением 8,8 ати через сальник 4 и сверления
как в вале, так и в барабане муфты. Ведущая
часть муфты опирается на ведомый вал под-
шипником 6, прикреплённым к диску 7; к тому
же диску прикреплена ведущая шестерня 8
реверсивной передачи.
Ведомая часть заключает в себе вал 9,
барабан из бериллиевой бронзы 10, полумуфту//
и ведомую коническую шестерню 12.
Промежуточная часть состоит из корпуса/.?
с насаженным на нём барабаном из бериллиевой
ведущая, ведомая и промежуточная части
муфты сцепляются между собой.
Холостой ход начинается после выпуска
воздуха из шины переднего хода при опорож-
ненной шине заднего хода; при неподвижном
ведомом вале и вращении ведущего барабана
промежуточная часть вращается с половинной
угловой скоростью ведущего вала.
Задний ход ведомого вала получается при
впуске сжатого воздуха в шину заднего хода
и при выпуске его из шины переднего хода;
промежуточная часть, зажатая фрикционными
неподвижными колодками, останавливается, и
работа двигателя передаётся через паразитные
шестерни реверсивного механизма.
Подвод воздуха в шину переднего хода
осуществляется через сальник (фиг. 80). '
Сжатый воздух вводится во внутреннюю
полость сальника и, приподняв клапан 1, за-
полняет шину переднего хода; после заполне-
ния шины воздухом клапан закрывается, чем
обеспечивается необходимое давление, не-
смотря на последующий выпуск его из воз-
духоподводящей полости сальника.
з
Фиг. 80. Сальник подвода воздуха в реверсивную муфту Аэрофлекс.
бронзы 14 и шести паразитных конических
шестерён 15.
Затормаживание и остановка промежу-
точной части осуществляются резиновой ши-
ной 16 с 12 фрикционными колодками 17 из
резино-асбестовой массы, которые прижима-
ются к неподвижному корпусу муфты 18 при
помощи пружин 19.
Механизмы и устройства управления
муфтой состоят из сблокированных между
собой автоматических клапанов, впускающих
и выпускающих сжатый воздух в шины пе-
реднего и заднего ходов при вращении ру-
коятки поста управления.
Передний ход получается при подаче сжа-
того воздуха в шину переднего хода и при
опорожненной шине заднего хода; при этом
Для выпуска воздуха из шины сжатый воз-
дух из баллона пускается под поршни 2; при
движении поршней соединённый с ними диск 3
открывает клапан и выпускает воздух из шин.
Уплотнение воздушной камеры достигается
резиновыми манжетами 4\ шина заднего хода
неподвижна, и сжатый воздух вводится в неё
непосредственно из воздухопровода.
Реверсивная муфта Паккард (фиг. 81)
принадлежит к третьей группе, в которой ре-
верс осуществляется цилиндрической плане-
тарной передачей, а соединение ведущей и
ведомой частей на прямом ходе — кулачной
муфтой с синхронизатором фрикционными
дисками.
Фрикционное сцепление в этой муфте мо-
жет передавать без скольжения крутящий мо-

ГЛ. VI]
РЕВЕРСИВНЫЕ МУФТЫ
357
18 20 21 22
23 24 9 П 3 2 1
Фиг. 81. Реверсивная муфта Паккард. Мк-тях = 37 500 кгсм, 1250 л. С. при 2500 об/мии.

358
ЭЛЕКТРООБОРУДОВАНИЕ, ПУСК И РЕВЕРС
[РАЗД. IV
мент, создаваемый гребным валом лишь при
малых оборотах, не превышающих 600 в ми-
нуту.
Ведущая часть муфты состоит из диска 1,
конуса 2 и барабана 3, в котором на шлицах
движется другой конус фрикционного сцепле-
ния 4, связанный с его нажимным механизмом
деталями 5 и 6; с деталью 6 соединена на
шлицах кулачная полумуфта 7, а с нею — ве-
дущая шестерня 8.
Нажим конусов сцепления осуществляется
через поводки 24 пружинами 9, предварительно
стянутые шпильками 10.
Ведомая часть заключает в себе диск 11
с насаженным на него на шлицах конусом
трения 13, прижимаемым к детали 5 пружи-
пление ведущей и ведомой частей кониче-
ского фрикционного соединения.
При своём движении муфта 22передвигает
также и кулачную полумуфту 25; если её
зубья не совпадут с прорезями другой части
этого кулачного соединения и кулачная полу-
муфта не дойдёт до своего крайнего положе-
ния, то она под действием нажатия пружин 26
войдёт в полное зацепление при первом про-
скальзывании конусов, вызываемом возрастаю-
щим крутящим моментом.
Задний ход осуществляется системой са-
теллитов при зажиме корпуса промежуточной
части 17 тормозной лентой 27.
На фиг. 82 представлена та же муфта Пак-
кард в сочетании с редуктором, снижающим
0=J
Фиг. 82. Реверсивная муфта Паккард с редуктором. Мк тах «= 32 000 кгсм, 560 л. с. при 1250 об/мин.
нами 14) на валу закреплены на шлицах ведомая
шестерня 15 и полумуфта 16.
Промежуточная часть муфты состоит из
корпуса 17 с комплектом планетарных шесте-
рён 18 и 19, вращающихся на шарикоподшип-
никах.
Механизмы нажима фрикционных конусов
и сжатия тормозной ленты сблокированы; на
чертеже фиг. 81 они начерчены в положении
заднего хода.
При переходе с заднего хода на передний,
осуществляемом поворотом рычага муфты,
вначале освобождается от зажима промежу-
точная часть муфты, а затем фигурный ры-
чаг 20 захватывает ролик рычага 21 и пере-
водит муфту 22, рычаг 23 и поводок 24 в край-
нее положение, при котором происходит сце-
обороты в отношении 2,54:1; на той же фигуре
показано и зажимное устройство промежу-
точной части заднего хода.
Реверсивная муфта Холл-Скотт (фиг. 83),
относящаяся к муфтам четвёртой группы,
имеет также синхронизатор — фрикционную
муфту, рассчитанную на частичную передачу
полного крутящего момента, кулачное сцепле-
ние с пружинным включением и коническую
реверсивную передачу.
Ведущую часть муфты составляют диск 1, на-
саживаемый на шлицах на коленчатый вал дви-
гателя, и соединённый с ним барабан 2, на конце
которого закреплена ведущая коническая ше-
стерня 3, опирающаяся на шарикоподшипник.
В барабане 2 имеется два ряда шлицев.
Шлицы, расположенные на большом диаметре.

ГЛ. VI]
РЕВЕРСИВНЫЕ МУФТЫ
359
соединяют барабан с ведущими стальными
фрикционными дисками 4, с кольцом 5, нажи-
маемым пружинами 6, а также с кольцом 7,
нажимаемым рычагами включения переднего
хода.
Ведомая часть состоит из вала 8 и насажен-
ных на него ведомых латунных дисков 9, кулач-
ной полу муфты 10, ведомой шестерни обрат-
Промежуточная часть 15, заключающая
в себе конические паразитные шестерни 14,
центрируется ведущей и ведомой шестернями;
при зажатии её тормозной лентой промежу-
точная часть центрируется самой лентой, имею-
щей устройство для регулирования центровки,
состоящее из рычагов 16, посаженных на ось 17
и поддерживающих ленту серьгами 18; высота
735
Фиг. 83. Реверсивная муфта Холл-Скотт. Мк тах =31 400 кгем, 920 л. с. при 2100 об/мин.
ного хода 11 и фланцевой полумуфты 12; подвеса ленты может регулироваться шуру-
кулачная полумуфта 10 может быть соединена пом 19.
со шлицами ведущего барабана, расположен- Механизмы управления зажатием фрик-
ными по ряду шлицев меньшего диаметра, при ционных дисков и зажатием тормозной ленты
помощи шлицевого кольца 13, соединённого по своей конструктивной схеме тождественны
шурупами с муфтой перекл^ючения. с ранее описанными. На фиг. 83 они пред-

360
ЭЛЕКТРООБОРУДОВАНИЕ, ПУСК И РЕВЕРС
{РАЗД. IV
ставлены в среднем положении, соответствую-
щем сцеплению на передний ход при низких
рборотах двигателя; при переводе механизмов
на положение полного хода зубья шлицевого
кольца 13 могут упереться в зубья полу-
муфты 10; при этом полумуфта будет переме-
щаться по шлицам вала и сожмёт пружину 20;
последняя сцепит полумуфту и шлицевое
кольцо при первом проскальзывании фрик-
ционного соединения.
КОНСТРУКЦИИ РЕВЕРСИВНО-
РЕДУКТОРНЫХ ПЕРЕДАЧ
Реверсивно-редукторная передача Уп-
тон. Конструкция передачи Уптон даёт воз-
можность использовать редуктор для полу-
чения заднего хода путём установки наряду
с передачей прямого хода на тех же осях
пары шестерён с паразитной шестерней и вве-
одного рычага и сблокированными с ним ме-
ханизмами.
Конструктивное оформление этой идеи
представлено на фиг. 84; передача состоит из
следующих главнейших механизмов: 1) фрик-
ционной муфты, рассчитанной на передачу
полного крутящего момента с тормозной лен-
той, предназначенной для немедленной оста-
новки ведомой части муфты после её разоб-
щения с ведущей частью;2) системы шестерён
редуктора прямого и обратного ходов с кулач-
ной муфтой; 3) механизмов управления фрик-
ционной и кулачной муфтами, а также и тор-
можением ведомой части фрикционной муфты.
Все эти механизмы должны быть заключены
в корпус, обеспечивающий охлаждение цир-
кулирующего в нём масла.
Фрикционная муфта состоит из ведущего
обода / с фрикционными дисками 2 и ведомой
части 3, имеющей фрикционные диски 6, за-
креплённые на шлицах; для быстрой остановки
по в В
по MN0P
Механизм переключении
380
noHJKL
Сцепная фрикционная муфта
Фиг. 84. Реверсивно-редукторная передача Уптон. Механизмы управления и блокировки? МК тах
85 л. с. при 3300 об/мин, передача редуктора 2,05: 1.
1850 кгсм,
дения в действие тех или иных шестерён, в
зависимости от желательного хода; при этом
применяется кулачное сцепление шестерён.
Сцепление шестерён должно происходить
при их остановке, и все операции реверсиро-
вания должны осуществляться движением
ведомой части Зона снабжена тормозным шки-
вом 4; на ведомой части для укрепления осей
нажимных рычагов закреплён на резьбе диск 5,
поворачиванием которого можно регулировать
силу зажатия фрикционных дисков; положение
диска 5 фиксируется штифтом 7.

ГЛ. VI)
РЕВЕРСИВНЫЕ МУФТЫ
361
Реверсивно-редукторная передача заклю-
чает в себе ведущую и ведомую шестерни
прямого хода 8 и 9 и ведущую паразитную и
ведомую шестерни обратного хода 10, 11 и 12.
Шестерни 9 и 12 вращаются на ведомом
валу 13 и сцепляются с валом двухсторонней
кулачной муфты 14. Сцепление с шестерней
прямого хода сообщает гребному валу вра-
щение вперёд, сцепление с ведомой шестер-
ней обратного хода даёт ход „назад"; при
среднем положении кулачной муфты полу-
чается холостой ход.
Сцепление и расцепление фрикционной
муфты осуществляются рычагом 15, поворачи-
дящим пружину и ленту через серьги 29.
Механизмы управления муфтой пред-
ставлены на фиг. 84 при работе на задний
ход; при перестановке рычага управления муф-
той в среднее положение фрикционное сцепле-
ние разобщается, кулачная муфта устанавли-
вается в среднем положении, ведомая часть
фрикционной муфты останавливается тормо-
зом; при этом ведущие фрикционные диски
проскальзывают относительно ведомых дисков.
При положении рычага управления, соответ-
ствующем ходу „вперёд", кулачная муфта
сцепляется с ведомым валом, тормозная лента
разводится и фрикционная муфта сцепляется.
Фиг. Е5а. Двухдисковая реверсивно-редукторная передача;
Мк = 5700 кгсм, 120 л. с. при 1500 об/мин.
вающим валик 16 с насаженной на него звёз-
дочкой 30, сцепляющей муфту в двух крайних
положениях, рычага при помощи вилки 17,
муфты 18, поводков 19 и рычагов 20, нажи-
мающих на цилиндры 21 через кольцо 22.
Переключение направления вращения
достигается передвижением кулачной муфты 14
при помощи вилки 23 через замыкаемый пру-
жиной поводок 24 рычагом 25; наличие пру-
жины не препятствует переводу рычага упра-
вления и обеспечивает сцепление муфты в на-
чальный момент проворачивания вала с веду-
щими шестернями переднего и заднего ходов.
Торможение ведомой части фрикционной
муфты осуществляется зажатием тормозной
ленты 26, затянутой пружиной 27; оттормажи-
вание выполняется поводком 28, разво-
г 5
Корпус передачи охлаждается забортной,
водой.
Передача допускает не ограниченную па
времени работу на задний ход при 1700 об/мин
и при холостом ходе в течение не более 30 мин.
Двухдисковая реверсивно-редукторная
передача (фиг. 85а и 856) нашла широкое при-
менение в американском моторостроении.
В этой реверсивно-редукторной передаче
ведущие шестерни прямого и обратного хо-
дов 1 и 3, закреплённые на внутреннем и на
наружном валах 6 и 7, связаны с двумя
дисками 8 и 9, из которых каждый может
сцепляться с ведущим кожухом 10 я с заклю-
чённым в него нажимным диском //; шестерня /
связана непосредственно с ведомой шестерней
прямого хода, а шестерня 3 даёт обратное

362
ЭЛЕКТРООБОРУДОВАНИЕ, ПУСК И РЕВЕРС
[РАЗД. IV
Вид пострепке К
noGHJK
noEF
по CD
поЯВ
по VWXY
Механизм
переднего хода
Указатель уровня
в разрезе
показан условно
Правая сторона Левая сторона
noZA
Механизм
заднего хода
5ез крЬ/шки
корпуса и
кронштейнов
по BY
Паразитная
шестерня
поСХ
Задняя стенка корпуса муфты
Фиг. 856. Двухдисковая реверсивно-редукторная передача: М = 5700 кгсм; 120 л. с. при 1500 об/мин.

ГЛ. VI]
РЕВЕРСИВНЫЕ МУФТЫ
363
вращение ведомой шестерне 5 благодаря па-
разитной шестерне 4.
Прямой или обратный ход получается воз-
действием на нажимной диск механизма
управления муфтой, состоящего из деталей 12,
13, 14, 15, 16, 17 и 18.
Отсек корпуса муфты, заключающий ше-
стерни редуктора, смазываемые разбрызгивае-
мым маслом, изолирован от отсека, заключаю-
щего фрикционные диски; попадание масла
на диски недопустимо.
Преимущества и недостатки реверсивных
муфт и пути их конструктивного
усовершенствования
Прототипы реверсивных муфт судовых дви-
гателей представляли обособленные от двига-
теля ] ромоздкие конструкции открытого типа,
большого веса, с несовершенной смазкой и
недостаточно надёжные в эксплоатации; ши-
рокое развитие судовых двигателей привело
к появлению новых типов реверсивных муфт
и к значительному их конструктивному усовер-
шенствованию.
Наряду с положительными качествами
муфты типа Джойс (фиг. 73) имеют следующие
недостатки:
1) нагревание фрикционных дисков и плане-
тарной передачи при обратном ходе вследствие
малой теплоотдачи неподвижной промежуточ-
ной части во внешнюю среду; нагревание фрик-
ционных дисков и при холостом ходе; поврежде-
ние дисков от нагревания;
2) необходимость сравнительно частой ре-
гулировки нажатия дисков для устранения их
проскальзывания при износе дисков и необхо-
димость весьма точного изготовления системы
планетарной передачи для обеспечения рав-
номерной нагрузки шестерён;
3) значительная длина при сочетании с ре-
дуктором.
Необходимость конвертирования авиацион-
ных двигателей значительной мощности в су-
довые привела к созданию советскими кон-
структорами муфты к двигателю ГАМ35ФН
(фиг. 77), которая имеет следующие улучше-
ния сравнительно с муфтой типа Джойс:
1) в систему фрикционных дисков введены
пружины, обеспечивающие сохранение нажима
на фрикционные диски при износе дисков;
2) упрощена конструкция планетарной ре-
версивной передачи, что облегчает её изго-
товление и приводит к сокращению длины и
веса муфты;
3) муфта отличается компактностью и лёг-
ким весом; её полный вес, включая корпус,
отнесённый к кгм крутящего момента на пря-
мом ходу, составляет 0,48 кг\кгм\
4) все трущиеся части хорошо смазы-
ваются и охлаждаются маслом.
Недостатком этой муфты является ограни-
ченная продолжительность работы на холостом
и заднем ходах.
Преимущество муфты Буда-Ланова по срав-
нению с муфтой Джойс заключается в наличии
смазки под давлением; во всём остальном они
равноценны.
Шинно-пневматическая муфта Аэрофлекс
рационально разрешает задачу создания
простого и надёжно действующего фрикцион-
ного соединения и тормозного устройства,
приспособленного для передачи больших кру-
тящих моментов и получения прямого и обрат-
ного ходов.
Стремление обеспечить передачу больших
крутящих моментов реверсивными муфтами
лёгкой конструкции без проскальзывания фрик-
ционного соединения путём прибавления к нему
также и кулачного сцепления привело к со-
зданию реверсивных муфт типа Холл-Скотт и
Паккард. Из этих двух муфт, близких по кон-
струкции к муфте ГАМ35ФН, более совер-
шенна муфта Паккард. Преимущества этой
муфты:
1) малый вес и компактность;
2) возможность неограниченной по времени
работы на холостом и длительной работы на
заднем ходах вследствие замены многодиско-
вого сцепления конусным;
3) наличие эластичного зажима конуса тре-
ния при помощи пружин, что исключает необ-
ходимость частой регулировки механизмов
муфты;
4) абсолютная надёжность сцепления на
переднем ходе и обеспеченность реверса на
малых ходах без ударов зубьев кулачной
муфты;
5) возможность поддержания заднего хода
без нажима на рычаг управления, чего нет
в реверсивной муфте ГАМ35ФН.
Реверсивная муфта Холл-Скотт, имеющая
дисковый синхронизатор и кулачную муфту
сцепления, уступает муфте Паккард, так как
нагревание дисков при трении на холостом
ходе ограничивает длительность её работы на
этом режиме. Все реверсивные муфты без
редукторов могут быть использованы лишь
для двигателей, устанавливаемых на быстро-
ходных малотоннажных судах; для судов со
средней скоростью движения и для буксиров
необходимы двигатели с реверсивными муф-
тами, снабжёнными редукторами.
Наиболее удачное сочетание реверсивных
механизмов с редукторами осуществлено в ре-
версивно-редукторных передачах Уптон и
в двухдисковых; обе эти передачи допускают
неограниченную по времени работу на холостом
и заднем ходах, отличаются компактностью,
простотой конструкции и надёжностью работы.
К ним можьо отнести и гидравлические
муфты, в которых ведомый и ведущий валы
и реверсивные шестерни, аналогичные с пере-
дачей Уптон, сцепляются между собой фрик-
ционным устройством, управляемым маслом
под давлением; эти передачи не получили
широкого распространения.
Расчёт главнейших деталей реверсивных
муфт
Расчёт дисков трения ведётся по формулам:
М = 71620—;
п
М =
/>•/ =
3
ЗМ
B1)
B2)
B3)
где/W — максимальный крутящий момент, пе-
редаваемый реверсивной муфтой, в кгсм;

364
ЭЛЕКТРООБОРУДОВАНИЕ, ПУСК И РЕВЕРС
[РАЗД. IV
Л/ — максимальная мощность в л. с; л—число
оборотов ведущего вала в минуту; р — среднее
давление на поверхность диска в кг/см2; f—
коэфициент трения дисков; /?2 и R^—наруж-
ный и внутренний радиусы диска в см; i—
число трущихся поверхностей, равное удвоен-
ному числу дисков.
Сила трения, приходящаяся на 1 см2 по-
верхности дисков в муфтах Джойс, Буда-Ла-
по латунному 0,10—0,12 и для обильно смазы-
ваемых 0 05—0,06.
При коэфициенте трения, равном 0,10, сред-
нее давление на поверхность соприкасающихся
дисков должно быть принято равным 3 кг/см2,
для нормальных муфг.и для форсированных
оно может быть повышено до. Ъкг\см2.
В сильно нагружённых муфтах типа Пак-
кард в конусах трения давление может быть
принято равным от 12
до 15 кг /см2.
А
ut
MM
Ю
ч
0
p,
0.6
0,5
0,4
0.2
0.1
0
\
N.
\
4
4/
/
Pr5
/
V
у
^-~~—~
'У
\\
¦—.
\
да—_
5
А кг
50
20
10
Фиг. 86. Схема действия сил в механизме включения синхронизатора муфты Паккард
и диаграмма их зависимости от положения муфты включения: Д/— деформация пру-
жины при передвижении муфты включения в мм; Р2 — 5, Р2 — 4 и Р3 — 3 —кривые
изменения силы нажатия пружины на конус включения при передвижении муфты в кг;
Р, —5, Pt — 4 и Р1 — 3 — кривые зависимости нажатия пружины на муфту вклю-
чения при передвижении муфты и при деформации пружины 5, 4 и 3 мм в кг;
—~— отношение сил Pt и Ра, равное -у- .
Ра «1
нова, Уптон и двухдисковых, равная значе-
нию p-f, может быть в среднем принята рав-
ной 0,3 кг/см2; в очень напряжённых муфтах
это значение достигает 0,7—0,8 кг/см2 (ГАМ
35ФН и Крейслер). Для шинно-пневматиче-
ских муфт и случая сухого трения феродо
или аебесто-резиновых колодок по бронзе зна-
чение коэфициента p>f можно принимать рав-
ным до 0,65 кг /см2 при давлении воздуха
в шине 8,5 кг/см2.
Для определения необходимого давления
нажатия дисков можно принять следующие
коэфициенты трения /: для трения стали по
феродо 0,25; для слабо смазанных дисков
стальных или для скольжения стального диска
Расчёт механизма
включения фрик-
ционной муфты
Механизмы вклю-
чения синхронизато-
ра муфты Паккард
показаны схематиче-
ски на фиг. 86. При
нажатии на конус си-
лой Р2 на конической
поверхности создастся
давление Q%= a ;
^J Sin a
если принять давление
на 1 см2 поверхно-
сти трения равным
12 кг/см2, С?2 =
=12^27,5-4,8=4970 кг;
при коэфициентг тре-
ния /=0,12 два ко-
нуса трения могут пе-
редать крутящий мо-
мент, равный М =
= 2-4970-0,12 -13,75 =
= 16 400 кгсм; сила
Р2 = 4970 - sin 18° =
= 1535 кг; так как
это усилие создаётся
24 пружинами, то при
сжатии каждая пру-
жина должна дать си-
лу в 64 кг.
Для этой муфты
подобрана пружина,
имеющая диаметр про-
волоки 4 мм, наруж-
ный диаметр 20 мм,
дающая при силе 66 кг
деформацию на виток
\,\2мм при напряже-
нии на скручивание
4200 кг/см2, её пред-
варительная затяжка
16 кг.
Для определения усилия, необходимого для
включения муфты, строят диаграмму зависи-
мости изменения от хода муфты (или от углов
поворота связанного с ней рычага) следующих
величин:
1) отношения между силой давления рычага
на муфту и силой давления самой пружины
р
—-
j (фиг. 86);
25
р
—- ; это отношение равно отношению от-
резков
2) деформации пружины при повороте ры-
чага определяют графически или тригономе-
трически;

