Смазка авиационного двигателя - Миллер Г.В.

Author: Миллер Г.В.

Tags: авиация двигатели авиационное оборудование авиастроение

Year: 1938

Similar

Смазка авиационного двигателя

Смазка авиационных газотурбинных двигателей

Расчет поршневого пальца авиационного двигателя

Исследование температурного состояния выпускных клапанов авиационного двигателя

Text

Инж. Г. В. МИЛЛЕР
СМАЗКА
АВИАЦИОННЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ
Л! ПИ ВФ
;93Б

Л\ РАЖ ДАИС КО J Ь"вЬ“з ДУШНОГО ФЛОТА
Разрешено к изданию
.«прнием учебных заведе-
УпРаруГВФ в сачестве учеб-
пособия для ВТУЗ’ов
Аэрофлота.
Инж. Г. В. МИЛЛЕГ
M Go
СМАЗКА АВИАЦИОННЫХ ДВИГА: 1ЛЕЙ
, под РЕДАКЦИЕЙ п. И. ОРЛОВА
izog
Л1_иг1п1 гад
Ответств. редактор П. И. Орлов
Технич. редактор В. К. Роза
Леноблгорлит № 4432. Зак. 1789. Печ. л. 10. Авт. листов 143/4. Формат бум. 72X105
Тираж 500. Сдано в набор 5/VHI-38 г. Подписано к печати 27/Х-38 г.
Типо-литография ЛИИГВФ. Авиагород, ст. Шоссейная.
ПРЕДИСЛОВИЕ
Настоящая книга предназначается главным образом для студен*
тов и является систематическим изложением части курса „Охлаждение
и смазка авиационных двигателей", читавшегося автором на IV
и V курсах эксплоатационно-механического факультета Ленинградского
института инженеров гражданского воздушного флота.
Несмотря на применение высшей математики к теории смазки
крига доступна не только студентам, но и читателю, не знакомому
с высшей математикой, так как в книге широко используется наглядный
графический метод изложения.
В книге читатель может познакомиться с вопросами теории смазки,
конструкцией и расчетом органов смазки, а также эксплоатации системы
смазки авиационных двигателей и найти указания на оригинальные
работы по данному вопросу для более глубокого его изучения.
За недостатком места автору пришлось в некоторых разделах
(коэфициент трения скользящего подшипника, количество масла, про-
текающего через подшипник, расчет подшипника с переменной удар-
ной нагрузкой и т. д.) ограничиться приведением готовых зависимо-
стей без вывода их; в этом случае, автором делается ссылка на источ-
ник, где можно найти вывод.
Автор считает своим долгом отметить, что ответственным редак-
тором П. И. О р л о в ы м в порядке редактирования написан раздал
„Антифрикционные материалы" (гл. II, стр. 63—66) и приносит глубо-
кую благодарность за тщательное редактирование рукописи.
Автор пользуется случаем выразить признательность доктору
технических наук проф. А. К. Зайцеву, взявшему на себя труд про-
смотра рукописи и сделавшего ряд указаний, а также выражает благо-
дарность инж. Н. Э. Ц ы т о в и ч и инж. Л. И. Кириченко за про-
смотр рукописи и ценные замечания.
Автор обращается с просьбой к читателям сообщать все крити-
ческие замечания по адресу: Ленинград, 14, ул. Некрасова, 60, кв. 66,
за что приносит заранее благодарность.
Автор
Ленинград, май 1938 г.
ВВЕДЕНИЕ
Система смазки авиационного двигателя состоит из двух частей:
внутренней — обеспечивающей надежную смазку всех точек трения
двигателя и наружной — осуществляющей нормальную замкнутую
циркуляцию, очистку, охлаждение смазочного масла, а также обес-
печивающей достаточный запас его для заданного полета.
Внутренняя часть системы смазки зависит от конструкции дви-
гателя. Схема наружной масляной системы связана с конструкцией
самолета и двигателя.
Трение в двигателе определяет внутреннюю схему смазки и коли-
чество циркулирующего смазочного масла.
Одним из важных очагов трения является трение в подшип-
никах коленчатого вала. Смазка подшипника представляет сложное
явление, знание которого позволяет разумно воздействовать на
факторы, регулирующие работу смазки в направлении увеличения
надежности работы и нагружаемости подшипников скольжения.
Вопросы смазки двигателей являются весьма серьезными: так
известны случаи, когда двигатель с недостаточно продуманной систе-
мой смазки оказывался непригодным к эксплоатации.
Недостаточно внимательное отношение к смазке авиационных
двигателей в эксплоатации вызывает уменьшение сроков службы
между ремонтами, приводит к вынужденным посадкам, а иногда и
к авариям.
Смазка маслом всех трущихся поверхностей двигателя, кроме
указанного выше, уменьшает потери на трение и износ деталей.
Поэтому смазке, во всякого рода двигателях, а тем более авиацион-
ных, уделяют значительное внимание. Смазка улучшает основные
показатели двигателя, уменьшает вес двигателя, приходящийся на
единицу полезной мощности, уменьшает расход топлива, увеличи-
вает надежность работы и позволяет рационально его эксплоати-
ровать.
4
I. ТРЕНИЕ