ГЛ. VI]
РЕВЕРСИВНЫЕ МУФТЫ
365
3) давления пружины Ра по её деформа-
ции А/;
4) давления рычага на муфту Pv
При построении диаграмм принимают, что
пружина сжимается на 5, 4 и 3 им, чтобы
проследить за изменением усилия для вклю-
чения фрикционной муфты и за уменьшением
передаваемого крутящего момента по мере
износа феродо конусов.
Из рассмотрения кривых Pj — 5, Рг — 4 и
Pi — 3, представляющих зависимость необхо-
димой силы для включения муфты-синхрони-
затора от хода а или от углов поворота на-
жимного рычага, видно, что при изменении
зазора 5 и по мере уменьшения деформации
нажимных пружин с 5 до 3 мм перестановоч-
ная сила от одной пружины падает с 8,2 до
4,3 кг; нажатие же пружин изменяется с 66 до
46 кг, что приводит к уменьшению переда-
ваемого крутящего момента в */б раза.
Перестановочную силу, приведённую к ры-
чагу управления муфтой, подсчитывают по
•силе 8,2 кг, приняв длину переводного рычага
равной 600 мм и к. п. д. передачи 0,85;
сила Р с учётом влияния промежуточных ры-
чагов равна
Механизм реверса двухдисковой муфты
(фиг. 85) представлен в положении заднего
хода на фиг. 87.
При крайнем положении переводной
муфты 1 своеобразный рычаг 3 приводится
поводком 2 в положение, при котором ось ры-
чага перпендикулярна опорной поверхности
другого рычага 7, связанного поводком 8 с на-
жимным фрикционным диском 9; при этом
усилие Р2, создаваемое сжатием пружины, че-
рез рычаг 7 и поводок 8 прижимает фрикци-
онный диск 9 к ведущему кожуху силой Рь;
для определения зависимости между усилием
для включения муфты Рх и силой Р3 при пе-
ремещении муфты от среднего положения на
50% её хода Н находят по чертежу деформа-
ции пружины при различных положениях ры-
чага .3; по деформации и по предварительной
затяжке пружины устанавливают её нажим Р%
на рычаг 7; для пружины с предварительной
затяжкой 52 кг, увеличивающей силу нажатия
при деформации на 8 мм до 74 кг, изменение
деформаций пружины и сил Р2, Р3 и Рг пред-
ставлено на диаграмме фиг. 87; для вывода
муфты из среднего положения необходимо
преодолеть усилие, развиваемое каждой пру-
жиной (равное 32 кг); так как в муфте шесть
пружин, то для вывода муфты 1 из среднего
положения теоретически необходимо прило-
жить силу 192 кг; если принять длины руко-
ятки и рычага, передвигающего переводную
муфту, соответственно равными 480 и 60 мм,
а к. п. д. механизма 0,85, то к рукоятке
необходимо для реверса прикладывать уси-
лие:
Обычно это усилие в различных муфтах
колеблется в пределах 15—35 кг; есл'и не
удаётся осуществить механизмы включения
муфты с перестановочной силой, изменяющейся
в указанных пределах, и она их значительно
превосходит, то передвижение механизмов
надо осуществлять при помощи сервомотора.
Все детали механизмов включения ревер-
сивных муфт и реверЫвно-редукторных пе-
редач должны быть способными выдерживать
усилия, возникающие при воздействии на пе-
реводную рукоятку силы 75 кг без остаточных
в них деформаций.
При размерах фрикционного диска
410/290 мм двухдисковой передачи (фиг. 85)
Задний ход
мм
5
к'г
60
L-V
¦ V
.. ел
—г
——•
\
j .• 2 ! ¦—
1
Р3 J^
si !
я
в
\Р3кг
300
200
100
о
25
Фиг. 87. Схема действия сил в механизме включения
двухдисковой реверсивной муфты и диаграмма их зави-
симости от положения муфты включения:
Д/ — деформация пружины при передвижении муфты
в мм; Р, — сила нажатия пружины на муфту включения
при передвижении муфты в кг; Р2 — сила давления
пружины на рычаг в кг', Р3 — давление пружины на
диск в кг.
и при Р2 = 272 кг от действия одной пружины
(фиг. 87) давление на 1 см3 опорной поверх-
ности диска окажется равным 2,5 кг/см2 и при
коэфициенте трения /=0,12 передаваемый
крутящий момент для рассматриваемой муфты
может быть принят по формуле B2) равным
6900 кгсм.
Шестерни реверсивной и редукторной пе-
редач подсчитываются по общепринятым ме-
тодам (по принятым крутящему моменту и
числу оборотов для прямого и обратного ходов);
допускаемые в них напряжения при подсчёте
колеблются в пределах 2500—3500 кг/см2.
Ведущий, ведомый и промежуточные валы
рассчитываются по допускаемым напряжениям
в зависимости от требований, предъявляемых
к лёгкости конструкции и к допустимым де-
формациям вала от действия на него шестерён
зубчатых передач: суммарное напряжение
в валах реверсивных муфт среднего веса

366
ЭЛЕКТРООБОРУДОВАНИЕ, ПУСК И РЕВЕРС
[РАЗД. IV
можно допускать в пределах 250—450 кг/см?,
в лёгких конструкциях напряжение на скручи-
вание в валах может быть повышено до
750 кг/см3.
Шариковые и роликовые подшипники
обычно рассчитываются по рабочей долго-
вечности: для реверсивных муфт среднего
веса 3000 час. и для лёгких конструкций
500—1000 час.
Аксиальное давление гребного винта Р в кг
на упорный подшипник реверсивной муфты
при его расчёте в первом приближении можно
принимать по формуле
Р_
где N—мощность двигателя в л. с; V-—ско-
рость движения судна, для которого предна-
значен судовой двигатель в м/сек.
Для реверсивных муфт применяются те же
материалы, что и для коробок скоростей ав-
томобилей.
Проектирование ряда однотипных реверсив-
ных муфт ведётся, исходя из определённой
градации величин передаваемого крутящего
момента с сохранением одного и того же на-
пряжения в их частях. Для типового ряда ре-
версивных муфт коэфициент возрастания мо-
мента можно принять равным 1,5.
Крутящий момент, передаваемый геометри-
чески подобными муфтами, пропорционален
отношению куба их линейных размеров, как
это видно из формулы B2). При возрастании
крутящего момента в 1,5 раза размеры гео-
метрически подобных муфт увеличиваются
в отношении v/l,5= 1,142.
В условиях такой зависимости крутящего-
момента и линейных размеров геометрически
подобных муфт напряжения во всех деталях
муфт при их работе одинаковы.
Так как вес и передаваемый момент гео-
метрически подобных реверсивных муфт про-
порциональны кубу возрастания линейных,
размеров, то отношение веса муфты в кг к пе-
редаваемому ею крутящему моменту в кгм мо-
жет являться критерием совершенства кон-
струкции муфты и показателем лёгкости муфты.
Для муфт исполненных конструкций удель-
ный вес реверсивной муфты, т. е. отношение
веса в кг к передаваемому моменту в кгм+
может быть принято равным: для ходовых
реверсивных муфт без редуктора, но включая
вес корпуса муфты, 2,5—3 кг\кгм\ для ревер-
сивных муфт и реверсивно-редукторных пе-
редач, допускающих передачу на заднем ходе,
70—100% момента, при прямом ходе 3,5 — Ь
кг/кгм; для лёгких реверсивных муфт, допу-
скающих передачу на заднем ходе, 15—20%
момента, при прямом ходе 0,5—0,65 кг/кгм.
ЛИТЕРАТУРА И ИСТОЧНИКИ
1. Б е л о б о р о д о в В. А., Современные дизели судов
малого тоннажа, Судпромгиз, Л. 1941.
2. Взншейдт В. А., Пусковые процессы судовых
двигателей Дизеля, „Дизелестроение", 1933.
3. В а н ш е й д т В. А., Судовые двигатели внутрен-
него горения, ч. II, Судпромгиз, Л. 1941.
4. Галкин Ю. М., Авто-тракторное электрооборудо-
вание, Машгиз, 1948.
5. 3 ей л ер Е., Электрооборудование автомобилей,
Гострансиздат, 1937.
6. Калиш, Лозарь, Хвоще в. Инерционные
стартеры для быстроходных дизелей, „Известия
НАТИ» № 1 и 2, 1935.
7. Каталоги и инструкции по уходу за двигателями
Лейланд и В-2.
8. Отчёт НИДИ по теме „Пусковые процессы судовых
двигателей", 1932.
9. Рагозин, Производство и применение дизельных
топлив в США, „Американская техника" № 10, 1944.
10. Хвоще в, Диссертация .Исследование пуска
быстроходных дизелей".
11. Эйде Е., Соединительные и сцепные муфты,
ОНТИ, 1938.
12. Н i 11 е г Е., Das Anlassen der Dieselmotor, Diesel-
maschinen, VII, 1938.
13. К 1 a i b e r E. und L i p p a r t W., Die elektrische
Ausrfistung des Kraftfahrzeuges, Teil I, Zfindung*
M. Krayn, Berlin, 1935.
14. Mattes A. und T r a u t m a n n F., Die elek^
trische Ausrustung des Kraftfahrzeuges, Teil II, Lichtma-
schine und Batterie, M. Krayn, Berlin 1929.
15. Mario Marchisio. L'elettricita nell 'automo-
billismo e nell 'aviazione, Milano, 1934.
16. R i x m a n, Verhalten von Kraftstoff und Motor beim
Kaltsfart von Fahrzeug - Diesel - Motoren, VDI,
V, 1940.
17. T r a u t m a n n F., Die elektrische Ausrustung des
Kraftfahrzeuges, Teil III, Stromverbraucher, M. Krayn.
Berlin 1931.
18. V i n a 1 G., Storage Batteries, N. Y. 1930.

Глава VJJ
ИСПЫТАНИЕ ДВИГАТЕЛЕЙ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ
ВИДЫ ИСПЫТАНИЙ
Стендовые испытания двигателей внутрен-
него сгорания в условиях лаборатории можно
разбить на следующие две основные группы:
контрольные и специальные.
К контрольным относятся испытания:
а) приёмо-сдаточные; б) двигателей новых
конструкций и их агрегатов; в)государствен-
ные и г) эксплоатационные.
Приёмо-сдаточные испытания
двигателей как новых, так и после ремонта,
являются наиболее простыми. Они проводятся
обычно с целью определения соответствия
техническим условиям расходов топлива и раз-
виваемых двигателем мощностей. Одновре-
менно с этим производится проверка пра-
вильности сборки машины или качества
ремонта.
Испытания двигателей новых
конструкций в процессе их „доводки"
обычно бывают длительными, так как прихо-
дится устанавливать наиболее слабые места
новой конструкции, сроки службы двигателя,
его деталей и агрегатов.
Государственные испытания
проводятся специальной государственной ко-
миссией перед внедрением нового двигателя
или его новых агрегатов в серийное или мас-
совое производство.
К группе эксплоатационных сле-
дует отнести проводимые на стендах кон-
трольные и инспекционные испытания; целью
таких испытаний является периодическая про-
верка состояния двигателя и показателей его
работы.
Специальные испытания в зависимости
от задания могут быть и очень простыми
(например, проводимые с целью подбора регу-
лировки карбюратора) и довольно сложными,
чисто научно-исследовательского характера,
требующими применения специальной измери-
тельной аппаратуры, как стробоскопов, без-
инерционных индикаторов, детонометра, спек-
троскопа и т. п. Такие испытания чаще всего
проводят для изучения влияния на работу
двигателя различных конструктивных и экспло-
атационных факторов, для подтверждения
экспериментом отдельных теоретических по-
ложений и для накопления опытного ма-
териала, на базе которого может произ-
водиться дальнейшее совершенствование дви-
гателя.
ВЕЛИЧИНЫ, ПОДЛЕЖАЩИЕ ИЗМЕРЕНИЮ
ПРИ ИСПЫТАНИЯХ
Количество величин, измеряемых при испы-
таниях двигателей внутреннего сгорания,
может меняться в весьма широких пределах
в зависимости от вида проводимого испытания.
После окончания испытания строятся гра-
фики изменения основных параметров, харак-
теризующих работу и состояние двигателя.
Однако не все из этих параметров непосред-
ственно даются измерительными приборами.
Многие из них, как, например, мощности Ne
или Af,-, удельные расходы топлива, расходы
воздуха, среднее эффективное давление ре,
коэфициенты а и ч\н и т. д., определяют подсче-
том по формулам, пользуясь другими величи-
нами, непосредственно замеряемыми при*
эксперименте.
К последним величинам, заносимым при
испытаниях в журналы наблюдений, относятся-
показания весов тормоза (Р в кг), продол-
жительность расходования определённого ко-
личества топлива (т в сек.), перепад давлений
в шайбе или разрежение в горловине насадка
Вентури, необходимые для замера расход»
воздуха, и т. п.
Помимо этого, в процессе испытаний дол-
жен фиксироваться ряд других дополнитель-
ных параметров, характеризующих тепловое
состояние двигателя и условия проведение
опыта. Сюда могут быть отнесены давление,
температура и влажность воздуха в помеще-
нии лаборатории; удельный вес топлива,
температуры охлаждающей жидкости до и
после рубашки цилиндров; температура отра-
ботавших газов; температура, давление ю
сорт масла; угол опережения зажигания или
начала впрыска топлива в дизелях и т. п.
В протоколе испытаний необходимо также
отмечать, какие вспомогательные агрегаты
находились на двигателе и какие были сняты.
ИЗМЕРЕНИЕ ЭФФЕКТИВНОЙ МОЩНОСТИ
ДВИГАТЕЛЯ
Независимо от числа рабочих тактов и
типа двигателя эффективная его мощность Ne
может быть подсчитана по формуле
716,2
л. с,

368
ИСПЫТАНИЕ ДВИГАТЕЛЕЙ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ
[РАЗД. IV
где Ме~эффективный крутящий момент дви-
гателя в кем, п — число оборотов коленчатого
вала в минуту.
Величина ' п замеряется при испытаниях
при помощи тахометра или суммарного счёт-
чика оборотов; крутящий же момент Ме под-
считывается как произведение усилия Р (в кг),
передаваемого весам или динамометру, на
длину плеча / (в м). передающего данное
усилие весовому устройству.
Таким образом
P-ln
¦л. с.
B)
При испытании применяют следующие тор-
мозные устройства: 1) механические; 2) во-
дяные; 3) воздушные; 4) электрические и
5) комбинированные.
Механические тормозы применяются пре-
имущественно для испытаний двигателей мощ-
Вода
Вода
а) б)
Фиг. 1. Схемы верёвочных тормозов.
ностью до 50 л. с. при числе оборотов до
1500 в минуту.
Основные типы механических тормозов;
верёвочные, ленточные и колодочные.
Эти тормозы дёшевы в изготовлении, не за-
нимают много места в лаборатории, не тре-
буют электроэнергии, но в силу некоторого
колебания тормозного момента в период снятия
опытной точки не дают устойчивого числа
оборотов.
На фиг. 1, а приведена схема верёвоч-
ного тормоза. Барабан А вращаемый от
двигателя, охватывается верёвкой (толщи-
ной Ъ), один конец которой (с динамометром)
укреплён неподвижно, а на другой навеши-
ваются гири Q.
Если Q и Р будут силы в кг, действующие
в разные стороны по концам верёвки, то их
разность Q—Р, умноженная на величину
плеча /='i/2'(d -\-Ь) в м, даст момент в кгм,
препятствующий вращению барабана. При
установившемся числе оборотов этот момент
должен быть равен крутящему моменту дви-
гателя, ввиду чего эффективная мощность
двигателя
Главный недостаток верёвочного тормоза
состоит в том, что он не даёт точных отсчётов
в силу изменения коэфициента трения, так
как обод барабана сильно нагревается.
Для уменьшения нагрева рекомендуется
применять водяное охлаждение тормозного
барабана подобно тому, как это показано
на фиг. 1, б.
Ленточные тормозы имеют примерно
такую же схему устройства, как и верёвоч-
Фиг. 2. Схема колодочного тормоза Прони.
ные, и подобно им не применяются для
точных испытаний.
На фиг. 2 представлена схема несколько
чаще применяемого колод о'ч н ого тормоза
Прони. Барабан 2 жёстко соединён с колен-
чатым валом двигателя и охватывается сверху
и снизу деревянными колодками, которые
между собой стягиваются болтами /. Пусть
вращение барабана происходит по часовой
стрелке. Если под выступающий конец верх-
ней колодки поставить опору, например, деся-
тичные весы, то' система колодок будет
оставаться на месте, а барабан будет провёр-
тываться с усилием, зависящим от стеленй
затяжки болтов 1. При установившемся числе
оборотов момент Ме, передаваемый от двига-
теля к барабану, должен быть равен моменту,
действующему от колодок на барабан; в npj-
тивном случаэ число оборотов стало бы из-
меняться. Момент, передаваемый от колодок
на барабан, равен произведению радиуса ба-
рабана R на силу трения F, развиваемую на
ободе нажатием колодок. Точно такой же по
величине момент, но действующий на схеме
по часовой стрелке, передаётся на систему
колодок и стремится их повернуть. Этот мо-
мент R-fr, равный моменту двигателя Ме,
должен быть уравновешен моментом реакции
опоры колодок РЧ, поскольку система ко-
лодок остаётся неподвижной. С другой сто-
роны, Р' равно давлению колодок на опору,
т. е. величине Р, которая легко определяется
по показанию весов.
Таким образом развиваемый двигателем
эффективный момент Ме равен произведению
плеча / на показание весов Р:
Ме{кгм] =
D)
716,2
2-716,2
- л. с. C)
Ввиду того что в колодочном тормозе по-
лучаемая от двигателя механическая энергия
переходит в тормозе в тепловую, необхо-
димо предусмотреть отвод тепла от трущихся
поверхностей. Для этой цели внутрь барабана
подводится вода по трубке 4. Нагретая вода
забирается трубкой 3, поставленной своим

ГЛ. VII]
ВИДЫ ИСПЫТАНИЙ
369
отверстием против направления вращения
барабана.
Изменение тормозного момента в тормозе
Прони производится изменением натяжения
приобретает форму кольца. Вследствие тре-
ния между твёрдыми телами и жидкостью
тормозной момент двигателя Ме от ротора
передаётся к статору и стремится повернуть
последний в направлении вращения.
Изменение тормозного момента в гидро-
тормозе Юнкерса осуществляется изменением
количества воды, находящейся в статоре.
Это количество воды регулируется двумя
кранами: одним 5, выпускающим воду из
тормоза в сливную воронку, и другим, подво-
дящим холодную воду к наливной воронке, 6.
Циркуляция воды через тормоз необхо-
дима для отвода тепла; при этом рекомен-
дуется иметь температуру выходящей воды
не выше 60° во избежание образования паров
воды в статоре и резкого вследствие этого
изменения тормозного момента.
Ввиду того что количество воды, держа-
щейся в статоре, весьма сильно влияет на
,з
Фиг. 3. Тормоз Московского авиационного института.
болтов 1. При уменьшении натяжения болтов
уменьшается сила трения на поверхности ба-
рабана, в результате чего тормозной момент
надает, двигатель разгружается и число обо-
ротов растёт. При затягивании болтов, на-
оборот, тормозной момент увеличивается и
число оборотов снижается.
Более усовершенствованным типом меха-
нического тормоза является тормоз Москов-
ского авиационного института (МАИ) (фиг. 3),
сконструированный специально для испытания
автомобильных двигателей. Он состоит из
гибкой ленты, несущей несколько тормоз-
ных колодок. Первый конец ленты при-
соединён к валику и системе зубчаток для
изменения натяжения ленты при изменении
тормозного момента. Другой конец ленты через
рычаг первого рода соединён с пружинными
весами.
Водяные тормозы состоят из внутреннего
вращаемого двигателем ротора и наружного
качающегося корпуса-статора.
Водяные тормозы имеют преимущество
веред механическими в силу ббльшего посто-
янства тормозного момента. Наибольшее рас-
пространение в лабораторной практике полу-
чили гидротормозы СТБ, Юнкерса и Фруда,
На фиг. 4 и 5 представлены разрез и уста-
новка гидротормоза Юнкерса. Этот тормоз
состоит из ротора / и
статора 2, имеющего воз-
можность в некоторых пре-
делах качаться вокруг своей
оси, которая вместе с тем
является и осью вращения
ротора. На роторе и ста-
торе имеется ряд радиально
расположенных штырей 3
и 4 квадратного сечения.
Эти штыри расположены
таким образом, что при
вращении ряды штырей ро-
тора не задевают ряды шты- . „ „ ,_
рей Статора. Пространство Фиг. Ь. Установка гидротормоза Юнкерса.
между ротором и стато-
ром заполняется определённым количеством тормоз водой из бака, в котором всё время
воды, которая вследствие центробеж- уровень воды поддерживается постоянным
ной силы отбрасывается к периферии и при помощи поплавкового механизма (фиг. 5).
Фиг. 4. Продольный разрез гидротормоза Юнкере».
тормозной момент, для получения устой-
чивого числа оборотов рекомендуется питать
/У/У////7//////////////////*,

370
ИСПЫТАНИЕ ДВИГАТЕЛЕЙ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ
[РАЗД. IV
На фиг. 5 показаны наиболее употреби-
тельные схемы замера крутящего момента
двигателя: 1) при помощи обычных десятичных
Фиг. 6. Продольный разрез гидротормоза Фруда DPX.
весов (фиг. 5, /); 2) при помощи пружинного
динамометра (фиг. 5, II) и 3) навешиванием
гирь (фиг. 5, III).
Во всех трёх случаях эффективный кру-
тящий момент двигателя будет
Основными преимуще-
ствами гидротормоза Юнкерса
Фиг. 7. Поперечный разрез гидротормоза Фруда DPX
являются его компактность и небольшие габа-
риты при мощностях, достаточно высоких
(например, до 1000 л. с. и выше). Недо-
статок этого тормоза заключается в труд-
ности регулировки количества воды в ста-
торе при помощи двух кранов, так как
после повёртывания одного из кранов посто-
янное количество воды в тормозе устана-
вливается недостаточно быстро.
На фиг. 6 и 7 показано устройство гидро-
тормоза Фруда, который в силу удобства
управления им получил для испытания дви-
гателей более широкое применение, чем гидро-
тормоз Юнкерса.
Характерной особенностью тормоза Фруда
является то, что в нём пространство между
ротогом и статором во всё время работы
остаётся полностью заполненным водой.
Тормоз Фруда состоит из следующих основ-
ных частей: вала / с насаженным на него
ротором, качающегося статора 2 и системы
заслонок 3 (фиг. 7), входящих с боков в за-
зоры между ротором и статором, и весового
устройства 4. На боковых поверхностях ро-
тора и статора имеется ряд углублений —
ячеек 5, в радиальном направлении имеющих
полуэллиптическую форму.
Вода подаётся в тормоз из бака с постоян-
ным уровнем. Она поступает в статор через
каналы 6, выполненные в корпусе статора, и
заполняет внутреннюю полость тормоза через
отверстия 7. При вращении ротора вода под
действием центробежной силы ячейками ро-
тора отбрасывается к периферии и затем
благодаря своеобразной форме ячеек посту-
пает в ячейки неподвижного статора, по ко-
торым в силу полученной скорости снова
возвращается к центру ротора. Таким образом
при вращений ротора вода получает круговое
движение. •
Статор, воспринимая на себя через воду
крутящий момент двигателя, стремится по-
вернуться в сторону вращения вала.
На фиг. 7 изображён механизм передачи
на динамометр усилия, соответствующего
моменту двигателя, которым статор стремится
опрокинуться.
Изменение тормозного момента осуще-
ствляется закрытием или открытием ячеек ро-
тора и статора подвижными дисковыми за-
слонками, управляемыми при помощи штур-
вала.
При испытаниях двигателей применяются
дисковые гидротормозы, значительно более
совершенные по сравнению с тормозом Юн-
керса; тормозной мо-
мент зависит от количе-
ства воды, находящейся
в статоре.
На фиг. 8 и 9 даны
разрезы водяного диско-
вого тормоза СТБ, выпу-
скаемого специальным
техническим бюро Мо-
сковского авиационного
института. В этом тор-
мозе применена фасон-
ная (перфорированная)
поверхность трущихся
о воду частей. Ротор /
с закреплёнными на его
втулке дисками вра-
щается в статоре 2, который составлен из фа-
сонных литых неподвижных дисков и рас-

ГЛ. VII]
ВИДЫ ИСПЫТАНИЙ
371
порных колец, соединённых между собой и с
боковыми крышками при помощи стяжных
болтов.
Поступление в тормоз воды осуще- ГТЛ
ствляется через боковые карманы 3 Вода
из тормоза выпускается в нижней части
статора через боковые ре-
гулировочные золотники 4
и выходной патрубок 5.
Каждый золотник имеет
выпускное окно, которое
при повороте золотника
может перемещаться из
крайнего верхнего в край-
нее нижнее положение
тельно, и глубину погружения вращающихся
дисков в воду. На фиг. 8 и 9 показаны вы-
пускные окна золотников в крайнем верхнем
положении, что соответствует наибольшему
количеству воды в тормозе, а вместе с тем
и наибольшему тормозному моменту. Послед-
ний измеряется при помощи весов 6 маятни-
кового типа.
Тормозы СТБ являются ре-
версивными, обладают доста-
точной устойчивостью режима,
просты в обслуживании и не
занимают много места в лабо-
ратории. Гидротормозы Мели-
Фиг. 3. Продольный разрез водяного дискового тормоза СТБ.
Фиг. 9. Поперечный разрез водяного дискового тормоза СТБ.
регулировать тем самым толщину вращающе- топольского завода, также получили большое
гося водяного кольца в тормозе, а следова- распространение.

372
ИСПЫТАНИЕ ДВИГАТЕЛЕЙ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ
[РАЗД. IV
Существенным недостатком гидравлических
тормозов является недостаточный тормозной
момент при малых числах оборотов. Это можно
видеть из фиг. 10, где представлена схема
характеристики водяного тормоза.
На характеристике заштрихованная пло-
щадь соответствует значениям мощностей
Nen.c 'D K
Фиг. 10. Схема характеристики водяного тормоза.
двигателя при том или ином числе оборотов,
которые могут быть поглощены данным тор-
мозом.
Эта площадь ограничена следующими
линиями:
1) линия ОА определяет минимальные
мощности, которые могут быть сняты тормо-
зом при минимальном количестве воды в нём
«ли при полностью задвинутых заслонках у
тормоза Фруда;
2) линия ОВ соответствует мощностям тор-
моза, максимально нагруженного (максималь-
ная толщина водяного кольца у тормозов ди-
скового СТБ и Юнкерса, максимально раздви-
нуты заслонки у тормоза Фруда);
3) прямая CD (идущая из начала коорди-
нат) из условия прочности ограничивает мощ-
ности, при которых передаваемый крутящий
момент не превышает максимальный момент,
принятый при расчёте тормоза на проч-
ность;
4) прямая EF (горизонтальная) ограничи-
вает мощности, при которых выходящая из
тормоза вода получает максимально допусти-
мую температуру, и
5) прямая KL (вертикальная) соответствует
максимально допустимому расчётному числу
оборотов.
Подсчет эффективной мощности двигателя
в случае применения водяных тормозов про-
изводится по тем же формулам A) или B),
что и для тормозов механических.
Воздушные тормозы. Основным типом
воздушных тормозов, применяемых при испы-
таниях двигателей авиационных, иногда и
авто-тракторных, являются винты и мули-
нетки (фиг. 11).
Винты подробно см. гл. XIX.
Винты, применяемые при испытаниях,
обычно бывают толкающими во избежание
ошибок при определении крутящего момента
вследствие действия на балансирную систему
и двигатель закрученных струй воздуха от
винта.
М у л.и н е т к а представляет собой крыль-
чатку, состоящую из ступицы и лопастей
с лопатками на концах для увеличения сопро-
тивления вращению в среде воздуха. Для ис-
пытания двигателей, требующих обдува, при-
меняются мулинетки винтовые (или вентили-
рующие).
Мощность, необходимая для вращения винта
или мулинетки, прямо пропорциональна удель-
ному весу воздуха -ув и возрастает по куби-
ческому закону с увеличением числа оборо-
тов п:
N = А--\д-пь л. с.
E)
Здесь А —некоторыйкоэфициент пропорцио-
нальности, в основном зависящий от разме-
ров и конструкции и от состояния поверх-
ностей винта или мулинетки. Коэфициент А
увеличивается с возрастанием диаметра винта
или мулинетки и с увеличением шага винта.
Могут быть два случая применения ука-
занного вида тормоза: 1) когда имеется зара-
нее протарированный винт или мулинетка
(известен коэфициент А) и 2) когда приме-
няются нетарированные винт или мулинетка.
В первом случае может испытываться двига-
тель, установленный жёстко на стенде. Изме-
-i-t-
Фиг. 11. Винт и мулинетка.
рение числа оборотов п и удельного веса
окружающего воздуха fe даёт возможность
подсчитать эффективную мощность Ne непо-
средственно по формуле E).
Следует указать на необходимость соблю-
дения при данных испытаниях всех тех усло-
вий, которые имели место при тарировке
тормоза. Эти условия, как, например, рас-
стояния от тормоза до стен помещения, ука-
зываются в протоколе тарировки.
Недостатком воздушного тормоза подоб-
ного типа является необходимость смены
винтов или перестановки лопаток мулинетки,
например, при снятии отдельных точек внеш-
ней характеристики. Работа с одним винтом
или без смены лопаток мулинетки даёт воз-
можность исследовать только винтовую харак-
теристику, из которой только одна точка при-
надлежит внешней характеристике.
Нетарированные винт или мулинетка при-
меняются при испытаниях двигателей на ба-
лансирных станках. При снятии внешней
характеристики необходимо иметь набор
различных винтов или лопаток мулинетки.
Определение эффективной мощности дви-
гателя на балансирном станке производится
по числу оборотов и по моменту, стремяще-
муся повернуть рамку станка вместе с укре-
плённым на ней двигателем в сторону, про-
тивоположную вращению вала.

ГЛ. VII]
ВИДЫ ИСПЫТАНИЙ
373
Совершенно очевидно, что если в процессе
испытания при установившемся числе оборо-
тов балансирная рама с двигателем будет
находиться в равновесии, то все действующие
на неё силы и моменты должны быть уравно-
вешены.
Отсюда эффективный момент двигателя Ме,
передаваемый окружающему воздуху через
винт или мулинетку, должен быть равен
опрокидывающему моменту, замеряемому ве-
сами. Таким образом, усилие Р (кг), замерен-
ное на весах, будучи помноженным на
нлечо / (м) (фиг. 12), должно дать эффектив-
ный момент двигателя Ме (кгм).
При пользовании балансирным станком
перед началом опыта при ещё не работающем
двигателе необходимо
систему уравновесить
так, чтобы рама на-
ходилась в горизон-
тальном нейтральном
положении. Для этой
цели служит . ука-
затель 1.
При монтаже дви-
гателя на станок не-
обходимо стремиться,
чтобы выпуск был на-
правлен параллельно
балансир- оси станка. В против-
ном случае весы да-
дут ' искажённое зна-
момента за счёт влияния
Фиг. 12. Схема
ного станка.
чение крутящего
реакции выпуска.
Применение балансирных станков требует
устройства гибких подводов и отводов то-
плива, воды и масла, что усложняет и удоро*
жает установку.
На фиг. 12 представлена схема балансир-
ного станка, у которого ось вращения двига-
теля не совпадает с осью, качания рамы.
В случае балансирного станка с выносной
люлькой (фиг. 13) ось качания О рамы совпа-
дает с осью вращения двигателя, являясь её
Фиг. 13. Схема балансирного станка с выносной люлькой.
продолжением. При такой схеме в значитель»
ной степени уменьшается возможность иска-
жений в показаниях станка.
Для увеличения чувствительности люлька
станка устанавливается на шарикоподшип-
никах.
В качестве примера на фиг. 14 приведена
схема одной из современных конструкций
балансирного станка такого типа, имею-
щего ось вращения, совпадающую с осью ка-
чания, и автоматический указатель величины
измеряемого момента. На станине / в под-
шипниках расположен опорный вал 2, на ко-
тором свободно может качаться люлька 3.
Фиг. 14. Схема балансирного станка
Сеппелер.
К переднему концу люльки присоединена
система рычагов 4, через которую опрокиды-
вающий момент передаётся к маятниковым
весам. Испытуемый двигатель крепится на
люльке через пневматическую шину 5 для
поглощения вибраций и ударов.
Электрические тормозы. По сравнению
с рассмотренными тормозами электрические
обладают тем преимуществом, что, будучи
легко превращены в электродвигатели, они
позволяют производить запуск двигателя без
стартера и прокрутку его как для холодной
приработки, так и для ориентировочного
определения механических потерь. При одно-
временном испытании большого числа двига-
телей применение электрических тормозов
даёт возможность использовать энергию тор-
мозимых двигателей, направляя её в сеть
в виде электроэнергии.
При испытании двигателей обычно приме-
няются в качестве электротормоза динамома-
шины: 1) стационарные и 2) балансирные.
В случае применения в качестве тормоза
стационарной динамомашины постоян-
ного тока эффективная мощность двигателя
может быть подсчитана непосредственно по
показаниям электрических приборов. Мощ-
ность, передаваемая от двигателя к тормозу:
IV
736-т
А. С,
F)
где / — сила тока в якоре в амперах, V — на-
пряжение на клеммах машины в вольтах и
т)а — к. п. д. динамомашины.
Стационарные динамомашины не получили
широкого применения в лабораторной прак-
тике в силу трудности определения и непо-
стоянства к. п. д. ч\э тормоза. В большинстве
случаев применяются балансирные дина-
момашины (фиг. 15), называемые пендель-ди-
намо, якорь которых через муфту или кар-
данный вал соединён с валом двигателя.

374
ИСПЫТАНИЕ ДВИГАТЕЛЕЙ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ
[РАЗД. IV
а статор, подобно кожуху гидротормоза, поса-
жен на подшипники и в некоторых пределах
имеет возможность качаться вокруг оси вра-
щения якоря.
Для удобства управления нагрузкой при-
меняется независимое возбуждение динамо,
причём для возбуждения пользуются постоян-
ным током от сети или от умформера лабо-
ратории.
Механическая энергия двигателя, переда-
ваемая через соединение на тормоз, в якоре
динамо преобразуется в энергию электриче-
скую, ввиду чего крутящий
момент двигателя стремится
повернуть статор динамо в
сторону вращения.
происходит при испытаниях двигателя с вин-
том или мулинеткой на балансирном станке.
Комбинированные тормозы. Весьма ши-
рокое распространение на практике получили
так называемые комбинированные тормозные
установки, в которых крутящий момент дви-
гателя передаётся сразу на два тормоза. При
этом момент двигателя Ме определяется как
сумма моментов, замеренных на каждом тор-
мозе, или по показаниям одних общих весов,
на которые опрокидывающие моменты пере-
даются сразу от обоих тормозов. Удачным
примером комбинирован-
ного тормоза служит со-
g четание водяного тор-
моза типа СТБ с электри-
ческим тормозом. При
ZTZ1
Фиг. 15. Балансирная динамомашина: 1 — железо якоря; 2 — обмотка якоря; 3 — коллектор;
4 — обмотка возбуждения; 5 — полюсный сердечник; б — ярмо; 7 — вентилятор.
Момент, идущий на преодоление трения
в щётках и подшипниках якоря и стремя-
щийся повернуть статор в сторону вращения
(подобно механическому тормозу), также учи-
тывается весами.
Таким образом, если пренебречь незначи-
тельными потерями на вентилятор, то момент,
замеренный на весах, будет равен эффектив-
ному моменту двигателя Ме.
Вентилятор, помещаемый на якоре, служит
для просасывания воздуха через статор в на-
правлении оси вращения с целью охлаждения
обмоток динамо.
Нагрузку тормоза можно регулировать как
изменением возбуждения динамо, так и изме-
нением сопротивления нагрузочных реостатов,
включённых в линию якоря. При этом по при-
борам необходимо следить за тем, чтобы на
якорной линии не получились слишком высо-
кое напряжение при малой силе тока или
слишком большая сила тока при малом на-
пряжении.
При прокручивании двигателя электротор-
мозом как электромотором легко можно опре-
делить момент, передаваемый на двигатель.
Этот момент равен моменту, с которым ста-
тор будет отклоняться в сторону, противо-
положную вращению, подобно тому, как это
таком сочетании тормозов представляется
возможным производить запуск и прокрутку
двигателя от электротормоза и испытывать
более мощные двигатели. Кроме того, в дан-
ном случае можно точнее регулировать на-
грузку электрическим путём, что значительно
удобнее, чем изменением количества воды
в статоре гидротормоза. При этом гидра-
влическому тормозу дают грубую настройку,
передавая на него ббльшую часть мощности,
электротормоз же выполняет как бы роль но-
ниуса и воспринимает на себя меньшую часть
мощности.
Подбор плеча тормоза. Независимо от
типа тормоза эффективная мощность двига-
теля при его испытаниях подсчитывается по
формуле B).
Для того чтобы при массовой обработке
результатов испытаний сделать подсчёт мощ-
ности более простым, длину плеча / подбирают
вполне определённой и такой, чтобы в зна-
менателе формулы мощности было число,
наиболее удобное для подсчётов. Так, если
взять / = 0,7162 м,
то
_ Р(кг)-п
~ Ш00~
л. с.

ГЛ. VU]
ВИДЫ ИСПЫТАНИЙ
375
В тех случаях, когда по конструктивным
соображениям нельзя взять / = 0,7162 м, то
для / может быть принята другая величина,
при которой знаменатель в формуле мощности
будет также удобен для подсчётов
Р(кг)-п
л. с.
G)
Коэфициент в знаменателе,
постоянной тормоза,
716,2
называемый
(8)
обычно указывается в паспорте тормоза.
Приборы для измерения числа оборотов.
Для измерения числа оборотов применяются
приборы двух типов: 1) тахометры, показы-
вающие число оборотов в единицу времени
в соответствии с угловой скоростью враще-
ния вала, и 2) суммарные счётчики оборотов,
дающие отсчёт числа оборотов за определён-
ный отрезок времени.
В зависимости от принципа действия тахо-
метры бывают: а) центробежные, б) хроно-
метрические, в) электрические и г) жидко-
стные.
Кроме того, тахометры, как и суммарные
счётчики оборотов, могут быть приставные
(ручные) и стационарные.
Центробежные тахометры отли-
чаются большой прочностью, но не обладают
достаточно высокой точностью. Эти тахо-
метры служат для ориентировочной проверки
установленного числа оборотов и встречаются
двух видов: с грузовым наклонным кольцом
и типа центробежного регулятора.
На фиг. 16 дана схема центробежного
тахометра с грузовым кольцом. Здесь кольцо /
Фиг. 16. Схема тахометра с грузовым
кольцом.
посажено на ось 2, перпендикулярную оси
тахометра х-х. Кольцо / при помощи спираль-
ной пружины 3 устанавливается в наклонном
положении.
Тахометр приводится в действие непосред-
ственным соприкосновением его валика
(ось х — х) с валом испытуемого двигателя.
Для увеличения диапазона измеряемых чисел
оборотов в систему тахометра вводится ко-
робка передач.
При вращении вала тахометра грузовое
кольцо под действием центробежной силы
стремится принять положение, перпендикуляр-
ное оси х — х. Спиральная пружина, со-
единяющая кольцо с валом тахометра, стре-
мится, наоборот, возвратить кольцо в перво-
начальное наклонное положение. Величина
отклонения кольца от первоначального поло-
жения зависит от числа оборотов и от упру-
гости пружины. Определение числа оборотов
двигателя производится по шкале тахометра,
по отклонению стрелки 4, кинематически
связанной с грузовым кольцом. Вследствие
большого диапазона изменения силы, растя-
2/
Фиг. 17. Схема центробежного тахометра с диферен-
циальным механизмом.
гивающей пружину, последняя с течением
времени может изменять свои упругие свой-
ства.
Центробежный тахометр с диференциаль-
ным механизмом не имеет такого недостатка.
Центробежный регулятор этого тахометра
(фиг. 17) работает с постоянным натяжением
пружины. Ось У вместе с диском 2 приводится
во вращение от двигателя. К диску 2 с по-
мощью пружины 3 регулятора 4 прижимается
диск 5. Регулятор приводится во вращение
силой трения между дисками 2 и 5. После
достижения регулятором определённого числа
оборотов развивающаяся центробежная сила
грузиков 6 начинает преодолевать натя-
жение пружины 3 и отводить шкивок 5 от
диска 2. Такое устройство привода к регуля-
тору обеспечивает ему строго неизменное
число оборотов где-то вблизи границы пре-
кращения действия силы трения между ди-
ском 2 и шкивком 5. Это число оборотов не
будет зависеть от числа оборотов вала дви-
гателя.
На оси регулятора имеется коническая
шестерёнка 7, находящаяся всё время в заце-
плении с двумя коническими шестернями 8,
вращающимися в разные стороны. Между
шестернями 8 имеется ролик 9, насаженный
на ось 10 и могущий вместе с ней переме-
щаться в вертикальном направлении. Обе
шестерни 8 прижимаются к ролику 9 при по-
мощи пружины 11 и приводят его во враще-