Трением называется взаимодействие, возникающее при движении
двух тел друг относительно друга. В результате этого взаимодействия
возникает реакция, называемая силой трения, препятствующая дви-
жению.
Различают трение двух родов. Трение скольжения или трение
первого рода характеризуется тем, что поверхность одного тела пере-
мещается относительно поверхности другого тела. Примером трения
скольжения может служить трение тормозного башмака о поверхность
тормозного барабана или трение цапфы в подшипнике.
Трение качения или трение второго рода встречается при качении
тела цилиндрической формы по другому телу. Этот вид движения
характеризуется тем, что точки соприкосновения двух тел в каждый
данный момент неподвижны друг относительно друга. Примером тре-
ния качения может служить качение шара по плоскости или трение
в шариковом или роликовом подшипнике.
Трение скольжения бывает двух родов. Если трущиеся поверх-
ности совершенно сухие, то трение называется сухим. Если поверхно-
сти полностью отделены друг от друга слоем жидкости, например,
слоем смазочного масла, то трение называется жидкостным. На прак-
тике часто встречаются промежуточные случаи. Если смазка не обес-
печивает полного разделения поверхностей и поверхности частично
соприкасаются, то трение называется полужидкостным. Если поверх-
ности смазаны лишь слабо, то трение называется полусухим. К по-
следнему виду трения относится трение твердых тел, покрытых тон-
кими адсорбированными пленками.
1. Сухое трение
Природа сухого трения
Причиной сухого трения является шероховатость поверхностей
и молекулярное взаимодействие их.
На металлических поверхностях при микроскопическом исследо-
вании ясно видны углубления и впадины, незаметные простым глазом.
Степень шероховатости зависит от кристаллической структуры метал-
лических поверхностей, от обработки их и твердости.
По данным проф. Берндта (Berndt) [I]1 средняя высота неровно-
стей для мартеновской стали в зависимости от характера ее обработки
имеет значения, указанные в таблице 1.
'—____________
*) Цифра в квадратных скобках показывает порядковый номер литера-
турного источника в библиографическом указателе, помещенном в конце книги.
5
Высота неровностей, обработанных поверхностей мартеновской стали
Характер обработки поверхности £ Высота неров- ностей в мм
Обточенная ....... 0,03 -=-0,04
Обточенная и сглаженная полуличным напильником 0,02 -т-0,03
Обточенная и сглаженная личным напильником ...... 0,01 4-0,02
Отшлифованная наждачной шкуркой № 1 0,006 4- 0,007
Отшлифованная наждачным кругом 0,0040,005
Отшлифованная и полированная наждачной шкуркой № 00 (или закаленная и отшлифованная) 0,003 ч-0,004
Тщательно полированная чугунной пластинкой . . ... 0,0014-0,003
Закаленная и тщательно полированная чугунной пластинкой около 0,0001
Чистота обработки играет важную роль в смазочной технике»
поэтому в точном машиностроении в настоящее время употребляются
усовершенствованные методы обработки металлических поверхностей.
Чистота отделки поверхности контролируется оптическими, элек-
трическими и другими приборами. Е. Аббот [2] рекомендует разра-
ботанный в Мичиганском университете метод измерения при помощи
специального прибора—профилографа (фиг. 1).
Существенную часть прибора представляет зеркальце 5, укреплен-
ное на рычаге с миниатюрным алмазом 2, качающимся вокруг шар-
нира 4. Если привести алмаз в соприкосновение с шероховатой поверх-
ностью 1 и передвигать поверх-
ность, то алмаз, скользя по вы-
ступам и впадинам, заставит пе-
ремещаться противоположный
конец рычага с зеркальцем. Пере-
мещения зеркальца фиксируются
на фотографической пластинке
при помощи светового „зайчика",
отбрасываемого зеркальцем. Этот
прибор измеряет шероховатость
поверхностей с точностью до не-
скольких десяти и даже стоты-
Фиг. 1. Схема профилографа.
1—образец, 2—алмазное острие, 3—опора,
4—шарнир, 5—зеркало, 6—барабан со
светочувствительной бумагой, 7—линза,
8—щель, 9—лампа.
сячных долей миллиметра. Кривая профиля поверхности, снятая при
помощи этого прибора, носит название профилограммы. На фиг. 2
приведены характерные профилограммы. Горизонтальный масштаб
профилограмм, примерно, в 70 раз меньше вертикального масштаба,
в результате чего неровности поверхности представляются в 70 раз
острее, чем в действительности.
6
равномерном СКСТЛОЛГСПГГИГ IV^iu VT-----------/--- -------
относительно другого тела А под влиянием силы Т возни-
ПрИ равномерной! ишлплсппи
силой Р,
\Р
7
F
п
п , _
А Р?
Фиг. 2 Типичные профилограммы. Увеличение по вер-
тикали в 2(00 раз, по горизонтали в 30 раз.