ИСПЫТАНИЕ ДВИГАТЕЛЕЙ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ
[РАЗД. IV
ние со скоростью, соответствующей расстоя-
нию от него до оси вращения шестерён.
На оси 10 имеется винтовая нарезка (чер-
вячная) 12, входящая в зацепление с коле-
сом 15. Последнее в свою очередь приводится
во вращение от оси / через червячное ко-
лесо 14 и червяк 13.
Резьбы обоих червяков 12 и 13 имеют
такое направление, что при включении тахо-
метра червячное колесо 15 стремится сдви-
нуть ось 10 вниз, а вращение ролика 9 стре-
мится поднять ось 10 вверх, вывинчивая чер-
вяк 12 по колесу 15.
Очевидно, вся система, а следовательно,
и стрелка 16 придёт в равновесие тогда,
когда ролик 9 встанет в такое положение по
отношению к оси шестерён 8, при котором
скорость поднятия оси 10 от вращения ро-
лика 9 будет равна скорости её опускания
за счёт вращения колеса 15. Чем больше
оборотов будет иметь двигатель, тем ниже
должен стать ролик 9, с тем чтобы получи-
лось равенство двух указанных движений
оси. 10 и тем, следовательно, больше повер-
нётся против часовой стрелки стрелка тахо-
метра.
Хронометрические тахометры
показывают число оборотов за определённый
промежуток времени и имеют элемент часо-
вого механизма. Наибольшее распространение
в лабораторной практике получили трёхсе-
кундные хронометрические тахометры (фиг. 18).
Тахометр имеет кнопку (на чертеже не
показано), при нажатии на которую заводится
Фиг. 18. Принципиальная схема хронометричгского
тахометра.
часовой механизм. При обратном движении
рычага кнопки начинается вращение зубча-
того колеса /. Скорость вращения этого ко-
леса регулируется балансиром 2 с храпови-
ком. На оси колеса 1 имеется кулачок 3,
который после поворота в течение 1 сек.
освобождает на 3 сек. защёлку 4, вследствие
чего колесо 5 вместе со стрелкой 6, связан-
ные через валик 7 с валом двигателя, в тече-
ние 3 сек. повернутся на угол, зависящий от
числа оборотов вала двигателя. После окон-
чания замера установка стрелки на нуль
производится нажатием на вторую кнопку
тахометра (на схеме не показано). Трёх-
секундные хронометрические тахометры дают
точность измерения до ± 3 об/мин. Шкала
этих тахометров градуирована таким обра-
зом, что стрелка прибора показывает число
оборотов не за 3 сек., а за 1 мин.
Электрические тахометры бы-
вают либо индукционные, основанные на увле-
чении магнитом проводника, либо предста-
вляют собой небольшой электрогенератор
переменного тока.
На фиг. 19 показан индукционный тахо-
метр, который вследствие малой чувствитель-
ности к сотрясениям часто применяется в
качестве спидометра для автомобилей. На
Фиг. 19. Схема индукционного .тахометре.
валу, вращаемом от двигателя, укреплены
стальной магнит 1 и железный якорь 2.
В кольцевом зазоре между полюсами ма-
гнита и якорем помещён алюминиевый коло-
кол 3, на оси которого имеется стрелка 4.
Спиральная пружина 5, укреплённая одним
концом на оси колокола, а другим на крон-
штейне циферблата 6, создаёт силу, препят-
ствующую колоколу повернуться вместе с
магнитом. Чем больше будет число оборотов
магнита, тем больше будет сила, увлекающая
колокол, и тем, следовательно, на больший
угол закрутится пружина и отклонится стрелка
от своего начального положения. ¦
Электрический тахометр с генератором
состоит из маленького электрогенератора
переменного тока и приёмника-вольтметра,
градуированного в числах оборотов; вольт-
метр может быть помещён на любом рас-
стоянии от места замера оборотов.
Недостатками таких приборов являются
некоторая хрупкость измерительного устрой-
ства и возможность искажения показаний в
зависимости от механического состояния
электрогенератора.
Жидкостные тахометры предста-
вляют собой в сущности центробежный на-
сос, величина напора которого, измеряемая
по высоте столба жидкости в стеклянной
трубке, находится в прямой зависимости от
числа оборотов. Привод к крыльчатке такого
тахометра обычно осуществляется при по-
мощи гибкого валика. На практике приме-
няется тахометр системы Карнаухова (фиг. 20).
На оси 1, вращаемой от двигателя, насажен
ротор 2 с радиальными сверлениями 3. При
вращении ротора жидкость отбрасывается от
центра к периферии;её давление, измеряемое
манометром 4, служит указателем числа обо-
ротов вала двигателя.

ГЛ. VII]
ОПРЕДЕЛЕНИЕ ИНДИКАТОРНОЙ МОЩНОСТИ
377
Все рассмотренные тахометры нуждаются в
периодических проверках, которые обычно про-
изводятся по суммарному счётчику оборотов.
Суммарные счётчики оборотов
широко применяются при испытаниях ввиду
большой точности получаемых отсчётов. Эти
счётчики реги-
стрируют число
оборотов за опре-
делённый отрезок
времени, что по-
зволяет вычис-
лить и число обо-
ротов вала двига-
теля в минуту.
Суммарный счёт-
чик оборотов (фиг.
21)состоит из ряда
600
500
U0O
300
О
П00
1200
ПОО
1000
700
зубчатых цифро-
вых колёс с числом
зубьев на каждом,
кратным 10. Пер-
вое из этих колёс
приводится во вра-
щение от двигате-
ля так, что через
каждый оборот ва-
ла двигателя оно
Фиг. 20. Жидкостный тахо- поворачивается на
метр системы Карнаухова. VlO Окружности.
По ободу колеса
нанесены цифры от 0 до 9 таким образом,
чтобы через каждый оборот вала двигателя
одна из цифр по порядку появлялась перед
отверстием для наблюдения. Первичное
колесо каждый раз при переходе от
цифры 9 к цифре 0 при помощи промежуточной
шестерни поворачивает следующее колесо
„десятков" на 1/10 окружности. От второго
Фиг. 21. Суммарный счётчик числа оборотов.
колеса „десятков" подобным образом движе-
ние передаётся третьему колесу .сотен"
и т. д. Таким образом, число, которое наблю-
датель прочтёт в смотровых отверстиях, по-
кажет, сколько оборотов вал двигателя сделал
за определённый промежуток времени.
Каждое цифровое колесо (фиг. 21) снаб-
жено с одной боковой стороны 20 зубьями-
цевками а, а с другой боковой стороны—двумя
цевками Ь, сидящими по краям выреза с. Ка-
ждая пара цифровых колёс связана между
собой посредством промежуточной шестерни,
имеющей восемь зубьев, из которых четыре
зуба d — полной, а другие четыре зуба е —
половинной длины. Когда колёса находятся
в положении, показанном на чертеже, ко-
лесо Л3 вращаться не может, так как ему
будет мешать шестерня/, упирающаяся двумя
длинными зубцами d в обод колеса А\, когда
же колесо А\ своим вырезом с подойдёт к
шестерне /, то цевки b зацепятся с зубцами d
и повернут шестерню на два зубца. При этом
длинный зубец пройдёт через вырез с и проме-
жуточная шестерня другим концом повернёт
колесо Ач также на два зубца, ввиду чего в
отверстии для наблюдения покажется следую-
щая новая порядковая цифра. Колесо А2 в свою
очергдь с правой стороны также имеет две
цевки Ь, сидящие по краям выреза, и при
помощи такой же промежуточной шестерни
будет поворачивать на Vio оборота за один
свой оборот следующее цифровое колесо и т. д.
При наличии указанного суммарного счёт-
чика оборотов необходимо пользоваться секун-
домером.
Применяются также ручные суммарные
счётчики оборотов, у которых секундомер
находится в соединении с механизмом счёт-
чика. Секундомер автоматически пускается
в ход в момент присоединения счётчика к
валу двигателя и останавливается вместе с
механизмом счётчика после того, как замер
оборотов прекращён. В этом случае прибор
зарегистрирует время, в течение которого
вал двигателя сделал показываемое стрелкой
счётчика число оборотов.
ОПРЕДЕЛЕНИЕ ИНДИКАТОРНОЙ
МОЩНОСТИ
Экспериментальное определение индика-
торной мощности двигателя может быть сде-
лано, например:
а) прокручиванием двигателя при помощи
электромотора,
б) поочерёдным выключением рабочих ци-
линдров и
в) снятием индикаторных диаграмм.
Последний способ является наиболее на-
дёжным, но вместе с тем и наиболее сложным»
в особенности для быстроходных двигателей,
так как требует применения специальных
индикаторов и соблюдения большой точности
при обработке снятых индикаторных диаграмм.
Кроме того, получение индикаторной мощ-
ности, близкой к действительной, возможно
лишь при правильной тарировке пружин и
правильной отметке на диаграммах линий
мёртвых точек и атмосферной.
Для определения Ni всего двигателя ме-
тодом индицирования необходимо на исследуе-
мом режиме снять индикаторные диаграммы
с каждого из цилиндров, затем после соот-
ветствующей обработки (например, переноса
в координаты р—V) спланиметрировать их
и определить для каждого из цилиндров сред-
нее индикаторное давление и индикаторную
мощность. Полная индикаторная мощность
двигателя будет равна сумме индикаторных
мощностей каждого из цилиндров.
Замер эффективной мощности, проводимый
одновременно со снятием индикаторных диа-
грамм, позволит определить величину мощ-
ности, .затраченной на трение, и механиче-
ский к. п. д. двигателя.
Первый способ определения Ni заклю-
чается в нахождении мощности трения дви-
гателя Nmp методом его прокручивания при

378
ИСПЫТАНИЕ ДВИГАТЕЛЕЙ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ
[РАЗД.IV
помощи балансирной динамомашины, которая
легко может быть превращена в электродви-
гатель. В этом случае
= Ne~ N
mp
л. с.
Для определения мощности Nmp двигатель
с исследуемым числом оборотов прокручи-
вается в горячем состоянии.
Указанный метод, однако, является мало
надёжным и неточным в силу того, что при
прокручивании двигателя в значительной сте-
пени изменяются силовые нагрузки на тру-
щихся поверхностях и сильно нарушается те-
пловой режим работы двигателя, связанный
в первую очередь с вязкостью масла на зер-
кале цилиндров.
Для точного определения N{ метод про-
кручивания не применяется; им обычно поль-
зуются для приближённой сравнительной
оценки степени приработки двигателей новых
или после ремонта.
Второй способ определения iVj методом
выключения работающих цилиндров также
является приближённым и по существу пред-
ставляет собой частный случай первого. Он
основан на том предположении, что потери
на трение не зависят от нагрузки, а стало
быть, и от числа работающих цилиндров.
Замер эффективной мощности при выклю-
чении одного из цилиндров должен произво-
диться по возможности тотчас же после пре-
кращения работы на всех цилиндрах, так как
в противном случае могут сильно измениться
температурное состояние выключенного ци-
линдра и потери в нём на трение. Кроме
того, для восстановления теплового состояния
цилиндров после каждого опыта с выключе-
нием цилиндра рекомендуется производить
контрольный замер полной мощности двига-
теля Ne:
Необходимо отметить, что мощность Nmp,
замеренная указанным способом, включает
в себя насосные потери
при выпуске и впуске.
Метод индицирова-
ния — наиболее надёж-
ный способ определения
индикаторной мощности
двигателя.
Для измерения давле-
ний газов в цилиндре
применяют индикаторы:
1) определяющие лишь
одну точку диаграммы и
2) дающие кривую изме-
нения давлений за цикл.
Индикаторы первого
вида просты по своей
конструкции, иногда при-
меняются при испыта-
ниях, например, для опре-
деления максимального
давления сгорания, но
не могут служить для
измерения индикаторной
мощности.
Манометр (фиг. 22) для замера максималь-
ного давления имеет клапан /, перепускающий
газ только в одном направлении, четырёх-
ходовой кран 2 для соединения манометра
\,
Фиг. 22. Схема мано-
метра для измерения
максимального давле-
ния.
с каждым из четырёх цилиндров двигателя
и перепускной клапан 3 для выпуска из
манометра газа после окончания замера.
Индикатор Фарнборо-Добби (фиг. 23) пред-
назначен для снятия развёрнутой по углу по-
ворота вала индикаторной диаграммы за цикл,
но в упрощённом виде очень удобен для
измерения максимального давления сгорания
или максимального давления сжатия.
Принцип работы индикатора основан на
уравновешивании давления газов в цилиндре
давлением сжатого воздуха, действующим на
Фиг. 23. Схема индикатора Фарнборо-Добби для измере-
ния максимального давления.
тарелку специального клапана 1 с противо-
положной стороны. Этот клапан имеет очень
небольшой ход и в зависимости от знака
разности давлений воздуха и газов в цилиндре
может быть прижат или к седлу со стороны
цилиндра, или к седлу с противоположной
стороны. Тело клапана соединено с первичной
цепью бобины и держит электрическую цепь
замкнутой на массу (корпус прибора). В мо-
мент изменения знака разности давлений кла-
пан / перескакивает от одного опорного кольца
к другому и на мгновение размыкает первич-
ную электрическую цепь. В этот момент
в бобине индуцируется ток высокого напря-
жения и на шкале манометра 2 проскакивает
искра между стрелкой 3 и кольцом-проводни-
ком 4. Определение максимального давления
газов в цилиндре производится следующим
образом. Из баллона 5 в систему подаётся
воздух с давлением, заведомо превышающим
максимальное давление газов в цилиндре. Это
давление будет указываться стрелкой мано-
метра. Однако при этом никакой искры не
будет, так как клапан 1 не будет размыкать
первичную цепь. Далее постепенно выпускают
воздух из системы (кран 6 закрыт), вследствие
чего давление падает, и стрелка манометра
перемещается в сторону меньших давлений.
В момент достижения воздухом давления га-
зов в цилиндре клапан начнёт перескакивать,
и между стрелкой и кольцом тахометра по-
явятся искры. Давление по шкале, соответ-
ствующее началу появления искр, будет рав-
няться искомому максимальному давлению
газов в цилиндре. На работающем двигателе
это будет максимальное давление сгорания,
а на прокручиваемом двигателе — максималь-
ное давление сжатия. На фиг. 23: 7— бобина,
2—манометр, указывающий максимальное
давление сгорания (до 52,5 кг/см2), 8—манометр,
регистрирующий максимальное давление сжа-
тия (до 14 kzjcm2), 9—воздушная магистраль,

ГЛ. VII]
ОПРЕДЕЛЕНИЕ ИНДИКАТОРНОЙ МОЩНОСТИ
379
идущая к двигателю, 10 — переключатель,
/) — переключающий кран, 12 — спиральная
трубка одинаковой длины с трубкой 9, 13— рас-
пределительная коробка, 14 — изолятор.
' Индикаторы рассмотренных типов успешно
могут применяться для определения давления
при детонации и преждевременных вспыш-
ках.
Для получения кривой изменения давлений
за цикл, а следовательно, и индикаторной
мощности двигателя, применяют индикаторы:
а) дающие диаграмму в течение одного цикла
и б) записывающие диаграмму за несколько
циклов в течение времени, доходящего в не-
которых случаях до 1 мин. И те и другие
в свою очередь можно разбить на несколько
видов в зависимости от принципа их действия.
Так, например, индикаторы могут быть меха-
нические, оптические, электрические, пьезо-
электрические и др.
Индикатор Майгак (фиг. 24), механический
поршневой индикатор с малым периодом соб-
масштабе
24. Индикатор
Майгак.
ственных колебаний; он имеет пружину в виде
стержня 5 равного сопротивления, укреплённую
одним концом в массивном основании /. Инди-
катор позволяет производить запись давлений
в цилиндре за 1 цикл до л=20СО об/мин и даже
выше. Пространство камеры сгорания здесь
через кран 4 соединяется с цилиндриком ин-
дикатора, в котором помещается поршенёк 2.
Этот поршенёк укреплён на конце упругого,
стержня—пружины 5 и под действием силы
упругости последней всё время прижат книзу.
При увеличении давления в камере сгорания
двигателя поршенёк, изгибая пружину-стер-
жень, будет получать перемещения в верти-
кальном направлении, прямо пропорциональ-
ные изменению давления газа. Движения пор-
шенька через рычажный механизм передаются
пишущему рычажку 3, остриё которого пере-
мещается параллельно образующей барабана б.
Перемещения острия рычажка 3 в увеличен-
ном масштабе, зависящем от упругости уста-
новленной пружины-стержня, повторяя пере-
мещения поршенька 2, характеризуют изме-
нение давления газов в камере сгорания.
Пишущий рычажок 3 в целях уменьшения
приведённой массы также выполнен в форме,
близкой к телу равного сопротивления, и из-
готовлен из лёгкого сплава.
Так как барабан индикатора вместе с на-
детой на него меловой бумагой при работе
двигателя получает угловые перемещения,
пропорциональные перемещению поршня
исследуемого цилиндра двигателя, то остриё
рычага 3 изобразит на бумаге в некотором
индикаторную диаграмму в коор-
динатах р—V.
Приводное устройство к ба-
рабану (фиг. 25) выполнено в
виде кривошипа, помещённого
в картере в двух подшипниках.
С кривошипом соединён шатун
переменной длины, так что
отношение его длины к радиусу
кривошипа всегда можно сде-
лать равным такому же от-
ношению у двигателя. К ша-
туну прикрепляется стальная
лента, далее соединённая с ба-
рабаном индикатора. В верхней
части приводного устройства
имеется задерживающее при-
способление, служащее для
остановки барабана для смены
бумаги во время работы дви-
гателя.
Кроме набора сильных
стержней-пружин, индикатор
Майгак имеет ещё слабые пру-
жины, служащие для снятия
линий выпуска и впуска.
Индикатор Югаца отно-
сится также к группе ме-
ханических индикаторов, но
снимающих диаграмму за не-
сколько циклов. Индикатор
Югаца представляет собой
особое индицирующее устройство, которое
позволяет применять нормальный ти-
хоходный поршневой индикатор для сня-
тия диаграмм с быстроходных двигате-
лей.
Индикатор Югаца (фиг. 26) состоит из сле-
дующих трёх основных элементов: 1) индици-
рующего золотникового механизма; 2) нор-
мального тихоходного поршневого индикатора

380
ИСПЫТАНИЕ ДВИГАТЕЛЕЙ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ
[РАЗД. IV
и 3) карданного привода от двигателя к золот-
никовому механизму.
Стальная лента,
индикатору
вал мотора
Фиг. 25. Приводное устройство индикатора Майгак.
Цилиндр нормального поршневого индика-
тора / соединяется с камерой сгорания иссле-
Золотнички приводятся в движение при
помощи двух шатунчиков от кривошипа 4.
Последний посажен на ось зубчатого колеса //,
которое при помощи сателлитов 5 приводится
во вращение. Сателлиты 5 свободно сидят на
осях, закреплённых в шестерне 6, которая
в свою очередь при помощи зубчатого ко-
леса 7 и карданного вала приводится во вра-
щение от двигателя. Колёса 6 и 7 одинаковы,
ввиду чего колесо 6 вращается с тем же чис-
лом оборотов, как и карданный вал и колен-
чатый вал двигателя. Зубчатое колесо # сидит
на валу, на котором укреплено червячное ко-
лесо 9, могущее поворачиваться при помощи
червяка 10 от руки или с небольшой ско-
ростью автоматически от двигателя.
Система зубчатых колёс 11, 8 и сателли-
тов 5, сидящих на колесе 6, представляет
собой диференциал с цилиндрическими сател-
литами.
При неподвижных червячном колесе 9 и
связанном с ним зубчатом колесе 8 и враще-
нии шестерни 6 со скоростью коленчатого
вала кривошип 4 будет вращаться со ско-
ростью, вдвое меньшей скорости коленчатого
вала двигателя.
Таким образом при неподвижном колесе 8
за два оборота вала двигателя, т. е. за 1 цикл,
отверстия, имеющиеся в золотниках 2, один
раз совпадут с отверстиями в направляющей 3
и на одно мгновение соединят пространство
цилиндра двигателя с цилиндром 1 индика-
тора.
Вследствие этого через некоторый, в дей-
ствительности очень небольшой промежуток
времени в цилиндре индикатора установится
давление, равное давлению газов в цилиндре
двигателя в том такте и при том положении
Фиг. 26. Схема устройства индикатора Югаца.
дуемого двигателя через отверстия в золотнич-
ках 2, движущихся в направляющей 3. Трубка,
соединяющая индикатор с золотничками, за-
полнена маслом.
поршня, при которых происходит совпадение
отверстий в золотниковом механизме. Так,
например, если встреча отверстий золотни-
ков 2 и направляющей 3 происходит тогда.

гл. vni
ОПРЕДЕЛЕНИЕ ИНДИКАТОРНОЙ МОЩНОСТИ
381
когда поршень находится в середине хода
сжатия, то в цилиндре индикатора установится
давление как среднее из всех давлений, кото-
рое будет за несколько циклов в цилиндре
у данной точки диаграммы.
Если теперь при помощи рукоятки или
червяка 10 несколько повернуть колесо 9 и
соответственно колесо 8 диференциала, то
встреча отверстий будет происходить при
другом положении коленчатого вала двигателя.
Цилиндр индикатора теперь один раз за цикл
будет соединяться с камерой сгорания в дру-
гой момент, ввиду чего в индикаторе устано-
вится новое давление, соответствующее но-
вому положению поршня двигателя.
Медленно повёртывая колесо 9 на два
оборота, можно обойти все положения поршня
в цилиндре двигателя за два оборота коленча-
того вала; индикатор при этом отметит все
давления, которые были в двигателе за полный
рабочий цикл.
Барабан пишущего механизма соединён
при помощи шнура 12 через ролики с цап-
фой 13 диска, медленно вращаемого вместе
с колесом 9 или от руки, или от самого дви-
гателя, если привести в зацепление кониче-
ские шестерни 15 я 16, ив некотором мас-
штабе повторяет движения поршня. Следует
указать, что в данном случае угол поворота
барабана не будет строго пропорционален
перемещению поршня вследствие некоторого
изменения длины шнура между верхним роли-
ком и цапфой диска, ввиду чего действигело-
ные перемещения поршня будут представлены
на индикаторной диаграмме в несколько иска-
жённом масштабе.
На меловой бумаге, надетой на барабан 14,
штифт индикатора нарисует полную индика-
торную диаграмму в координатах р — V, так
как перемещение бумаги при повороте бара-
бана будет соответствовать перемещению
поршня двигателя, а движение штифта инди-
катора параллельно оси барабана будет про-
порционально соответствующему давлению
в цилиндре.
Индицирующий механизм должен быть при-
соединён к двигателю так, чтобы при поло-
жении поршня в в. м. т. отверстия золотни-
ков и направляющей совпадали и цапфа на
колесе У находилась в положении, отвечаю-
щем крайнему положению барабана 14.
Если вместо цапфы установить на колесе 9
барабан, имеющий с колесом общую ось, и
закрепить на этом барабане конец шнура 72,
то при поворачивании колеса 9 шнур будет
наматываться на барабан и поворачивать дру-
гой барабан с бумагой на угол, соответствую-
щий углу поворота коленчатого вала двига-
теля.
Таким образом может быть снята развёр-
нутая индикаторная диаграмма по углу пово-
рота коленчатого вала.
Помимо снятия индикаторных диаграмм,
индикатор Югаца с успехом может применяться
для исследования любой точки индикаторной
диаграммы, например; для исследования влия-
ния числа оборотов на давление газов в цилин-
дре в начале и в конце впуска. При этом
колесо 9 должно оставаться на месте, а
вместо поршневого индикатора может быть
применён обычный манометр или ртутный
пьезометр.
Микроиндикатор Мадера относится к
группе механических поршневых индикаторов,
дающих диаграммы за 1 цикл без искажения
при п до 3000 об/мин. В этом индикаторе
уменьшение влияния собственных колебаний
и сил инерции движущихся деталей дости-
гается уменьшением размеров деталей, при-
менением жёсткой спиральной пружины и
уменьшением самой диаграммы до размеров
примерно 2X2 мм.
На фиг. 27 представлены получаемые этим
индикатором диаграммы. Индикатор имеет
поршень площадью в 1 си2. К верхнему концу
Фиг. 27. Нормальные и увеличенные
диаграммы, получаемые микроинди-
катором Мадера.
штока поршня присоединена тонкая стрелка,
которая чертит диаграмму на закопчённой
стеклянной пластинке. На стеклянную пластин-
ку можно снять 24 диаграммы. По окончании
эксперимента она вынимается из прибора и
погружается в раствор канадского бальзама
для закрепления снятых диаграмм. Снятые
диаграммы увеличиваются при помощи спе-
циального микроскопа с рисовальным при-
способлением или фотографической ка-
мерой.
Иголка для зарисовки диаграмм укреплена
в специальном пружинном держателе, который
с помощью кривошипа приводится от вала
двигателя в качательное движение. Таким
образом на диаграммах воспроизводится пе-
ремещение поршня двигателя.
Преимущества индикатора Мадера заклю-
чаются в его компактности, лёгкости и удоб-
стве монтажа на двигателе. Недостатки: зна-
чительная толщина линий на увеличенных
диаграммах, некоторое трение острия иглы
и поршня и невозможность наблюдения за
диаграммой в процессе её снятия.
Оптический индикатор Гопкинсона очень
компактен, даёт диаграмму за один цикл, но
может быть применён для испытания двига-
телей при п только до 1500 об/мин.
Индикатор (фиг. 28) соединяется с цилин-
дром двигателя при помощи двухходового
крана. Давление газов передаётся на поршень /.
В верхней части этого поршня имеется крю-
чок 2, через который проходит стальная пру-
жина-балка 3, закреплённая по краям винтами 4.
Упругость пружины 3 определяет на диа-
грамме масштаб давлений. К стальному шпин-
делю 5 прикреплено вогнутое четырёхуголь-
ное зеркальце 6. Концы шпинделя входят
свободно в небольшие пазы вертикальных
пружинных щёк 7. Движение поршня передаётся
балке 3 и далее при помощи вертикальной

382
ИСПЫТАНИЕ ДВИГАТЕЛЕЙ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ
[РАЗД. IV
пружины 8 зеркальцу 6, которое при этом
поворачивается на шпинделе 5. Угловое пере-
мещение зеркальца пропорционально измене-
нию давления газов. Нижний конец пружины 8
Фиг. 28. Оптический индикатор Гопкинсона.
прикреплён к главной пружине 3 при помощи
зажимов 9, а верхний её конец пряжат к
плечу 10, которое располагается под прямым
углом к зеркальцу 6. Пружина 8 достаточно
жестка, передаёт, движение плечу 10 без про-
нормального индикатора, либо при помощи
другой механической связи с валом дви-.
гателя.
Диаграммы можно видеть или непосред-
ственно на матовом стекле в особой камере,
или через измерительный микроскоп. На
экран передаётся световой .зайчик" от вогну-
того зеркальца.
Для быстроходных двигателей (при
п > 1500 об/мин) индикатор Гопкинсона не
пригоден, так как даёт искаженные диаграммы
вследствие значительной силы инерции пор-
шня и поступательно движущихся деталей.
Снятие диаграмм при большем числе обо-
ротов возможно при условии замены сравни-
тельно тяжёлого поршня индикатора более
лёгким.
Электрический индикатор Фарнборо
(фиг. 29) получил широкое распространение
при испытаниях быстроходных двигателей.
Он даёт развёрнутую диаграмму не за один,
а за несколько циклов.
На алюминиевом корпусе индикатора на
трёх подшипниках расположен барабан /,
приводимый во вращение от вала двигателя
через муфту включения 2. На барабане по
образующей имеется прорезь с замком, в ко-
торой укрепляются концы накладываемого на
барабан листа чёрной бумаги.
Муфта включения имеет один зуб, который ¦
входит в выемку на фланце барабана и таким
образом при включении определяет постоянное
Фиг. 29. Схема электрического индикатора Фарнборо.
гиба, но в то же время достаточно эластична,
чтобы допустить угловое перемещение плеча 10.
Поршень /, пружина 3, зеркальце 6 и опоры
связаны с верхней вращающейся частью //
индикатора. Вращение цилиндра //, сидящего
на неподвижной части 12 индикатора, про-
порциональное ходу поршня, производится
либо при помощи передач, как вращение
положение барабана относительно вала двига-
теля.
На корпусе индикатора 3 смонтирован ци-
линдр 4, в котором размещены поршень 5 и
две слабые пружины 6. Шток поршня кине-
матически связан с рычагом, имеющим на
верхнем конце фибровой наконечник 7
с прорезью, в которую входит стержень-токо-

ГЛ. VII]
ОПРЕДЕЛЕНИЕ ИНДИКАТОРНОЙ МОЩНОСТИ
38а
передатчик 8. В фибровом наконечнике
имеются два винта;один из них, вертикальный,
получает ток высокого напряжения от стерж-
ня 8, а другой, горизонтальный, передаёт
эъот ток на вращающийся барабан через воз-
душный зазор и бумагу. Зазор между винтом
и барабаном регулируется для получения наи-
более сильной искры, которая, пробивая бу-
магу, оставляет на ней маленькое отверстие.
Ток высокого напряжения, подаваемый на ба-
рабан, образуется в бобине 9 в момент раз-
мыкания первичного тока аккумуляторной ба-
тареи 10.
На цилиндре 4 и на штоке поршня 5
имеются крючки, на которые надеваются тари-
рованные сильные пружины 11, имеющие
определённый масштаб, указывающий в милли-
метрах перемещение винта-иглы рычага 7
при изменении давления в цилиндре 4 на
1 кг/см2.
На корпусе индикатора находятся ручной
насос 12 для создания небольшого избыточ-
ного давления или разрежения в системе ин-
дикатора и воздушный распределитель 13,
соединяющий трубопроводы с насосом и бал-
лоном сжатого воздуха.
Индицирующее приспособление 14 имеет
то же устройство, что и у рассмотренного
выше индикатора Фарнборо-Добби, для изме-
рения максимальных давлений.
Дисковый клапан 15 этого приспособления
весом около 1,5 г помещается между сёдлами
верхнего и нижнего корпуса с зазором
0,1—0,2 мм. Стебель клапана входит в напра-
вляющее отверстие центрального электрода 16
верхнего корпуса. Электрод изолирован от
корпуса слюдой и имеет в верхней части гайку
для крепления провода низкого напряжения.
Нижний корпус ?набжён краном 17 для со-
единения с полостью цилиндра двигателя.
Кроме того, он имеет водяную рубашку для
охлаждения.
Порядок снятия индикаторных диаграмм
следующий:
1) Укрепляют на барабане лист чёрной бу-
маги.
2) Отмечают карандашом на бумаге при
помощи' специальной линейки линию, соответ-
ствующую в. м. т. исследуемого цилиндра
двигателя.
3) Закрывают все краны на корпусе инди-
катора.
4) Включают муфту 2 так, чтобы зуб,
имеющийся на муфте, вошёл в соответ-
ствующую выемку в системе барабана.
Включение определяется по характер-
ному „щелчку", слышимому в момент вклю-
чения.
5) Открывают кран 18 от баллона со сжа-
тым воздухом. Через этот кран воздух по-
ступает в распределитель 13, а через него в
трубопроводы к поршню 5 и клапану 15 ин-
дицирующего приспособления. При этом пор-
шень 5 перемещает связанный с ним рычаг 7
на величину, пропорциональную давлению
воздуха в распределителе 13. Давление воз-
духа увеличивают до тех пор, пока рычаг 7
не переместится к противоположному концу
барабана, и закрывают кран 18. В масштабе
поставленных пружин 11 давление воздуха
должно с избытком превышать максимальное
давление газов в цилиндре двигателя. При
этом давлении клапан 15 будет всё время
прижат к нижнему седлу.
6) Включают ток от 6-вольтового аккуму-
лятора в первичную обмотку бобины и откры-
вают кран 17 индицирующего приспособления.
7) Открывая кран 19, медленно выпускают
воздух из системы, вследствие чего под дей-
ствием пружин рычаг 7 начинает медленно
возвращаться к своему первоначальному по-
ложению.
При постепенном снижении давления воз-
духа наступит момент, когда давление газов
в двигателе (в конце сгорания) несколько пре-
высит давление над клапаном 15. В этот мо-
мент клапан 15 оторвётся от нижнего седла и
прижмётся к верхнему, на мгновение ра-
зомкнув первичную электрическую цепь и
создав искру между рычагом 7 и барабаном /.
Клапан 15 будет оставаться прижатым к верх-
нему седлу лишь на период, пока давление
газов будет превышать давление воздуха. При
дальнейшем протекании цикла (начало рас-
ширения) давление воздуха снова будет больше
давления газов, ввиду чего клапан оторвётся
от верхнего седла и прижмётся к нижнему,
опять разомкнув первичную цепь. Между
остриём рычага 7и барабаном снова проскочит
искра, оставив на бумаге второе отверстие.
По мере снижения давления воздуха в си-
стеме размыкания тока (в моменты равенства
давлений газов и воздуха) будут происходить
при всё больших и больших отклонениях ры-
чага 7 влево, так что, когда в системе уста-
новится атмосферное давление, на диаграмме
будут отмечены точки давлений от атмосферы
и до максимального в цилиндре двигателя.
Каждый цикл даёт две точки, расстояния-
между которыми в направлении окружности :
барабана будут представлять собой соответ-
Фиг. 30. Схема снятия диаграмм ' инди-
катором Фарнборо.
ствующие отрезки оси абсцисс диаграммы,
развёрнутой по углу поворота коленчатого
вала. Диаграмма снимается в течение вре-
мени порядка 15-г 30 сек., вследствие чего на
ней будут отмечены точки всех циклов, ко-
торые имели место за указанный промежуток
времени.
Схема отметки точек на диаграмме по-
казана на фиг. 30.
После снятия диаграммы при открытом
кране 19 дают ряд произвольных размыканий
тока. При этом пробитые на бумаге отверстия
определяют атмосферную линию. Ручной на-
сос с переключателем 20 служит для снятия
диаграмм выпуска и впуска, когда не тре-
буется баллон со сжатым воздухом, а необ-
ходимо бывает иметь разрежение. Переводя
кран переключателя 20 из одного положения

384
ИСПЫТАНИЕ ДВИГАТЕЛЕЙ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ
[РАЗД. IV
в другое, можно заставить насос работать и
на нагнетание и на отсасывание.
Диаграммы, снятые индикатором Фарнборо,
имеют достаточно большие размеры и могут
применяться для точных испытаний.
К числу недостатков данного индикатора
следует отнести получающиеся иногда про-
пуски искр вследствие замасливания штока
и тарелки клапана 15.
Индикатор Фарнборо может также при-
меняться для снятия диаграмм с авиацион-
ного двигателя в полёте.
На фиг. 31 представлены три диаграммы,
снятые в полете с авиационного двигателя без
нагнетателя на различных высотах: диаграмма
в.м.Т.
2\
Л ¦
?''¦
кварцевых пластинок 1 диаметром 5— 10 мм
и толщиной 2 — 5 мм.
Пластинки зажаты между двумя металли-
ческими деталями прибора так, чтобы сто-
роны пластинок с отрицательной полярностью
были обращены друг к другу. С промежу-
точной металлической пластинки 2 через
изолированный штуцер 4 заряды передаются
по экранированному проводу на усилитель.
Давление газов передаётся на кварцевые
пластинки через мембрану 3, необходимую
Дтмосферная"
линия
Фиг. 31. Индикаторные диаграммы, снятые
с авиационного двигателя в полёте.
Фиг. 32. Кристалл кварца.
Фиг. 33. Пьезоэлемент
системы ЦИАМ.
«а высоте 300 л, диаграмма 2— на высоте
3000 м и диаграмма 3 — на высоте 6400 м.
Пьезокварцевый индикатор относится к
группе безинерционных индикаторов, дающих
диаграмму за 1 цикл работы двигателя. Этот
индикатор состоит из трёх частей: 1) пьезо-
кварцевого индикаторного приёмного элемента
(сокращённо—пьезоэлемента), ввёртываемого
в свечное отверстие цилиндра двигателя;
2) усилителя на электронных лампах и 3) ос-
циллографа шлеифового или катодного.
В рассматриваемом индикаторе использо-
вано свойство кварца давать электрические
заряды, пропорциональные действующему на
него давлению. Так, если нз кристалла кварца
вырезать пластинку, продольные плоскости
которой перпендикулярны электрической оси,
и затем сжимать её в направлении этой
оси, то на одной плоскости, перпендикулярной
электрической оси, появятся положительные
электрические заряды, а на другой — отрица-
тельные. На фиг.. 32 представлен кристалл
кварца (горного хрусталя); здесь: zz— опти-
ческая ось; х^'^ xax't и x3x't—электрические
оси; уху[, y3y'a nyty't — механические оси. Для
увеличения электрического заряда часто при-
меняют несколько пар кварцевых пластинок,
нагруженных последовательно одной и той же
силой. При этом величина заряда возрастает
пропорционально числу пар пластинок.
На фиг. 33 представлен разрез пьезоэле-
мента ЦИАМ, имеющего одну пару круглых
для предохранения кварца от непосредствен-
ного соприкосновения с продуктами сгорания
и для создания предварительного сжатия пла-
стинок.
На фиг. 34 дан разрез пьезокварцевого
элемента, предложенного Кейсом и Ватсоном
для испытания карбюраторных двигателей.
Фиг. 34. Пьезокварцевый элемент Кейса и Ватсона.
Этот прибор спарен с электрической свечой
и имеет три пары кварцевых пластинок с
проложенными между ними листочками из
фольги.

ГЛ. VII)
ИЗМЕРЕНИЕ РАСХОДА ТОПЛИВА
385
Листочки положительной полярности со-
единены с корпусом прибора,а отрицательной—
с изолированным экранированным проводом.
Предварительное сжатие кварцевых пла-
стинок, необходимое для повышения чувстви-
тельности мембраны к изменению давления
газов в цилиндре, создаётся при помощи на-
жимного винта.
Особенностью конструкции пьезоэлемента
RCA (фиг. 35) является центральный вывод
провода от металлического листочка, проло-
женного между пластинками кварца.
Оперы
Изо/7, вывод
Фиг. 35. Пьезокварцевый элемент RCA.
Усилитель на электронных лампах служит
для преобразования электрических зарядов,
возникающих в пьезоэлементе, в пропорцио-
нальные им изменения силы тока, если при-
меняется шлейфовый осциллограф, или изме-
нения напряжения, если применяется катодный
осциллограф.
Шлейфовый и катодный осциллографы —
наиболее дорогая часть пьезокварцевого ин-
дикатора. Они служат как для наблюдения за
изменением индикаторной диаграммы при ра-
боте двигателя, так и для её фотографиро-
вания. При наличии катодного осциллографа
электрическая схема получается более слож-
ной; она должна содержать питающее устрой-
ство для трубки Брауна и генератор релакса-
ционных колебаний для осуществления раз-
вёртки по времени.
Полуволны в верхней части диаграммы
являются отметкой времени, разрыв же ниж-
ней горизонтальной прямой соответствует мо-
менту зажигания.
ИЗМЕРЕНИЕ РАСХОДА ТОПЛИВА
Для измерения часового расхода топлива
при испытаниях двигателей применяются три
метода: 1) весового замера; 2) объёмного за-
мера и 3) мгновенного отсчёта.
Первые два метода более точны, но они не
определяют сразу часового расхода топлива.
Последний подсчитывается по формулам по
времени расходования определённой навески
или определённого объёма топлива. Третий
метод менее точный, но даёт возможность
сразу видеть величину часового расхода то-
плива и наблюдать за его изменением в про-
цессе испытания.
Измерение расхода топлива по весу.
Наиболее точный (фиг. 37) весовой замер
расхода топлива применяется большей частью
при топливах, имеющих повышенную вязкость
и тёмный цвет, затрудняющий отсчёт времени
расхода в мерных стеклянных колбах.
Из основного питательного бака 4 через
двухходовой кран / топливо может подво-
диться к двигателю и одновременно (при по-
казанном на чертеже положении крана) за-
полнять металлический или, лучше, стеклянный
бачок 3 на чашке весов 2. Перед опытом за-
полняется топливом бачок 3, после чего
V
Фиг. 36. Развёрнутая по времени диаграмма, снятая пьезокварцевым
индикатором со шлейфовым осциллографом.
Фиг. ?7. Схема замера расхода
топлива по весу.
Шлейфовый осциллограф имеет тот не-
достаток, что не позволяет фиксировать особо
быстро меняющиеся давления, например,
колебания давления газов в цилиндре при ра-
боте двигателя с детонацией. Для записи и
наблюдения этих давлений следует применять
безинерционный катодный осциллограф.
В качестве примера на фиг. 36 предста-
влена индикаторная диаграмма, снятая с ра-
ботающего двигателя пьезокварцевым инди-
катором ЦИАМ со шлейфовым осциллографом.
25 Том 10
кран / поворачивается на 180°, ввиду чего
двигатель продолжает питаться топливом
только из питательного бака. Далее на дру-
гую чашку весов ставятся гири так, чтобы
чашка весов несколько перевешивала. Затем
в момент замера кран / поворачивается в та-
кое положение, при котором к двигателю то-
пливо может поступать только с весов. По
мере расходования топлива весы приходят в
положение равновесия. В этот момент пускают
в ход секундомер и снимают определённого