а—обточка, б—тоже, с последующим хонингованием,
в—развертка, г—изношенный цилиндр автомобильного
двигателя, д—„алмазная" расточка.
кают । следующие силы: 1) нормальная реакция поверхности R и
2) касательная или тангенциальная реакция F— сила сопротивления
движению, называемая силой трения.
Нормальная нагрузка Р уравновеши-
ваете^ реакцией R опорной поверхности,
сила Т, вызывающая равномерное движе-
ние тела В, уравновешивается силой тре-
ния F-.
P=R- T = F.
Силой трения покоя Fo называется
сила трения в момент трогания с места;
под силой трения движения F понимается сила трения во время
установившегося движения.
Сила трения представляет собой главным образом силу дефор-
мации и разрушения поверхностных неровностей, входящих в заце-
пление друг с другом под действием силы Р.
Фиг. 3. К определению силы
трения.
7
---- июрыи L.'iaiaciviura СИЛЫ Т[) НИЯ ЯВЛЯеТСЯ СИЛЭ МОЛбКуЛЯрНОГО
взаимодействия поверхностей.
Законы сухого трения
Наблюдения и опыты над сопротивлением сухого трения ведутся
со времени Леонардо да Винчи (Leonardo da Vinci). Амонтон (1699 г.)
и Кулон (Coulomb) (1779 г.) пришли к выводу, что сила трения пропор-
циональна силе, с которой поверхности прижимаются друг к другу.
Этот основной закон, носящий название закона Кулона, развит другими
исследователями: Мореном (1831 г.), Ренни, Пуаре и Боше, а затем
Гальтоном и Вестингаузом и др.
Законы сухого трения, на основании вышеуказанных исследова-
ний, можно формулировать следующим образом:
/. Сила трения пропорциональна нагрузке.
F—fP, (1)
f—безразмерный коэфициент пропорциональности, называемый
коэфициентом трения. '
Коэфициент трения, равный
f=^> (2)
можно определить опытным путем. j
//. Сила трения не зависит от площади скользящих поверх-
ностей. Например, для передвижения стального бруска весом 16 кг
с площадью скольжения 10 см2 по чугунной плите требуется силаД кг.
5 tJ 15 20 25 30 35 W 05 50 55 60
kefCM2
Фиг. 4. Зависимость коэфициента трения f от давления по опытам Рени.
1—сварочное железо по сварочному железу, 2—чугун по сварочному железу,
5—сталь по чугуну, 4—бронза по стали,*—момент заедания поверхностей.
Если этот брусок перевернуть на другую сторону, имеющую пло-
щадь 20 см2, то и в этом случае сила трения будет 2 кг.
8
Сравнивая ЭТОТ закон С законом /, пр хидим к заключению, чш----
сила трения не зависит от удельного давления между трущимися
поверхностями. Однако, это правило верно лишь для малых удельных
давлений. При возрастании удельного давления эта зависимость
нарушается.
Изменение силы трения в широком диапазоне изображено на
фиг. 4.
Возрастание силы трения с повышением удельного давления для
металлов объясняется увеличением числа поверхностных неровностей,
входящих в зацепление друг с другом, и изменением характера дефор-
мации неровностей, приближающегося к явлениям сминания и резания.
III. Сила трения покоя больше силы трения движения. Эта
закономерность для металлов подтверждается таблицей 2.
Таблица 2
Коэфициент трения покоя /0 и коэфициент трения дви-
жения f
Материалы /о f
Сталь по чугуну 0,33 0,13
Сталь по стали 0,15 0,09
Сталь по фосфористой бронзе
а) плоские поверхности . . . 0,11 0,105
б) цилиндрич. поверхности . 0,169 0,162
Железо по бронзе 0,19 0,18
Железо по чугуну 0,19 0,18
IV. Сила трения уменьшается с увеличением скорости сколь-
жения. Этот закон иллюстрируется результатами опытов Гальтона и
Таблица 3
Коэфициент трения f между металлическими поверхностями
Латунь Сталь Чугун Железо Олово
Латунь 0,175 0,139 0,141 0,135 —
Сталь 0,139 0,146 0,151 0,181 —
Чугун 0,141 0,151 0,163 0,170 0,179
Железо ...... 0,135 0,181 0,170 0,160 0,181
Слово . . — — 0,179 0,181 0,265
9
Км/час.
Фиг. 5. Коэфициент трения в функции
скорости движения.
1—между колодкой тормоза и коле-
сом, 2— между бандажем и рельсом.
движения превращается в тепло
Вестингауза (фиг. 5), определявших коэфициент трения между чугун-
ными тормозными колодками и стальными бандажами вагонных колес,
а также между стальными бандажами и стальным рельсом при раз-
личных. скоростях движения.
V. Сила трения зависит от
свойств материалов скользящих
поверхностей. В качестве примера
можно привести опыты Ренни [5]
(таблица 3).
VI. Сила трения зависит от
состояния скользящих поверх-
ностей. При скольжении шерохо-
ватых поверхностей коэфициент
трения больше, чем у гладких. Так,
для нешлифованных металлических
поверхностей коэфициент трения
/=0,22 -г-0,23, для тех же поверхно-
стей, но шлифованных /=0,18-^-0,19.
При скольжении поверхностей
наблюдается повышение их темпе-
ратуры. Энергия, которая затрачи-