386
ИСПЫТАНИЕ ДВИГАТЕЛЕЙ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ
[РАЗД. IV
веса (например, g граммов) гирю с правой
чашки весов, вследствие чего левая чашка
снова опускается.
После израсходования количества топлива
по весу, равному весу снятой гири, весы опять
придут в положение равновесия. В этот мо-
мент секундомер останавливают. Отсчёт по
секундомеру показывает время t сек. расхо-
дования из бачка 3 топлива в количестве g
граммов.
Часовой расход топлива подсчитывают по
формуле
= 3,6 • — кг/час.
A0)
После окончания замера бачок 3 снова
дополняют топливом и кран / ставят в перво-
начальное положение „до замера".
Измерение расхода топлива по объёму.
Простейшим видом прибора для замера рас-
хода топлива по объёму является мерная стек-
лянная колба (фиг. 38, а), соединённая с то-
Выпуск
воздуха
К двигателю
Фиг. 38. Схемы замера расхода топлива по объёму.
пливной системой двигателя и топливным
баком с помощью двухходового крана.
Во время испытаний этот кран может на-
ходиться в трёх положениях: 1 — топливо из
бака поступает только к двигателю; 2— топливо
из бака поступает к двигателю и одновре-
менно заполняет колбу и 3 — топливо подаётся
к двигателю только из мерной колбы (в пе-
риод замера).
Так как объём шариков мерной колбы,
ограниченный рисками в узких местах между
шариками, известен (Vj или V^\, т0> определяя
при помощи секундомера время расходова-
ния этого объёма топлива, находят подсчётом
его часовой расход Gj-.
Во избежание переливания топлива через
верхнюю трубку колбы последнюю делают
достаточной высоты или устанавливают перед
колбой поплавковую камеру.
Более усовершенствованным типом мерной
колбы является „штихпробер", показанный на
фиг. 38, б. Этот прибор не требует поплав-
ковой камеры и закрыт от доступа внешнего
воздуха, а вместе с тем и от пыли, загряз-
няющей стеклянные стенки прибора.
Топливо из бака поступает в герметически
закрытую воздушную камеру штихпробера /
и через кран 2 в мерную колбу. При откры-
том кране 2 в воздушной камере и в мерной
колбе топливо устанавливается на одинаковом
уровне. Высота этого уровня определяется
количеством воздуха, находящегося в при-
боре, и давлением, зависящим от высоты рас-
положения бака относительно штихпробера
и удельного веса топлива.
Во время работы двигателя до замера то-
пливо поступает в воздушную камеру и за-
тем через открытый кран 2 и мерную колбу
в двигатель.
Для производства замера закрывают кран 2,
вследствие чего топливо начинает расходо-
ваться только из мерной колбы. При этом
уровень топлива в мерной колбе будет опу-
скаться, а в воздушной камере — повышаться,
сохраняя примерно постоянное давление в
воздушном пространстве. Отсчёт времени
расхода определённого объёма топлива про-
изводят, пользуясь секундомером, по рискам
между шариками мерной колбы так же, как
и в предыдущем случае.
Существенным недостатком обычной мер-
ной колбы является возможность остановки
двигателя, если экспериментатор не успеет
своевременно переключить двухходовой кран
и оставит двигатель без топлива. При работе
с штихпробером этого не должно случиться,
так как при правильном подборе количества
воздуха в приборе, как только уровень то-
плива в мерной колбе опустится за нижнюю
риску, в воздушной камере топливо начнёт
переливаться через верхний обрез трубки 3
и будет продолжать поступать к двигателю.
По окончании замера заполнение мерной
колбы топливом производится открытием
крана 2.
Для регулирования количества воздуха в
воздушной камере служит кран 4.
Величину часового расхода топлива при
объёмном замере подсчитывают по формуле
Gr=3fi Ут"(Г кг/час,
(И)
где Vt—объём шарика мерной колбы в см\
If—удельный вес топлива при условиях
опыта в кг/я и т— время в секундах, соот-
ветствующее продолжительности расходова-
ния Vf см* топлива.
Объёмный замер расхода топлива усту-
пает весовому тем, что требует проведения
дополнительной операции — замера удельного
веса испытуемого топлива при температуре
опыта.
Мгновенный замер расхода топлива. Для
мгновенного замера расхода топлива приме-
няются приборы: 1) флоуметр (дословно „по-
токоизмеритель") и 2) ротаметр.
На фиг. 39 представлена схема флоуметра.
Топливо из бака поступает в поплавковую
камеру флоуметра, откуда по широкой вер-
тикальной трубке подводится к двум кали-
брованным отверстиям, находящимся в гори-
зонтальной нижней трубе прибора. Пройдя
эти отверстия, топливо заполняет стеклянные
трубки^ верхний обрез которых расположен
выше уровня топлива в поплавковой камере.
Через кран / или 2 топливо поступает к двига-
телю. Вследствие потери напора при прохо-

ГЛ. VIII
ИЗМЕРЕНИЕ РАСХОДА ВОЗДУХА
387
ждении топлива через калиброванное отверстие
уровень топлива в соответствующей стеклян-
ной трубке 3 будет стоять ниже уровня в по-
плавковой камере. Так как потерянный напор
будет зависеть от скорости истечения топлива
через отверстие, то чем больше будет часо-
вой расход топлива, тем ниже будет нахо-
диться его уровень в стеклянной трубке. На
Из бака
ля выпуска
воздуха
з-
*
-6
-8
-10
двигателю
Из бака
двигателю *
Фиг. 39. Схемы мгновенного замера расхода топлива.
шкале, помещённой рядом со стеклянной
трубкой, обычно наносятся деления, соответ-
ствующие расходу топлива в литрах за час.
Эти деления наносятся в результате непосред-
ственной тарировки флоуметра на определён-
ном топливе, и потому изменение удельного
веса и вязкости топлива будет вносить неко-
торую неточность.
По указанной причине флоуметры не по-
лучили широкого применения в лабораториях
для точных испытаний; ими пользуются глав-
ным образом тогда, когда необходимо сле-
дить за изменением расхода топлива при
эксперименте и когда для точных измерений
имеются более надёжные приборы.
Для увеличения предела использования
флоуметра калиброванные отверстия ставятся
различной величины и работают в зависимости
от расхода топлива через тот или иной кран.
Обычно размеры отверстий подбирают
такими, чтобы одна шкала прибора являлась
продолжением другой шкалы.
На фиг. 39, б представлена схема рота-
метра; прибор состоит из конической трубки,
через которую проходит топливо. Топливо
из бака поступает в нижнюю более узкую
часть прибора и выходит к двигателю из
верхней более широкой его части. В трубке
находится поплавок, удельный вес которого
несколько больше удельного веса топлива.
Горючее проходит через кольцевой зазор
между' поплавком и конической трубкой.
Принцип действия прибора основан на изме-
нений перепада давлений у поплавка при
изменении скорости прохождения мимо него
жидкости. Чем больше будет эта скорость,
тем большая сила будет действовать на по-
плавок и тем на большую высоту он подни-
мется в конической трубке с тем, чтобы при
увеличившейся кольцевой площади для про-
хода жидкости подъёмная сила, действующая
на поплавок, осталась прежней.
Шкала прибора наносится при тарировке.
Подобно флоуметру ротаметр не пригоден
для точных замеров, но зато позволяет в
любой момент времени наблюдать за измене-
нием часового расхода топлива.
Как флоуметр, так и ротаметр требуют
периодической проверки не только вслед-
ствие изменения вида применяемого топлива,
но и по причине возможного отложения раз-
личных твёрдых веществ на поверхностях
калиброванных отверстий и поплавка.
ИЗМЕРЕНИЕ РАСХОДА ВОЗДУХА
Расход воздуха через двигатель опреде-
ляют чаще всего по способу, основанному
на замере перепада давления в насадках или
диафрагмах. При применении такого способа
замера расхода воздуха нет необходимости
в предварительной тарировке приборов. Ме-
тодику измерения расхода воздуха при по-
мощи нормальных сопел и диафрагм см. ЭСМ
т. 1, кн. 1-я, гл. IV.
Во избежание влияния пульсации врздуш-
ного потока на результаты замера необхо-
димо между прибором и двигателем ставить
ресивер объёмом не меньше 200-кратного ли-
тража одного цилиндра двигателя.
Широкое применение в лабораторной
практике получили также насадки Вентури,
Нагнетающий
вентилятор
Фиг. 40. Применение насадков Вентури для замера
расхода воздуха.
обычно тарируемые, например, при помощи
газгольдера.
На фиг. 40 представлены профиль насадка
Вентури и один из примеров применения его
для испытаний двигателя.
Разрежение в насадке Арн не рекомен-
дуется иметь менее 60 мм вод. ст. Для возг
можности испытания двигателя при различ-
ных расходах воздуха иногда применяют два

388
ИСПЫТАНИЕ ДВИГАТЕЛЕЙ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ
[РАЗД. IV
и более насадков Вентури, которые работают
или поодиночке, или по нескольку сразу.
Насадки Вентури, как и диафрагма, пред-
ставляют некоторые гидравлические сопро-
тивления на пути движения воздуха и по-
тому, чтобы иметь перед двигателем атмо-
сферное давление, во многих случаях в си-
стему вводят дополнительно нагнетающий
вентилятор.
Назначение этого вентилятора — восстана-
вливать потерянный напор воздушного потока
в измерительных насадках.
Регулирование давления в ресивере перед
двигателем производится по небольшому во-
дяному пьезометру, устанавливаемому на ре-
сивере. В случае применения для вентилятора
электромотора постоянного тока число обо-
ротов вентилятора изменяется при помощи
реостата; если же устанавливается электро-
мотор переменного тока с постоянным числом
оборотов, то постоянное давление в ресивере
поддерживается перепуском воздуха из реси-
вера в трубу перед вентилятором при помощи
дроссельной заслонки.
Для более полного гашения пульсаций
воздушного потока часто дно ресивера делают
из листовой резины.
Вся воздушная система должна быть строго
герметичной. Неплотности в ней не допу-
скаются.
ИЗМЕРЕНИЕ ТЕМПЕРАТУР
Измерение температур охлаждающей
жидкости, масла, наружного воздуха, рабо-
чей смеси, отработавших газов, а также раз-
личных деталей двигателя производится при
помощи приборов, действие которых осно-
вано на следующих физических явлениях,
происходящих при изменении температуры:
а) изменении объёма жидкости;
б) изменении давления паров жидкости,
заключённой в герметический сосуд;
в) возникновении электродвижущей силы
в точке спая проводников из двух разнород-
ных металлов и
г) изменении сопротивления электриче-
ского проводника.
Термометры, основанные на изменении
объёма жидкости. Жидкостные термометры
представляют собой стеклянную трубку с ка-
пиллярным каналом и небольшим объёмом
на нижнем конце. Этот объём заполняется
ртутью или спиртом. Воздух из капилляра
выкачивается, и верхний конец запаивается.
Ртутные термометры применимы для интер-
вала температур от точки плавления ртути
(— 39°) и до точки её кипения (-f-357* С).
Для измерения более высоких температур
(например, до 750° С) термометры изготовля-
ются из кварцевого стекла, и капилляр над
ртутью заполняется углекислотой или азотом
под давлением 10—25 кг/см*.
На практике в среду, температура которой
замеряется, опускается только незначитель-
ная часть термометра, и поэтому приходится
вводить поправку на разность температур за-
меряемой среды и выступающего над ней
столбика ртути. Температура выступающего
стоя<бика ртути определяется другим термо-
метром, поставленным рядом с основным так,
чтобы нижний конец вспомогательного термо-
метра находился посредине выступающего
столбика (фиг. 41).
Поправка определяется по формуле
= t% • k
- tt).
A2)
где *о — температура, показываемая основным
термометром; t% — число градусов выступаю-
щего столбика ртути основного термометра;
tt — температура выступающего столбика, за-
меренная вспомогательным термометром, и
k — коэфициент, зависящий от свойств стекла
и меняющийся от ±^ до JL .
Степень точности показаний термометров
может колебаться до 2% и более; поэтому для
точных измерений следует применять термо-
метры, имеющие
паспорт от Коми-
тета мер и весов
с указанием по-
правок, необходи-
мых для внесения
при измерении тем-
ператур.
В зависимости
от назначения тер-
мометра деления
на его шкале нано-
сятся через различ-
ные интервалы —
от 5° С для техни-
ческих и до 0,1° С
для точных термо-
метров.
Для измерения
низких температур
(ниже—15° С) при:
меняются термо-
метры, заполнен-
ные спиртом, то-
луолом или пентаном, так как при низких
температурах ртуть становится вязкой и не
обеспечивает точности отсчётов.
Тарировка термометров производится ме-
тодом сравнения их с термометром, имеющим
паспорт Комитета мер и весов. Оба термо-
метра погружаются в водяную или масляную
ванну так, чтобы столбики жидкости не высту-
пали над поверхностью ванны.
Жидкость, наполняющая ванну, должна при
этом непрерывно перемешиваться.
Термометры, основанные на изменении
давления, бывают двух видов: жидкостные и
паро-жидкостные. В первых как приёмный
патрубок, помещённый в месте замера темпе-
ратуры, так и трубка, передающая давление
к спирали Бурдона, заполнены жидкостью, на-
пример, ртутью или спиртом. При изменении
температуры жидкость изменяет свой объём;
это заставляет деформироваться спираль Бур-
дона, под влиянием чего перемещается стрелка
прибора. Недостатком такого термометра
являются ошибки в показаниях вследствие
изменения температуры окружающего воздуха,
а следовательно, и жидкости, заполняющей
соединительную трубу.
Большее распространение на практике по-
лучили термометры второго типа. Термоме-
тры с жидкостью и с её парами (фиг. 42)
имеют также приёмный элемент J, наполненный
Фиг. 41. К определению по-
правки на выступающий стол-
бик ртути.

ГЛ. VH]
ИЗМЕРЕНИЕ ТЕМПЕРАТУР
389
на 2/з низкокипящей жидкостью 4, например
метиловым эфиром, метилхлоридом и т. д.
В остальной части приёмного элемента нахо-
дятся пары 2 этой жидкости. Соединительная
трубка 3 делается капиллярной; она обычно
заполняется какой-либо нейтральной, мало-
вязкой и незамерзающей при низких тем-
пературах жидкостью, например, этиленгли-
колем.
При изменении температуры приёмного
элемента давление паров внутри этого эле-
мента меняется и вы-
зывает деформацию
спирали Бурдона 5.
Так как давление
паров в зависимости
от температуры изме-
няется не по линей-
ному закону, то шкала
этого термометра по-
лучается с неравно-
мерными делениями.
Такие термометры
удобны тем, что по-
зволяют производить
наблюдение за темпе-
ратурой на значитель-
ном расстоянии (ка-
пиллярная трубка мо-
жет достигать длины
до 20 м). По этой
причине они назы-
ваются дистанцион-
ными или аэротермо-
метрами.
Аэротермометры
тарируются по прове-
ренным ртутным термометрам и снабжаются
тарировочными кривыми.
Термоэлектрические пирометры. Дей-
ствие термоэлектрических пирометров осно-
вано на возникновении термоэлектродвижу-
щей силы при изменении температуры точки
спая двух проводников из разнородных ме-
таллов.
Простейшая термопара представляет собой
две проволоки из различных металлов, спаян-
ных в одном конце. Два других свободных
конца проволок присоединяются к клеммам
гальванометра.
На фиг. 43 представлена схема термопары,
имеющей так называемый холодный спай
в месте прикрепления промежуточного про-
водника, выполненного из того же материала,
что и проводник, идущий от горячего спая
непосредственно к гальванометру.
Термоэлектродвижущая сила, возникающая
в термопаре, пропорциональна разности тем-
ператур горячего и холодного спаев. Поэтому
для получения показаний непосредственно в °С
холодный спай помещают в термос с тающим
льдом.
Термопары должны: 1) давать большую
электродвижущую силу; 2) иметь постоянные
термоэлектрические свойства; 3) быть жаро-
стойкими и 4) не подвергаться в значительной
степени коррозии.
Термопары обычно изготовляются приме-
нительно к условиям испытания и к типу
испытуемого двигателя.
В качестве изоляционного материала для
термопар применяются фарфоровые трубочки
с одним или с двумя каналами, асбестовый
шнур, резиновые и стеклянные трубочки.
Наиболее употребительными материалами
для термопар являются:
Фиг. 42. Схема дистанцион-
ного термометра (аэро-
термометра).
Материалы
Максимальная э. д. с. в ми
Платина-платинородий . . 1600 16,6
Золотоплатинопалладий-
платинородий 1200 57,3
Хромель алюмель 1100 45,0
Железо-константан .... 800 43,3
Медь-константан 400 20,0
Для получения достаточной электродвижу-
щей силы при замере низких температур
часто соединяют последовательно несколько
¦ Фиг. 43. Схема присоединения медноконстанта-
новой термопары: / — медный провод; 2 —
константановый провод; 3 — горячий спай; 4 —
холодный спай; 5—сосуд Дюара; 6 — тающий
лёд; 7 — стеклянная трубка; 8 — пробка.
термопар, горячие спаи которых должны быть
помещены в месте замера температуры.
Термометры сопротивления. Работа тер-
мометров сопротивления основана на измене-
нии сопротивления электрического проводника
при, изменении его температуры.
В качестве материала для этих термоме-
тров применяется платина как химически инерт-
ный металл, имеющий высокий температурный
коэфициент сопротивления.
Однако в менее ответственных приборах
применяются также никель, железо и медь.
Измерение температур термометрами со-
противления требует включения сопротивле-
ний по схеме моста Уитстона и односторон-
него источника постоянного тока.
Приборы бывают равновесного и неравно-
весного типа [1].
Измерение величины заданного сопротивле-
ния мостом Уитстона, к чему собственно и
сводится измерение температуры, основано на
сравнении потенциала двух промежуточных
точек в параллельно включённых ветвях.
При равновесной схеме (фиг. 44,а) подбором
сопротивления плеч моста добиваются, чтобы
потенциалы в точках А и В были равны нулю.
Это покажет стрелка гальванометра, оставаясь
в нулевом положении. При изменении сопро-
тивления Rx, которое является приёмным эле-
ментом и устанавливается в месте замера
температуры, равновесие моста нарушается, и
стрелка гальванометра отклоняется. Для вос-
становления нулевого положения стрелки необ-

390
ИСПЫТАНИЕ ДВИГАТЕЛЕЙ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ
[РАЗД. 1 V
ходимо соответствующим образом изменить
сопротивление R±. Каждому значению вели-
чины сопротивления7?* соответствует опреде-
Фиг. 44. Схемы замера температур при помощи термо-
метра сопротивления.
лённое положение ползушки сопротивления /?4.
Если шкалу ползушки нанести в градусах, то
прибор даст непосредственные отсчёты темпе-
ратуры.
Во избежание ошибок, происходящих из-за
изменения сопротивления соединительных про-
водников, применяют схему, в которой про-
водники включаются в плечи моста. Схема
такого компенсированного равновесного моста
Уитстона представлена на фиг. 44, б.
Отсчёты температур по схеме равновесного
моста не получаются автоматически, они тре-
буют известных манипуляций, поэтому более
употребительны приборы, выполненные по
схеме неравновесного моста, т. е. такие, в ко-
торых стрелка гальванометра указывает изме-
ряемую температуру. В этом случае (фиг. 44, в)
потенциалы в точках Л и В не будут одина-
ковыми, и через гальванометр будет проходить
ток, который будет тем сильнее, чем больше
нарушится равновесное состояние моста. В слу-
чае градуировки шкалы гальванометра на гра-
дусы прибор будет давать мгновенные отсчёты
температур.
Сила тока, проходящего через гальвано-
метр, будет зависеть от напряжения аккуму-
ляторной батареи, поэтому перед отсчётами
необходимо проверять это напряжение. Это
делается (фиг. 44. г) выключением из цепи тер-
мометра сопротивления Rx и включением не-
которого контрольного сопротивления RK; при
этом стрелка гальванометра должна стать на
специальную контрольную черту. В противном
случае изменением величины переменного
сопротивления Rn необходимо добиться тре-
буемого положения стрелки.
ЛИТЕРАТУРА И ИСТОЧНИКИ
1 Беликов В. Н. (под ред.). Испытание авиацион-
ных двигателей, Оборонгиз, 1938.
2. Волчек Л., Пьезоэлектрические индикаторы для
двигателей внутреннего сгорания, Машгиз, 1945.
3. Г р а м б е р г А., Технические измерения при испы-
таниях мгшин, вып. X, Макиз, 1926.
4. Д ж о д ж А. В., Испытания быстроходных двигателей
внутреннего сгорания, ОНТИ, 1934.
5. Дубинин М., Гидравлические тормозы системы
Фруда, „Техника и металлист" № 19, 1930.
6. 3 е н г е р Н., Испытание авиадвигателя на воздуш-
ном тормозе. „Техника Возлушною флота" № 1, 1933.
7. НиколенкоЛ, Испытание авиационных моторов
на станках, ОНТИ 1936.
8. Петров В. А. и Ж и г а р е в Ф. М., „Руководство
по проведению лабораторных работ по двигателям",
ВАММ КА, 1940.
9. Розенфельд А., Испытание моторов с воздуш-
ным охлаждением на мулинетках, «Техника воздуш-
ного флота" № 1, 1929.
10. С о р о к о-Н о в и ц к и й В. И., Методика испыта-
ний автомобильных двигателей, ОНТИ, 1935.
. П. У р м и н Е. В., Одноцилиндровые установки, .Труды
ЦИАМ" № 2, 1937.
12. Хрущев М. М., Гидравлический тормоз системы
Юнкерса, „Техника воздушного флота" № 7, 1930.
13. Хрущев М. М., Устройство заводских испытатель-
ных станций, из книги „Авиамоторостроение",
ч. 2, 1932.
14. Шереметьев Л., Испытание авиадвигателей
с воздушным охлаждением, доп. статьи к курсу «Испы-
тание авиадвигателей" № 35, ВВА КА.

Глава VIII
ГАЗОВЫЕ ТУРБИНЫ
ОСНОВНЫЕ СХЕМЫ
И ТЕРМОДИНАМИЧЕСКИЕ ЦИКЛЫ
В газовых турбинах тепловая энергия сжи-
гаемого топлива превращается непосредствен-
но в механическую работу. При этом топливо
может быть газообразным, жидким или пыле-
видным 1. В некоторых особых схемах воз-
можно применение и твёрдого топлива.
Преимущества газовой турбины по сравне-
нию с паротурбинными установ-
ками: отсутствие котельной и конденсацион-
ной установок (резкое снижение расхода охла-
ждающей воды); высокий термический к. п. д.
цикла; быстрый запуск установки; простота
обслуживания и меньшие расходы по ре-
монту.
По сравнению с двигателями вну-
треннего сгорания газовые турбины
имеют следующие преимущества: отсутствие
кривошипного механизма, непосредственный
•привод к электрическому генератору и прочие
преимущества ротационного двигателя; воз-
можность использования любого топлива;
меньшие габариты и вес при больших мощ-
ностях; меньшие расходы на эксплоатацию и
ремонт.
О б ла с ти применения современ-
ных газовых турбин: двигатели с над-
Цикп v^const
otf
Фиг. 1. Оснрвные циклы газовых турбин.
дувом, котлы Велокс, локомотивы (иссле-
дуется установка и на судах), авиационные
нагнетатели, реактивные двигатели и промыш-
ленные процессы; возможно применение и на
электростанциях.
Предложено большое число рабочих циклов
газовых турбин. Наиболее полному исследо-
ванию подверглись следующие два реально
осуществлённых цикла (фиг. 1): а) цикл со
сгоранием при постоянном давлении (р = const)
и б) цикл со сгоранием при постоянном
объёме (v = const).
Участок
диаграммы
по фиг. 1
ab
be
cd
da
Цикл
р = const
v — const
сжатие воздуха в компрессоре
сгорание топлива при постоянном
давлении | объёме
расширение продуктов сгорания в
турбине
выпуск продуктов сгорания, замы-
кание цикла
Наибольшее распространение получил цикл
р = const, по которому работают современные
газовые турбины. Цикл v = const был осуще-
ствлён в некоторых опытных экземплярах га-
зовых турбин, в частности в ряде выполнен-
ных конструкций турбин Хольцварта.
Газовая турбина р = const
Воздух, засасываемый компрессором (фиг. 2)
при давлении pv сжимается в нём до давле-
ния р0 и поступает в камеру сгорания, в ко-
торую одновременно подаётся топливо. По-
С< АС
пя
о
п.
В.К.
-i)
1 Находится в стадии экспериментирования.
Фиг. 2. Принципиальная схема газовой турбины
p=const:A Т. — газовая турбина, В. К. —воз-
душный компрессор; К. С. — камера сгорания;
П. М. — пусковой мотор; Т. Н. — топливный
насос; Г. К. — газовый компрессор.
дача жидкого топлива осуществляется топлив-
ным насосом; для газового топлива устанавли-
вается отдельный газовый компрессор, при-

392
ГАЗОВЫЕ ТУРБИНЫ
[РАЗД.IV
водимый также от самой турбины. В камере
сгорания совершается процесс горения при
р0 = const.
Образовавшиеся продукты сгорания с вы-
сокой температурой поступают в собственно
газовую турбину, где происходит расширение
их до давления выпуска. Полезная мощность
газотурбинной установки получается как раз-
ность мощности, развиваемой турбиной, и
мощности, потребной для сжатия воздуха и
топлива. Первоначальный запуск установки
осуществляется пусковым двигателем. Процесс
работы вТ—5-диаграмме изображён на фиг. 3.
Фиг. 3. Процесс работы турбины р—coast в Г—5-диа-
грамме.
Идеальный цикл характеризуется линиями
ab' —адиабатическое сжатие, Ь'с — сгорание
(подвод тепла), с<? — адиабатическое расши-
рение и d'a —• отвод тепла от выхлопных га-
зов. Действительный цикл характеризуется
соответственными линиями ab, be, cd и da.
Линия ab" отвечает случаю изотермического
сжатия.
Общее выражение для термического к. п. д.
цикла:
где Qi — тепло, подведённое к циклу, Q2 —
тепло, отведённое от цикла.
Для теоретического цикла при постоянной
теплоёмкости термический к. п. д. выражается:
а) в случае адиабатического сжатия в
компрессоре
где е = -^- — степень сжатия в компрессоре,
Р\
k — показатель адиабаты;
Ь) в случае изотермического сжатия в ком-
прессоре
А—1
— 1
где Г0°К — начальная температура газов (при
входе в турбину), Та °К — температура заса-
сываемого воздуха.
Для действительного цикла с учётом только
гидравлических потерь в турбине и компрес-
соре, как основных, соответственные выраже-
ния для термического к. п. д. будут:
а) в случае адиабатического сжатия
k
т
а
1
k-1
к
b) в случае изотермического сжатия
— 1
где Toi — внутренний относительный к. п. д.
турбины, ч\ад и г1из — адиабатический и изо-
термический к. п. д. компрессора.
Для реального процесса т)/=<р(——,
^ 'а
YJ0f, Г\ад ИЛИ Y]
На термический к. п. д. современных газо-
вых турбин с осевым компрессором и адиаба-
тическим сжатием влияют следующие факторы.
a) Влияние степени сжатия. Для
реального процесса существует вполне опре-
делённая оптимальная степень сжатия, опре-
деляемая максимальным значением г\/ для за-
данных конкретных условий. Значения опти-
мальной степени сжатия (фиг. 4) увеличиваются
с повышением начальной температуры.
При значениях тю^ = г\ад — 0,85 для темпе-
ратуры t0 = 600" С термический к. п. д. дости-
гает примерно 19,5% при оптимальной степени
сжатия около 6. Испытания Невшатсльской
(Швейцария) газовой турбины с полезной
мощностью в 4000 кет, проведённые проф.
Стодола, показали эффективный к. п. д. на
муфте 18,04% при начальной температуре
около 550° С и степени сжатия в компрессо-
ре е = 4,38.
b) Влияние начальной темпера-
туры газов. На оси ординат (фиг. 5) отло-
жена полезная работа на 1 кг воздуха в про-
центах от её значения в действительном цикле
при ^о = 600° С. Подсчёты проведены для е = 6
при v]Oi = f\ad = 0,85 и ta = 17° С. Теплоёмко-
сти также приняты постоянными. По графику
отдача энергии в действительном цикле при
/0 = 400° С равна нулю, т. е. мощность, разви-

ГЛ. VIII]
ОСНОВНЫЕ СХЕМЫ И ТЕРМОДИНАМИЧЕСКИЕ ЦИКЛЫ
393
ваемая турбиной, равна мощности, затрачи-
ваемой компрессором. Для получения полез-
ной работы необходимо иметь начальную тем-
пературу в данном примере выше 400° С. При
температуре t0 = 600° С в полезную работу
превращается 43,5% от возможной отдачи
энергии при теоретическом цикле. С повыше-
Фиг. 4. Зависимость тер-
мических к. п. д. циклов
р = const от степени сжатия
и начальной температуры.
вить мощность приблизительно на 50% выше,
если эта расчётная температура опустится до
— 30° С; при этом экономичность установки
увеличивается примерно на 22,5%. В среднем
понижение расчётной температуры всасывае-
мого воздуха на каждые 10° С сокращает рас-
ход топлива на 4~ 5%.
d) Влияние к. п. д. турбины и ком-
прессора. Существенное влияние (фиг. 7>
на экономичность газотурбинной установки
оказывают потери в турбине и компрессоре,
которые относятся ко всей мощности, разви-
ваемой турбиной и потребляемой компрессо-
ром, и тем самым значительно понижают эко-
номичность всего агрегата. В современных
установках полезная мощность составляет
лишь около четверти мощности самой турбины.
Понижение к. п. д. турбины г\ы или компрес-
сора ч\ад на 10% (в абсолютном значении) при-
водит к падению экономичности агрегата на
50% при irH/ = чах и ч\ад — const и на 40а|0
при г\ад = var и тг]ог — const.
В среднем понижение к. п. д. турбины или
mm т ют t.t компрессора на 1% приводит к снижению эко-
номичности установки на 4-г 5%.
Фиг. 5. Зависимость полез-
ной рЯботы для 1 «г воз- Газовая турбина р - const с регенерацией
тепла
духа в цикле р = const <
начальной температуры
газов.
нием температуры до 1000° С используется уже
около 64<у0 от теоретической отдачи энергии.
Повышение температуры с 600 до 1000° С
увеличивает полезную отдачу энергии ] кг
воздуха для действительного цикла в три раза.
Повышение tQ с 600 до 700° С приводит к при-
росту к. п. д. на ~ 3,5%, что даёт сокращение
расхода топлива примерно на 18%.
Таким образом, повышение начальной тем-
пературы газов увеличивает экономичность
Воздух, сжатый в компрессоре (фиг. 8) по
пути следования в камеру сгорания, проходит
через регенератор Р. (воздухоподогреватель),
где подогревается за счёт тепла отработавших
газов, покидающих турбину с относительно
высокой температурой. Включение в цикл
регенератора приводит к падению давлений
на воздушной и газовой сторонах его, что
снижает общий прирост экономичности цикла,
достигаемый использованием тепла отходящих
газов. Поэтому при определении оптимальной
поверхности нагрева регенератора необходимо
Ь-сп
А
//
/
const
U-atfc. ta=i7°c
Фиг. 6. Влияние темпера-
туры . засасываемого воз-
духа на полезную отдачу
в термический к. п. д. в
цикле p=const.
75 SO 85 %Л
Фиг. 7. Влияние к. п. д.
турбины и компрессора на
экономичность установки
в цикле p = const.
цикла и повышает удельную выработку по-
лезной мощности на 1 кг воздуха.
с) Влияние начальной темпера-
туры воздуха. Повышение температуры
поступающего воздуха заметно уменьшает
(фиг. 6) мощность и экономичность агрегата.
Установка, рассчитанная на температуру по-
ступающего воздуха ta — 17° С, сможет раз-
Фиг. 8. Принципиальная схема газотурбин-
ной установки />=const, с регенерацией тепла;
Р. — регенератор.
учитывать конструктивное выполнение его и
компоновку всей схемы.
На фиг. 9 представлена Т—5-диаграмма
цикла р = const с регенерацией. Действитель-
ный цикл характеризуется линиями: ab — сжа-
тие в компрессоре, be — нагрев воздуха в ре-
генераторе, сопровождающийся падением да-
вления р0 — р0, ее — подвод тепла в процессе
сгорания, cd — расширение в турбине, df —

394
ГАЗОВЫЕ ТУРБИНЫ
[РАЗД. IV
охлаждение газов в регенераторе, сопрово-
ждающееся падением давления р\—р1 и
Ja — отвод тепла — выпуск газов. Заштрихо-
ванная площадь kbel эквивалентна количеству
тепла, воспринятому воздухом в регенераторе.
Площадь mfdn эквивалентна количеству тепла,
отданного отходящими газами в регене-
раторе.
Идеальным случаем будет нагрев воздуха
до 7*j С, что потребует бесконечно большей
поверхности нагрева регенератора. В действи-
Фиг. 9. Процесс в Т—5-диаграмме газотурбинной
установки р — const с регенерацией тепла.
тельности нагрев совершается до температуры
Те °С, соответствующей точке е на Т—5-диа-
грамме. Тогда отношение тепла, воспринятого
воздухом при нагреве до Те °С, к теплу, необ-
ходимому для подогрева до 7i °C, даёт сте-
пень регенерации а. При постоянной теплоём-
кости
При идеальной регенерации а = 1.
Термический к. п. д. теоретического цикла
р = const с регенерацией при постоянной те-
плоёмкости и без учёта падения давлений в
регенераторе выражается:
1) для идеальной регенерации:
а) в случае адиабатического сжатия в ком-
прессоре
fe—1
Та
b) в случае
компрессоре
к —
71A к
изотермического
ft—1
1 Та
То
ft
Б
А—1
сжатия в
: • In е;
е — 1
2) для действительной регенерации:
а) в случае адиабатического сжатия в
компрессоре
-
ft—1
— 1
ft—1
АТр — разность между температурой уходя-
щих газов из турбины и температурой подо-
гретого воздуха;
Ь) для случая изотермического сжатия в
компрессоре
Д7>
~Та~
Для действительного цикла с учётом гидра-
влических потерь в турбине и компрессоре,
но без учёта падения давлений в регенераторе
соответственные выражения для термического
к. п. д. будут:
1) при идеальной регенерации:
a) для случая адиабатического сжатия
ft—1
,;=1__i_.iL.! * ;
b) для случая изотермического сжатия
„;=i *— *?..,„.•;¦
2) при действительной регенерации:
а) для случая адиабатического сжатия
1 ' k~X
= 1 —
Чад
й—1
ft—1

ГЛ. VIII]
ОСНОВНЫЕ СХЕМЫ И ТЕРМОДИНАМИЧЕСКИЕ ЦИКЛЫ
395
b) для случая изотермического сжатия
—- • 1пе + —г^
k—1
— 1
?—1
АТр
промежуточный охладитель воздуха П.О.,
что позволяет понизить потребную мощность
компрессора высокого давления. После ком-
прессора воздух, пройдя регенератор, напра-
вляется в камеру сгорания, откуда продукты
сгорания поступают в турбину высокого да-
вления. Отработавшие в ней газы напра-
вляются в другую камеру сгорания, где про-
цесс повторяется и температура газов дово-
= (!-«)
fe—1
— 1
Та
-1
Влияние степени регенерации.
Увеличение степени регенерации (фиг. 10)
даёт значительный прирост термического
Фиг. 10. Влияние регенерации на экономичность
газотурбинной установки р- const.
к. п. д., например, при о = 0,75 \ достигает
» 28%, оптимальная степень сжатия около 3.
Достижение высоких значений щ требует
больших поверхностей регенератора.
Газовая турбина р = const со ступенями
сгорания
Установка (фиг. 11) состоит из двух ком-
прессоров и двух турбин, включённых после-
довательно. Воздух, засасываемый компрессо-
ром низкого давления, после сжатия в нём
поступает в компрессор высокого давления,
в котором подвергается дальнейшему сжатию.
Между компрессорами обычно включается
Щ
ищ
ПЛ
О
±
а.
К.С.
пл
он
В.К.
Охлажд.
В.К.
Воздух \
-О
Фиг. 11. Принципиальная схема газотурбинной уста-
новки р = const с двумя ступенями сгорания и про-
межуточным охлаждением воздуха. Л. О.—промежу-
точный охладитель.
дится до первоначальной. Таким образом
осуществляется вторая ступень сгорания.
Вторичные продукты сгорания поступают в
турбину низкого давления и затем, пройдя
регенератор, выходят в атмосферу. Такую
установку целесообразно выполнять двух-
вальной, что приводит также к улучшению
её к. п. д. при частичных нагрузках, так как
в этом случае турбина, служащая только для
привода компрессора (по схеме агрегат вы-
сокого давления), может работать с перемен-
ным числом оборотов, каждый раз оптималь-
ным для соответствующей нагрузки.
Введение ступенчатого сгорания или про-
межуточного подогрева газов и вместе с тем
промежуточного охлаждения повышает эко-
номичность установки.
Эффективный к. п. д. такой установки при
t0 = 600° С и без регенерации достигает 21<у0
против 18% при нормальной схеме (см. фиг. 2).
Кроме того, эта схема имеет более высокую
предельную мощность установки.
Газовая турбина v = const
Камера сгорания закрытого типа (фиг. 12)
имеет три клапана: воздушный, топливный и
сопловый, периодически действующих в соот-
ветствии с числом оборотов. Воздушный и
топливный управляют впуском воздуха и то-
плива, составляющих заряд смеси, сопловый
клапан управляет выпуском продуктов сгора-
ния из камеры в турбину. В турбинах Хольц-
варта, работающих по этому циклу, враще-

396
ГАЗОВЫЕ ТУРБИНЫ
[РАЗД. IV
ние компрессорной группы осуществляется
самостоятельным приводом. В некоторых кон-
струкциях этим приводом являлась паровая
турбина, работавшая паром, полученным за
K.Q
ГТ
Сопловой
Нлапан
Воздушный
клапан
44 Топливный
клапан
It
Фиг. 12. Принципиальная схема газотурбинной установки
v= const. M — мотор, привод для компрессорной группы.
счёт утилизации тепла отработавших газов.
Теоретический процесс работы данной схемы
представлен на Т—S-диаграмме (фиг. 13). Ли-
ния ab — сжатие в компрессоре, be — сгора-
ние в камере при всех закрытых клапанах,
вспышка, cd — расширение в турбине при пе-
Фиг. 13. Процесс работы турбины v = const
в Т— ^-диаграмме.
пеменном начальном давлении, da — выпуск
газов. При изотермическом сжатии в ком-
прессоре процесс идёт по линиям аЪ' — сжа-
тие, Ь'с' — сгорание при v1 = const, c'd' — рас-
ширение и d'a — выпуск.
Термический к. п. д. теоретического цикла:
а) при адиабатическом сжатии
= l—k
о = _— степень расширения в турбине;
Ь) при изотермическом сжатии
k — \
k
•e-lne
'« - * ™ 8 - s
с) без предварительного сжатия
1
f\t=\-k
8 — 1
ТЕПЛОВОЙ РАСЧЁТ ГАЗОВЫХ ТУРБИН
Расчёт газотурбинной установки p=const
Задание: 1) топливо — состав, калорий-
ность Qp в ккал/кг; 2) эффективная мощ-
ность — Ne в кет (л. с); 3) число оборотов
привода—п в минуту; 4) параметры воздуха
при всасывании; а) давление — ра в кг/см2,
bi температура ta в °С; 5) температура газов
перед турбиной — /0 в °С.
Расчёт проводится по Т—-5-диаграмме про-
дуктов сгорания.
По составу топлива определяют теоре-
тически необходимое количество воздуха —
, кг воздуха
L и молекулярный вес чистых
" кг топлива
продуктов сгорания тппс.
Дальнейший расчёт проводят для приня-
тых s и а.
Задаются коэфициентом избытка воздуха а.
Молекулярная доля чистых продуктов сго-
рания
Мп.с =
где q =--
/п
file
, тв — молекулярный вес
воздуха.
Молекулярная доля воздуха М„ = 1 — Мп с.
Средний молекулярный вес газа перед тур-
биной
тг = Мпх •«„.,+ Мв • тв.
Молекулярная теплотворная способность
при р = const:
QkP =
ккал/моль.
3 — s
1 + a/b
Теплосодержание смеси воздуха и топлива,
поступающих в камеру
1К = /0 — QKpf\K ккал\моль,
где /0 — теплосодержание газов перед турби-
ной, определяется по Т— 5-диаграмме при из-
вестных /0° С и а, и yjk — к. п. д. камеры сго-
рания (оценивается ~ 0,98).
Температура воздуха после компрессора
(без охлаждения)
t» — '¦а ~\ ~ »
Уад
1^5 — задаются по оценке @,82-^0,86).

ГЛ. VIII1
ОСНОВНОЕ ОБОРУДОВАНИЕ ГАЗОТУРБИННЫХ УСТАНОВОК
397
Теплосодержание воздуха, соответствующее
te—Ie ккал/моль, определяется по Т—5-диа-
грамме..
Давление газов перед турбиной — pQ=
= А) — По-
давление газов за турбиной—рг = pi-\- &Pv
где Ар0 и Д/?1 — сопротивления регенератора
по воздушной и газовой сторонам, прини-
маются по оценке, исходя из конструкции и
ожидаемой поверхности нагрева регенера-
тора.
Теплосодержание газов по выходе из тур-
бины
/j = /0 — G0 — /j) -7]0,- ккал/моль,
где l\ — теплосодержание газов в конце адиа-
батического расширения от р0 до рх, опре-
деляется по 7 — «S-диаграмме, rtoi — задаются по
оценке @,85+0,85).
Теплосодержание воздуха после регенера-
тора
/е = ale -j- о (/j — 1гв) ккал/моль,
тп? а/л г
где а = —— • , и 1гв — теплосодержа-
гпв I + а/0
ние газов при te°C ккал/моль.
Теплосодержание смеси до сгорания
IK = Je-\-Qm ккал/моль,
где Qm — тепло, внесённое топливом, опре-
деляется выражением
Qm — bmCpm '(т ккал/моль.
где Ът =
кг/моль, с„т— средняя теплоём-
кость топлива при постоянном давлении
в ккал/кг', tm ¦— температура топлива при входе
в камеру в °С.
Член Qm имеет значение для низкокалорий-
ного газообразного топлива, для жидкого
топлива Qm мало, и этой величиной можно
пренебречь. Для газового топлива tm "С опре-
деляется как температура после газового ком-
прессора.
При несовпадении полученного 1К с опре-
делённым выше необходимо произвести пере-
счёт для нового значения а.
Располагаемый теплоперепад в турбине
//0 = /q — /j ккал/моль.
Адиабатический теплоперепад в воздушном
компрессоре
HqK = аAв — /а) ккал/моль.
То же в газовом компрессоре:
ИЪ'К = b [I'me - 7/иа) ккал/моль,
, Ьт
где о = , тт - молекулярный вес газо-
тт
вого топлива.
Для жидкого топлива
Н™м = AbmLm.H ккал/моль,
где А—термический эквивалент, Lm.H — ра-
бота насоса в кгмт/кг.
Эффективный коэфициент полезного дей-
ствия газотурбинной установки
Чкр
ч\м — механический к. п. д., учитывающий все
механические потери турбоагрегата, включая
и работу привода масляного насоса.
В случае применения компрессоров с охла-
ждением работа их подсчитывается по фор-
муле изотермического сжатия с учётом ги-
дравлических потерь, характеризуемых изо-
термическими к. п. д. rfcf и rfc*.
Оптимальные значения г и а определяются
вариантными расчётами по приведённой схеме.
Число молей на 1 квт-ч
М =
860
моль квт-ч.
Эффективная мощность турбины с учётом
всех механических потерь турбоагрегата
8J0
кет.
Внутренняя мощность воздушного ком-
прессора
А/ = " кет.
„в.К
Ъад
Внутренняя мощность газового компрес
сора
М. „ = —— кет.
'г.к ,.v
4^860
Расход газов
тг M-Ne
3600
кг1сек'
Расход топлива
кг/квт-ч,
или
G Т = 22,4 -Ь
квт-ч.
По установленным оптимальным параметрам
газа перед и за турбиной и его расходу
производится расчёт турбины.
Расчёт самой турбины аналогичен расчёту
паровых турбин; перепады тепла по ступеням
определяются из Т— S-диаграммы продуктов
его; ания, удельные объёмы i аза — по характе-
ристическому уравнению. Расчёт компрессора
см. т. 12. Рассчитывается воздухоподогрева-
тель, а затем уточняется расчёт всей установки.
ОСНОВНОЕ ОБОРУДОВАНИЕ
ГАЗОТУРБИННЫХ УСТАНОВОК
Элементы оборудования газотурбинных
установок, работающих по циклу р = const,
составляют: собственно газовая турбина, воз-
душный компрессор, камера сгорания, устрой-