вается на преодоление силы трения
и на поддержание равномерного
и повышает температуру трущихся
тел. Это явление было изучено еще Джоулем, воспользовавшимся
им для доказательства эквивалентности тепла и работы.
Задача 1. Найти силу Fo, необходимую для того, чтобы сдви-
нуть с места, и силу F, необходимую для того, чтобы перемещать
чугунный брусок размером 458 мм X 65 мм, весом 235 кг по сталь-
ной гладкой горизонтальной поверхности без смазки с равномерной
скоростью г*! = 13,9 м/сек. Какое количество тепла выделится в час
при равномерном движении бруска.
Решение. Определим удельное давление
Р 235
P~~S~ "45,8“675" = 0,79 кг1см2 •
Из диаграммы фиг. 5 по кривой 1 получаем
/о = о,42,
следовательно
f0=/oP = 0,42 • 235 = 98,7 кг.
Для скорости ^ = 13,9-3,6 = 50 км/час по кривой 1 находим
/=0,166,
следовательно
F = fP= 0,166 • 235 = 39 кг.
Секундное количество тепла, выделяющегося при скольжении,
раЬно:
Г, iP'Vx 0,166 • 235 • 13,9 , о_ ,
— ------427----~ = 1,27 Кал/сек.
Часовое количество тепла:
<2л = Qs • 3600 = 1,27 • 3600 = 4572 Кал/час.
10
2. Жидкостное трение
Природа жидкостного трения
При относительном скольжении поверхностей, разделенных слоем
смазывающей жидкости возникает жидкостное трение, обязанное
внутреннему трению частиц жидкости и внешнему трению жидкости
о твердые поверхности.
С точки зрения молекулярной физики внутреннее трение жид-
кости объясняется тем, что к беспорядочному тепловому движению
молекул присоединяется движение их в направлении скольжения. При
этом молекулы жидкости оказывают сопротивление перемещению
по отношению друг к другу. В результате возникает сопротивление
смазочного материала сдвигу, т. е. сила трения.
Внешнее трение является результатом трения поверхностей о
жидкость при скольжении. В большинстве случаев смазывающие
жидкости настолько хорошо прилипают к металлическим поверх-
ностям, что первый, смачивающий твердую поверхность слой жид-
кости, неподвижен относительно этой поверхности и внешнее трение
практически отсутствует.
Закон жидкостного трения
Ньютон (Newton) (1643 —1727) теоретическим и эксперименталь-
ным путем вывел следующую зависимость между силой трения F',
поверхностью трущихся тел 5, скоростью скольжения v и толщиной
слоя h жидкости (фиг. 6).
(3)
где [л. — коэфициент вязкости смазывающей жидкости и -----гра-
диент скорости поперек слоя жидкости.
Если
F—uS^- (41 А
h ‘ ' ' Фиг. 6. Схема жидкостного
трения.
Проф. Петров [3] в 1889 г. вывел выражение силы жидкост-
ного трения в общем виде:
F' = p — - Sv----(5)
•Де kj и Х2— коэфициенты внешнего трения жидкости о поверхности
п
На практике и 12 весьма велики, сумма
Ji , Ji
Xi + л2
в знаменателе формулы (5) очень мала по сравнению с h, поэтому
ею можно пренебречь, и уравнение (5) в таком случае совпадает
с законом Ньютона:
Из этого уравнения можно сформулировать основной закон
жидкостного трения следующим образом.
Сила жидкостного трения пропорциональна коэфициенту вяз-
кости жидкости, величине поверхности скользящего тела, отно-
сительной скорости скользящего тела и обратно пропорциональна
толщине слоя смазывающей жидкости.
Работа трения в единицу времени равна произведению силы
жидкостного трения F' на относительную скорость скольжения v.
или после подстановки
Количество тепла,
валентно работе трения:
сек
кг • м
сек
Ws=F'v
Ws=
s h
выделившегося в результате трения, экви-
uSv2 Г Кал
Вязкость
Если величины 5, -V и h в уравнении (4) приравнять единице, то
F'=V,
т. е. вязкость может быть измерена силой на единицу площади слоя
жидкости, потребной для перемещения этого слоя относительно дру-
того слоя, отстоящего на рас-
стоянии единицы со скоростью,
равной единице (фиг. 7).
Вязкость, определенная
подобным образом, носит наз-
вание абсолютной вяз-
кости.
а) Абсолютная вязкость.
Абсолютная вязкость может
быть выражена в системе еди-
ниц сантиметр — грамм (мас-
са)—секунда [CGS] („абсолют-
Фиг. 7. К определению вязкости.
ная" или физическая система)
и в системе метр — килограмм (сила) — секунда [MKS] (техническая
система).
12
По определению вязкости размерность ее следующая:
Г 1——Г 1\MLLT1 i ! rz-spri
МТ Р7Ь (7)
где ш — масса,
g—ускорение силы тяжести,
L — единица длины,
М — единица массы,
Т— единица времени,
Р — единица силы.
Размерность абсолютной вязкости в физической системе [CGS]:
(М =
г (масса) Г дина • сек
см сек см?
х).
Единица абсолютной вязкости, выраженная в системе [CGS] на-
зывается— пуазом. Величина в 100 раз меньшая носит название
сантипуаза.
1 сантипуаз —пуаза.
Размерность абсолютной вязкости в технических единицах будет:

' F -h
S v
кг • м
м
м2----
сек
кг • сек
м?
Единицей абсолютной вязкости в технической системе еди-
ниц называется сила в кг, которая требуется для перемещения
слоя жидкости площадью в 1 м2, находящегося на расстоянии 1 м
от другого слоя, со скоростью 1 м[сек.
Между абсолютной вязкостью в системе [CGS] и [MK.S] сущест-
вует соотношение, которое получится, если килограммы веса пере-
вести в дины (1 кг — 981000 дин), а квадратные метры в квадратные
сантиметры (1 м2 = 10000 см2)
дина • сек 1 кг • сек
см? м2
981000 _
10000 ’
или
_ 1
!J'm~ 98,1
Pm = 0,0102^. (8)
б) Кинематическая вязкость. Отношение абсолютной вязкости р
к плотности жидкости р называется (по Максвеллу) кинематической
вязкостью и обозначается через v:
9 Напомним, что 1 г (масса) = •
13
Заменяя в уравнении (9) плотность х) через удельный вес,
получаем:
(Ю)
у—
Т ’
ен
р
г
см3 ] ’
g—ускорение силы тяжести = 981 или 9,81 —* 1 -9.
О J Г сек2 сек1
Из определения кинематической вязкости находим ее
ность в общем виде:
где у — удельный вес жидкости в
ы=
Г ML3
LTM
кг
л
или
= [£27"-1].
размер-
(12)
h.
р
Размерность кинематической вязкости в системе [CGS] равна:

см2
сек
в системе [MK.S]:
At-
сек
Между кинематической вязкостью в системе [CGS] и [MKS] су-
ществует соотношение, которое получается, если квадратные метры
перевести в квадратные сантиметры (1 м2 =10000 см2)\
или
VOT = 0,0001 V<s. (13)
в) Условные единицы вязкости. Вязкость часто выражают в
условных единицах, определяемых при помощи приборов, называемых
вискозиметрами.
Чаще всего вязкость определяется по скорости истечения жид-
кости из капилляра. Этот способ определения вязкости предложен
Пуазейлем.
В СССР применяются вискозиметры Энглера и Оствальда. В при-
боре Энглера вязкость измеряется в градусах Энглера, которые
представляют собой частное от деления времени истечения через
капилляр прибора 200 см3 испытуемой жидкости ко времени исте-
чения через этот же капилляр того же количества воды при 2(7 С.
!) Плотность масла зависит от температуры. По Менделееву плотность
масла при произвольной температуре t равна:
115
г./ =_______________________
1 + 0,00064 (t— 15)
(И)
где р15 — плотность при t = 150 с.
14
Схема визкозиметра Энглера изображена на фиг. 8. Измеритель-
ный сосуд А представляет собой цилиндрический резервуар с крышкой,
в которую вставляется термометр В для определения температуры
испытуемой жидкости. Кроме того, туда-же вставляется штифт Г
из твердого дерева, закрывающий капиллярную трубку Д длиной 20 мм
и диаметром около 2,9 мм. Внутри
сосуда расположены три указателя
уровня жидкости Д.
Жидкость, налитая до этих
указателей, занимает объем.— 240 см3.
Сосуд А помещен в водяной
бане Б, снабженной термометром и
латунной мешалкой и подогреваемой
кольцевой горелкой Е.
Объем вытекающей жидкости
измеряется колбой С. Перед опреде-
лением вязкости сосуд А и его кап-
пилляр Д промывают спиртом или
эфиром и просушивают. Испытуемое
масло фильтруют. Затем его наливают
в сосуд А до указателей и переме-
шивают пока оно не примет нужной
температуры. Когда масло в сосуде Л
успокоится, поднимают штифт I. Жид-
кость начинает вытекать в подстав-
ленную колбу С. Одновременно пу-
скают секундомер и останавливают
его, когда жидкость в колбе С до-
стигает деления 200 см3‘ Таким образом определяется время Тм исте-
чения 200 см3 масла при определенной температуре. Для каждого
прибора известно его „водное число“ Те) т. е. время истечения 200 см3
дестиллированной воды при 20° С, постоянное для данного прибора
(Гв = 504-54 сек).
Отношение времени Т м истечения масла к времени Те истечения
воды есть не что иное, как вязкость масла, выраженная в условных
градусах Энглера и обозначаемая ° Et. Индекс t указывает темпера-
туру испытания. Обычно £=100° С или 50' С.
Задача 2. Определить вязкость масла ААС при 50° С в ° Е50, если,
время истечения 200 см3 масла при 50°
Тм = 1128 сек.
Водное число вискозиметра 7^ = 51,4 сек.
F -J128
50 ~ 51,4
= 21,8пД50.
Для перевода относительной вязкости, выраженной в градусах
Энглера, в кинематическую вязкость применяется формула Уббелоде:
^=0,0731°^\-^Л . (14)
Кроме вискозиметра Энглера применяются также вискозиметры
Сейбольта (США), Редвуда (Англия), пикнометр Барбэ (Франция) и др.
15
Таблица 4
Формулы пересчета условных единиц вязкости в кинематическую вязкость
16
Приводим
нематическую
вочник физико
таблицу 4 пересчета условных единиц вязкости в ки
вязкость (см. также Техническую Энциклопедию Сипа
-химических величин, т. I, стр. 35). ’ р
Вязкость авиационных масел
а) Влияние температуры. Вязкость масел в значительной сте-
пени зависит от температуры.
На фигуре 9 представлены кривые зависимости вязкости различ-
ных авиационных масел от температуры. Вязкость масла резко падает
с увеличением температуры до 75 —
80е; с дальнейшим повышением ^5^антипуазы
температуры падение вязкости за-
медляется.
Это свойство масла, как мы
увидим дальше, играет большую
роль в подшипниках скольжения.
Фальц [1] дает численную за-
висимость между температурой и
абсолютной вязкостью смазочного
масла в виде приближенного урав-
нения.
(15)