398
ГАЗОВЫЕ ТУРБИНЫ
[РАЗД. IV
ство полачи топлива, включая и газовый ком-
прессоров случае применения газового топли-
ва), регенератор (для установок с регенера-
цией тепла), промежуточные холодильники воз-
Фиг. 14. Газовая турбина Аллис-Чалмерс (тип ВВС).
духа (для установок с охлаждением воздуха),
система смазки, приборы управления и пуско-
вое устройство.
Газовая турбина Аллис-Чалмерс по
типу ВВС показана на фиг. 14.
и 4, имеющий горизонтальный разъём, отли-
вается из углеродисто-молибденовой стали.
Турбина имеет пять реактивных ступеней-
Обычно турбины такого типа имеют 5—7 сту-
пеней в корпусе. Суживающиеся винтовые ра-
бочие лопатки 5 выполняются фрезерованными
из стали, содержащей 19% хрома, 9% никеля
и незначительное количество вольфрама, мо-
либдена, титана и ниобия.
Направляющие лопатки 6 выполняются тя-
нутыми из 15%-ной никелевой стали и имеют
входные кромки с воздушной закалкой для пре-
дупреждения коррозии. На случай сброса на-
грузки предусмотрен обвод газа через канал,
соединяющий подводящий и выпускной па-
трубки, в корпусе 7 байпасного клапана 8,
управляемого предохранительным выключа-
телем 9; последний действует при чрез-
мерном возрастании числа оборо-
тов. В лабиринтовые уплотнения 10
подаётся сжатый воздух. Отно-
сительный внутренний к. п. д. до-
стигает 88% и может быть выше.
Воздушный компрес-
сор осевого типа (фиг. 15) имеет
кованый стальной ротор /, связан-
ный с ротором турбины 2, состоя- '
щий из полого барабана, изгото-
вленного за одно целое с концом
вала и насаженного в горячем со-
стоянии на специальный фланец 3
другого конца вала. На барабане
укреплены 20 рядов , рабочих
лопаток 4, изготовляемых из
5%-ной никелевой стали. Кор-
пус 5 и 6 чугунный с го-
ризонтальным разъёмом. Фрезерованные на-
правляющие лопатки 7 укреплены в расточках
с внутренней стороны цилиндра. Уплотнения
состоят из укреплённых на валу и радиально
направленных гребней 8, которые входят с не-
большим зазором внутрь выточек неподвиж-
ной втулки корпуса 9. Аналогично выполнены
Фиг. 15. Воздушный компрессор осевого типа (Аллис-Чалмерс).
Ротор турбины /, связанный с ротором
компрессора 2, представляет цельную поковку
из" хромоникелевой стали. Корпус турбины 3
и уплотнения турбины. Жёсткая муфта Ю
обеспечивает компенсацию осевых усилий ро-
торов турбины и компрессора. В соответствии

ГЛ. VIII]
ОСНОВНОЕ ОБОРУДОВАНИЕ ГАЗОТУРБИННЫХ УСТАНОВОК
399
с особыми требованиями к агрегатам для
нефтеперегонных заводов в них применяются
роликовые подшипники 11. В агрегатах, пред-
назначаемых для силовых целей, они заме-
няются обычными подшипниками скольжения.
Осевые компрессоры рассчитывают на сте-
пень сжатия в одноцилиндровой конструкции
до 5. Адиабатический к. п. д. достигает 860/0.
По сравнению с центробежными компрес-
сорами осевые имеют более крутое протека-
ние характеристик (фиг. 16). При повышении
вычайно высоких тепловых напряжениях. Ре-
зультаты испытаний опытной камеры ХММИ [6]
при сжигании газа в пределах 4—5,7 ата
и при а = 2—2,9 показали, что тепловое на-
25 50 75 100
Производительность
Фиг. 16. Характеристики осевого компрессора:
1, 2, 3 — давление; 1а, 2а, За — адиабатический
к. п. д.
давления выше значений, определяемых гра-
ничной кривой устойчивости, работа компрес-
сора становится неустойчивой; в этом случае
необходимо применять частичный отвод воз-
духа из нагнетательного трубопровода, для
чего предусматривается специальный клапан.
Камера сгорания (фиг. 17) состоит
из внутреннего цилиндра 1 из жароупорной
стали, футерованного внутри огнеупорными
сегментами, и корпуса 2. С наружной стороны
к внутреннему цилиндру приварены в два
яруса направляющие лопатки, завихривающие
воздух. К нижней части корпуса прибалчи-
вается крышка 3, в которой укреплены две
форсунки 4, гляделка 5 и электрический запал 6.
Воздух к камере подводится через патрубок 7.
В нём расположена заслонка #, регулирующая
количество воздуха, поступающего непосред-
ственно для сгорания и для смешения с про-
дуктами сгорания. Перемешивание продуктов
сгорания и воздуха происходит в верхнем ко-
нусе 9, Внутренняя часть конуса и соедини-
тельный патрубок с турбиной выполняются
из двух стенок с промежуточной изоляцией.
Внутренние стенки имеют сверления для раз-
грузки и служат одновременно как бы несущим
каркасом изоляции. Для предотвращения
усилий от температурных деформаций корпус
камеры опирается на подвижные пружинные
опоры 10.
• Сжигание жидкого игазообразноготопливав
таких камерах может производиться при чрез-
Фиг. 17. Камера сгорания для стационарной установки
(проект).
пряжение,, отнесённое к активному объёму
горения, достигало величины порядка
100-106 ккал/м^час. Практически при высоких
значениях а, обусловливаемых допустимой на-
чальной температурой газов (/0 = 600вС), че-
рез камеру проходят значительные объёмы
воздуха; их пропуск с умеренными скоростями
требует больших проходных сечений^не соотг

400
ГАЗОВЫЕ ТУРБИНЫ
[РАЗД. IV
ветствующих габаритам камеры, определяемых
по тепловому напряжению. Тепловое напряже-
ние qK в камере сгорания Невшательской уста-
новки в 4 мгвт составляло 5-106 ккал\мъчас.
Регенеративный воздухоподо-
греватель должен иметь для заданной по-
верхности нагрева минимальные габариты и
минимальные значения с противлении по воз-
душному и в особенности по газовому трак-
там.
Поверхность нагрева (приближённо) [4]
1 —
где F—поверхность воздухоподогревателя
в м?; Ов — расход воздуха в кг/час; k — коэ-
фициент теплопередачи в ккал\м^ °С в час;
ср — теплоёмкость воздуха при постоянном
давлении в ккал/кг °С.
При k = 25-^50 ккал/м2 ° С в час для осу-
ществления от = 0,5 нужно иметь регенератор
с поверхностью 0,00125—0,0и25.и2 на 1 кг воз-
Духа.
По данным ВВС, для одновальной
установки регенератор с поверхностью 0,7
мг\квт повышает ч\е с 18 до 23° 0, а с поверх-
ностью 1,2 м2/квт повышает t\e с 18
до 260/0.
Габариты трубчатого регенератора с про-
тивотоком даны в табл. 1.
Таблица 1
Габариты трубчатого регенератора с противотоком
Ne
в кет
35°°
3J°°
5000
5000
2460
4280
348°
5<эбо
Габариты в м
-5,2X4,25X3
-5.2X4.6 Х3.35
~4>бХ4,б Х3.35
-6,1X4,6 Хз.бз
Удельная ку-
батура в м?/м*
поверхности
нагрева
~О,О2б9
~о,0187
~О,02О4
~o,oi7o
Для двухвальной установки регене-
ратор с поверхностью 0,35 м^\квт повышает
ч]е с 21 до 27,7<>/0.
ГАЗОТУРБИННЫЕ УСТАНОВКИ
Предельная полезная мощность
газовых турбин (однопоточная кон-
струкция с реактивным облопачиванием) не
превышает значений порядка 6 мгвт (при
3000 об/мин.).
Одновальная газотурбинная установка с
регенерацией ВВС рекомендуется для мощ-
ностей 1—5 мгвт.
Двухвальная установка с двумя ступенями
сгорания с промежуточным охлаждением и
регенерацией предназначается для мощностей
5—12 мевт.
К ом поновка газотурб инной стан-
ции 10 мгвт. Агрегат (фиг. 18) первой сту-
пени сгорания состоит из газовой турбины,
воздушного компрессора высокого давления и
электрического генератора с пусковым мото-
ром.
Присоединение вала генератора к валу
турбины и компрессора производится через
зубчатый редуктор. Агрегат обслуживается
одной вертикальной камерой сгорания. Агре-
гат второй ступени состоит из газовой тур-
бины низкого давления, двухцилиндрового
воздушного компрессора низкого давления и
пускового мотора, расположенных на одном
валу.
Агрегат низкого давления снабжается га-
зом из горизонтальной камеры второй сту-
пени сгорания. Воздухоподогреватель устано-
влен на открытом воздухе. Промежуточные
воздухоохладители размещены между колон-
нами фундамента агрегата второй ступени.
Проектные показатели по компоновкам для
станций с двумя агрегатами б мгвт (одно-
вальный вариант) и 10 мгвт: 1) удельная пло-
щадь — 0,07—0,04 м2/квт, 2) удельная куба-
тура — 0,90—0,50 м*,квт.
Потребность в охлаждающей
воде (по данным ВВС): а) для одновальных
установок — 40 м?>\час при teodu = 20° C;b) для
двухвальных установок A0 мгвт, пром. охл.) —
610 мЗ;час. Для ориентировочных расчётов:
а) 3—5и/0 и Ь) 20—25% расхода охлаждающей
воды эквивалентных по мощности паротур-
бинных станций.
5^В ее установки на 1 кет, по данным
Зедерберг и Смит, при *0 = 600° С
1,2-ь 1,85
+ F,8 -г-10,6)
A.2
~ кг/квт,
где а = -^
Ne мощность установки т F
Nm мощность турбины ' Ne
удельная поверхность нагрева регенератора
в M2j/<em.
В современных конструкциях можно до-
стичь значительно меньшего веса на единицу
мощности.
Вес Невшательской установки D000 кет),
включая все вспомогательные устройства
и электрическое оборудование, составляет
68 т.
Время пуска от холодного состояния
до полной нагрузки для турбин ВВС: а) одно-
вальные установки до 10 мин.; Ь) двухваль-
ные установки до 15 мин.
Мощность пускового мотора га-
зотурбинных установок составляет 3—4% от
полезной мощности {Ne).
Расход холостого хода одноваль-
ных установок при п = const составляет 40—
5С°/о от расхода топлива при полной на-
грузке.
Газовая турбина имеет весьма разнообраз-
ное применение на металлургических пред-
приятиях [2]. Возможны разнообразные ком-
бинации применения газовой турбаны на ме-
таллургических заводах — от простого пер-
вичного двигателя для генерирования электро-
энергии до весьма сложного газо-турбо-воз-

ГЛ. VIII]
МАТЕРИАЛЫ ДЛЯ ГАЗОВЫХ ТУРБИН
401
духодувного агрегата с металлическими по- ных затратах для получения дутья и нагрева
догревателями дутья Велокс и общей каме- его для различных типов воздуходувных стан-
рой сгорания. ций приводятся в табл. 2 [19].
по ад
по СС
-Л800
Данные о необходимой площади, затратах
материала, расходе топлива и эксплоатацион-
Таблица 2
Получение дутья и нагрев его в воздуходувных
станциях различного типа
Установка
Поршневая газо-
вая воздуходув-
ка
Водотрубный
котёл с паротур-
бинной воздухо-
дувкой
Парогенератор
Велокс с паротур-
бинной воздухо-
дувкой
Газотурбинная
воздуходувка . . .
26 Том 10
**;
со
л
i
о
ч
С
о
к
S
X
са
5
р
]
Расход ма-
териала
3700
1500
70 000
34600
24 000
6500
So
w «
ч о.
75°
3 н
195» 845O
235°
31,0
1100 75°
35,0
32.5
Збо
100
боо i6ooj 26,5
l
Фиг. 18. Компоновка станции с
турбиной 10 мгвгп, двухсту-
пенчатое сгорание (проект
ВВС): 1 — первый цилиндр ком-
прессора низкого давления;
2 — первый промежуточный
охладитель воздуха; 3 — вто-
рой цилиндр компрессора низ-
кого давления; 4 — второй
промежуточный охладитель
воздуха; 5 — компрессор высо-
кого давления; 6 — воздухопо-
догреватель; 7 — камера сгора-
ния высокого давления; 8 —
газовая турбина высокого да-
вления; 9 — камера сгорания
низкого давления; 10— газовая
турбина низкого давления;
// —генератор; 12— пусковой
электродвигатель; 13 — редуктор; 14 — топливный насос;
15— распределительное устройство; 16 — трансформатор.
МАТЕРИАЛЫ ДЛЯ ГАЗОВЫХ ТУРБИН
Лопаточный материал. В качестве
лопаточного материала газовых турбин могут
служить стали марок ЭИ-69 и хромоникеле-
вые типа 18-8 с титаном. За границей приме-
няются стали типа ATV и ATV-Hecla. По-
следняя применена в Детройтской паротурбин-
ной установке на 540° С. Крипоустойчивость
сталей марки ЭИ-69, WF-100 и 14-14-2 дана
в табл. 3 [3, 5]. Химический состав этих сталей
дан в табл. 4 [3], см. также т. 3, стр. 494.
Таблица 3
Крипоустойчивость сталей марок ЭИ-69,
WF-100 и 14-14-2
Определение предела
ползучести
Напряжения, вызывающие
скорость ползучести, равную
1 • 10 °/п в час при оста-
точном удлинении 0.2%....
Напряжения при скорости
ползучести <1 • 10 4°/„ в час
между 100—150 час. испытания
L
Предел
ползучести
в кг/мм3
23
14
2°.О
13
Темпера-
тура в °С
5°°
боо
дОО
боо

402
ГАЗОВЫЕ ТУРБИНЫ
[РАЗД. IV
Предел прочности при растяжении в Напряжения в кг/мм2, вызывающие ско-
кг\ммг в зависимости от температуры дан рость ползучести 1% за 100 000 час. в зависи-
в табл. 5 [3]. мости от температуры, даны в табл. 6.
Химический состав в °/0
Таблица 4
Марка стали
ЭИ-69(Х14Н14В) . . . .
ATV . :
ATV Hecla
Хромоникелевая типа
18-8 с титаном
°.3-°>57
о,48
Сг
ю- 13
11,84
17-19
Ni
7 -9,5
Мо
VJ
о,з—о,8
О,2—1,3
,75
о, 25—о, 4
)- 2,8
Мп
,а—1,5
0,24
о,6
Ti
о.55
Таблица 5
Предел
в
Марка
стали
ЭИ-69 . .
Хромони-
келевая ти-
па 18-8 с ти-
таном . ¦ •
прочности
при
растяжении
в kzjmm*
зависимости от температуры
п
С1
72
Я
65
Я
ю
62
Я
ЧЬ
54
Температура в'С
Я
41
39
Я
25
ю
м
22
о , 'О
о S
гб
12
g
2
9
Таблица 6
Напряжения в кг/мм", вызывающие скорость
ползучести 1°/0 на 100 000 час. в зависимости
от температуры
Марка стали
Хромоникелевая типа
18-8 с титаном
Типа ATV
Температура в °С
!
538J 593
12,6
9.1
595
6,9
7<эо
3.9
7°4| 815
зд°
о,6
2,46
ОПЫТНЫЕ СХЕМЫ И ТИПЫ ГАЗОВЫХ
ТУРБИН
Наибольший интерес представляют следую-
щие схемы и типы газовых турбин.
АК-у становка Эшер-Висс работает по
замкнутому циклу р = const. Камера сгорания
заменена воздухонагревателем (теплообменник
поверхностного типа). Для отвода тепла ниж-
нему источнику цикла предусмотрен воздухо-
охладитель. Возможно применение твёрдого
топлива. Допустима высокая агрегатная мощ-
ность. Установка на 2000 кет находится в
опытной эксшюатащш на заводе. В испыта-
ниях при *0 = 700°С получен полный к. п. д.
31,5%. В изготовлении опытная установка
на 12 000 кет. Разработано много проектов
АК-установок; ожидаемый к. п. д. до 37°/0.
Приблизительные данные о возможных раз-
мерах турбин и компрессоров даны в табл. 7.
При двухступенчатом нагреве оптимальное
8= 10.
Поверхность нагрева воздухонагревателя
при наддуве топки C—5 ати) достигает
0,05 м*/квт; вес менее 4 кг\кет. Максималь-
ная температура стенок: ^ = -{- 40—55° С. Паде-
ние давления при р0 = 28 ата — 0,7-И ата,
при /?п = 60 ата (двухступенчатый воздухо-
нагреватель) — 1,4—2 ата; напряжения в труб-
ках 1,75—2,8 кг\ммг. Поверхность нагрева ре-
генераторов при о --- 0,9 равна 0,12—0,25 м2/квт
(в зависимости от давления), вес их менее
0,9 кг/квт. Коэфициент теплопередачи в реге-
Таблица 7
Размеры турбин и компрессоров АК-установок
Мощность нетто в кет
Начальное давление
воздуха в ата . . .
Максимальный диа-
метр ротора турбины
в мм:
высокого давле-
ния
низкого давления .
Макси?лальный диа-
метр ротора осевого
компрессора в мм:
высокого давле-
ния ,
низкого давления-
бооо
42
41°
79°
250
53°
12 оао
42
490
99°
ЗЮ
760
25 ооо
6о
670
137°.
4Ю
840
5о ооо
6о
О.ОО
1780
5°°
135°
IOO ООО
бо
I2OO
220О
68о
1650
нераторах 145—245 ккал\мг СС час. Диаметр
трубок в них 3,8- 6,3 мм [10, 11, 13, 14].
Схема Вестингауз представляет раз-
витие схемы Эшер-Висс. Воздушный нагре-
ватель заменён газотурбинным агрегатом над-

ГЛ. VIII]
ОПЫТНЫЕ СХЕМЫ И ТИПЫ ГАЗОВЫХ ТУРБИН
403
дува. Возможна агрегатная мощность до
50 мгвт. Установка в стадии разработки
[9,15].
Турбина Пескара (Франция) с порш-
невым генератором газов. Построен опытный
образец генератора. Получен термический
к-, п. д. установки 39,7%.
Турбина Джии судового типа односту-
пенчатая активная; разрабатывается для вы-
сокой начальной температуры газов to =
= 871° С [12].
Турбина Хольцварта построена ВВС
по новому „двухкамерному двухтактному
циклу". Работает на металлургическом заводе
с 1933 г. на доменном газе [7].
Установка Эллиот (США) судового
типа на 2500 л. с. с винтовыми компрессорами
Лисхольма. Построена в 1945 г. Вес 13,6 кг}л. с
кубатура —0,1 мЦл. с, к. п. д. - 29«/0 [16, 18].
Установка Аллис-Чалмерс для
флота. Рассчитана на температуру 810° С.
Ротор имеет воздушное охлаждение.
ЛИТЕРАТУРА И ИСТОЧНИКИ
1. В о л о ш и н В. И., Турбины внутреннего сгорания,
ч. I и II. Литогр. издания ЛИИ, 1937 и 193S.
2. Гельфенбейн С. X., Газовая турбина в домен»
нем производстве, МАШГИЗ, 1946.
3. Одинг И. А., Интерпретация характеристик пол-
зучести металлов, „Советское котлотурбостроение" № 5,
1946.
4. У в а р о в В. В., Газовые турбины, ОНТИ, 1935.
5. X и м у ш и н Ф. Ф., Нержавеющие кислотоупорные
и жароупорные стали, Металлургиздат, 1945.
6. ХММИ, Научные записки, т. VII, 1941.
7. „ВВС Mitteilungen" № 6, 1939.
8. „Chaleur et Industrie" № 225, январь 1939.
9. «Combustion" № 5, май 1944.
10. „Escher-Wyss Mitteilungen" № 1—2, 1939.
11. „Escher.Wyss Mitteilungen", 1942/1943.
12. „General Electric Review" № 5. 1944.
13. „V. D. I. Zeitschrift" № 22, 1941.
14. » Schweizerische Bauzeitung" № 7, 1945.
15. .Power" № 5, май 1944.
16. «Mechanical Engineering" № 1, 1945.
17. „Engineer" № 4621, 1944.
18. S aw у e r R. Т., The modern gas turbine, 1945.
19. Schattschneider M., Die Gasturbine im Hut-
lenwerk, „Stahl und Eisen" № 22, 1941.

Замеченные опечатки
Стр.
15
29
38
42
53
59
64
79
80
105
137
13S
174
175
193
196
365
402
Строка
5-я сверху, пра-
вая колонка
21-я сверху,
правая колонка
Табл. 7, 1-я и
2-я графы, 2-я
строка сверху
1-я снизу
5-я снизу, пра-
вая колонка
4-я снизу,
левая колонка
1-я снизу,
левая колонка
б-я снизу,
правая колонка
9-я сверху,
левая колонка
Подпись к •
фиг. 20
19-я сверху,
левая колонка
Подпись к
фиг. 77, 3-я
снизу
25-я снизу,
левая колонка
8-я снизу,
левая колонка
29-я снизу,
левая колонка
Табл. 6,1-я гра-
фа, 7-я снизу
20-я сверху,
левая колонка
8-я снизу,
левая колонка
Напечатано
он
Se дг — оо
2В-2 СССР
К — компрессорный
1800 + 2000
D4
/шах ~ 8сГ
1 ^min
(продольный
A,2 - 1,9),
/ 1+*LT\
\ ccZ. т* J
Г {w" V Твз 1 V"
L " + 2g J 75rt3H NN
Hd,^
0
Чшах
выпускных
в % раза.
= 4- 40 -{- 50° С.
Должно быть
g «= ~ =со
82В-2 США
К — крейцкопфный
?00 -i- 1200
/max=gQ"
10/l0 Ршах'
(поперечный
A,2 —1,3),
/ l + aLT\
V aLT )'
Г ( " V 1 "
I \ 83 J ' °d 1 63
VMeX
впускных
в 1,5 раза.
+40 ч- 50° С.
Энциклонедический справочник .Машиностроение", т. 10. Зак. 2006.