меняющийся
тяжелых ма-
(для легких
i
где i— коэфициент,
от 1,06 (для
, сел) до 0,07
масел).
t — температура масла в гра-
дусах.
По Орлову [8] для авиацион-
ных масел:
200
150
100
50
О
25
125 150 °C
i
Рт~ (0,1 Г)3 *
(16)
Фиг. 9. Вязкость авиационных масел
в функции температуры.
1 — эмбинский брайтсток, 2—авиа-
ционное 19, 3—ААС летнее, 4— сура-
ханский брайтсток, 5—кастроль, 6—
касторовое масло.
Для тяжелых масел типа брайтстоков 2,0-:-2,8, для касторО'
вого масла и кастролей i =1,4 -j-1,8.
Для масла ААС может быть принята следующая зависимость:
2,1
(0,1 о3'
(17)
В последние годы получили применение новые величины, характе-
.— - - * от температуры
ываемые индексы
Индекс вязкости
юй вязкости. Чем
1зкости с измене-
ризующие изменение вязкДстиггоодц г ЛИ
и общих, физико-химически с сгот&те чих. Эт«
вязкости, вязкостно-весовь е
является показателем поло ости температуретятери
больше индекс вязкости, ' ем меньше изменение н
кием температуры и тем л '‘J^e качество масла. |

на:
т. д. I
Г'. В. Миллер
17
В мировой литературе существует несколько систем индексов
вязкости, а именно:
1) система Дина и Дэвиса [9],
2) система Хилла и Коста [10],
3) система Граменицкого и Журавлева [И].
б) Влияние давления на вязкость. На фигуре 10 изображено
влияние давления на вязкость касторового и минерального масла
по Стантону [12]. Как видно из фигуры, давление увеличивает вяз-
кость масла, но в диапазоне практических давлений незначительно.1.
Вязкость минерального масла возрастает с увеличением давления
резче, чем у касторового (фиг. 10). В практических расчетах влиянием
давления на вязкость пренебрегают, счи-
Фиг. 10. Изменение вязкости
касторового и минерального
масла от давления.
тая, что давление является функцией только
температуры.
Задача 3. Определить абсолютную
вязкость масла в технических единицах (р.т),
если вязкость его по Энглеру 21,94° Е6С;
удельный вес масла
Т16 = 0,9-^
см*
Решение. Определим по уравнению (14)
кинематическую вязкость при 50° С:
= 0,0731° Е —
0,0631
°Е
единицах:
По уравнению (10)
= 0,0731 • 21,94— = 1,601 —.
21,94 сек
s
Для определения абсолютной вяз-
кости необходимо знать плотность масла (р<)
при температуре 50° С.
находим плотность масла в физических
Т15 _ 0,9- 981 _ г (масса)
р15~ g ~~ 981 ’ см*
По формуле Менделеева (11):
Р15________
0,9
Р5о — J + 0,00064 (t — 15) 1 + 0,00064 (50 — 15)
= 0,88
г(масса)
см*
Пользуясь уравнением (9), получаем:
АД
р.^ = v^p50 = 1,601 0,88 — 1,411 пуаз,
или
= 141 сантипуаз.
С помощью уравнения (8) переводим абсолютную вязкость в тех-
нические единицы.
= 0,0102 ^ = 0,0102 • 1,41 =0,01438
Задача 4. Масло имеет вязкость 145 сек по Сейболту при
lOQ-з р (145 "S). Определить абсолютную вязкость этого масла в физи-
кой системе, зная, что удельный вес его
7 = 0,92-=.
1 СМ*
Решение: По формуле таблицы 4
v{S = 0,0022"S<—^- = 0,0022 • 145-^ = 0,3066-^-.
Плотность масла
715 0,92-981 г (масса)
р15~ g ~ 981 “°’92 см* '
, /°F-32 100-32 _ROr
*=--------= —^^37,8 С.
Вводим поправку для плотности (формула 11):
Р15 _ 0,92 _ n QO7 г (масса)
л 1+0,00064 (£—15) 1+0,00064(37,8—15) ’ см* '
Абсолютная вязкость (формула 9):
р< = 0,3066 0,907 = 0,2781 пуаз — 27,81 сантипуаз.
Задача 5. Определить силу трения, мощность трения и количество
выделяющегося тепла при вращении гладкого полированного цилиндри-
ческого вала диаметром d = 50 мм, длиной I = 66 мм, в полом
цилиндре с постоянным зазором по окружности h ==0,1 мм. Число
оборотов вала п =1700 Зазор заполнен авиационным маслом
мин
ААС, температура его постоянна £ = 70°С.
Решение. Силу жидкостного трения определим по уравнению (4).
[ощадь трения цилиндра:
S = к<£/ = 3,14 • 5,0 6,6 = 103,6 см1.
Относительная скорость скольжения:
кдп 3,14-5,0-1700 . м
60 • 100 60 • 100 ’ сек ‘
Абсолютная вязкость по формуле (17):
2,1 . 2Л л лпсю кг' сек
|Х« (0,1 ty ~ (0,1 70)8 ~ 0,00612 м1 ’
Подставив найденные величины в уравнение (4), получим:
с, Sv 0,00612.0,01036-4,45 о
f =^-Г=---------------------0,0001-------=2’82 кг-
Мощность трения:
F'v 2,82-4,45
ЛГ,= -^- =----— =0,167 л. с.
75
Количество тепла, выделяющегося в секунду, находим по ура-
внению (6).
л \\S-v- 0,00612 - 0,01036 - (4,45)2 ЛЛОП, Кал
' Л427 0,0001-427 ~и’ У4 сек'
0,0001 • 427
или в час
Q,, = QS • 3600 = 0,0294 • 3600= 105,8
Гидродинамическая теория смазки
I/
А
Z^/Z/////Z//////////////^ г
/\
Основы теории жидкостной смазки, называемой гидродинамиче-
ской теорией смазки, создали независимо друг от друга Осборн Рей-
нольдс (Osborn Reynolds) (Манчестерский университет) и проф.
Н. П. Петров (быв. Петербургский технологический институт) в период
1883—1886 гг.
Позже теория эта была развита многими исследователями, среди
которых особенно выделяется Гюмбель (L. Gumbel), Штрибек (Stribeck)r
Лаше (Lasche), Тауэр (Tower), Митчелль (Michell) и др.
Рассмотрим движение жидкости между двумя плоскостями
(фиг. 11). Плоскость А движется с равномерной скоростью V, а пло-
скость В находится в состоянии покоя.
Между плоскостями А и В, рас-*
положенными на расстоянии h друг
от друга, находится вязкая жидкость.
Считаем внешнее трение Xjul-a (урав-
нение 5) весьма большим и пренебре-
гаем сдвигом слоя жидкости, смачи-
вающего поверхности А и В относи-
тельно этих поверхностей.
Очевидно, слой масла, примыкаю-
щий к движущейся поверхности А,
будет иметь такую же скорость, как
эта поверхность, а слой масла, сопри-
касающийся с неподвижной поверх-
ностью В, будет неподвижен. Скорость
промежуточных слоев масла будет убывать от V до нуля.
Предположим далее, что вязкость жидкости во всех направлениях
одинакова, что жидкость в зазоре движется только в направлении к
и что движение жидкости в зазоре ламинарное.
Проведем координатные оси. Ось х направим по движению,
ось у—перпендикулярно к ней в плоскости движения, а ось z—пер-
пендикулярно плоскости движения.
90
СгИ
аз:
П
У
^77777777777^77777777777777777777,
'z В (v-o)
Фиг. 11. К анализу жидкостного
трения.
Р тделим элемент жидкости dxdydz. Вес элемента dxdydz
яХм принимать во внимание.
3Так как плоскость А движется с равномерной скоростью,
ение жидкости в зазоре также можно считать равномерным.
ДВИобразом силы ускорения жидкости будут равны нулю.
а) Скорость. Заменим действие отброшенных соседних элемен-
внешним силами (фиг. 12).
На гранях dxdy (7 и 2) элемента действуют силы трения сосед-
слоев. Обозначая силу жидкостного трения на единицу площади
И*1 __„.„у-тп Т<т) ттппо <Т тт ттгчтто-
не
то
Таким
o*dp
dx
Фиг. 12. Схема сил, действующих на
элемент вязкой жидкости.

напряжение трения) через т и пола-
гая для удобства dy= 1, получаем,
что на площадь 1 действует си-
ла t dx, направленная влево, так как
рассматриваемый элемент движется
вправо относительно соседнего ниж-
него слоя, обладающего меньшей
скоростью, чем слой, в котором за-
ключен наш элемент.
На площадь 2 действует сила
трения (т + dx) dx, направленная
вправо, потому что соседний с на-
шим элементом слой жидкости обладает большей скоростью, чем эле-
мент dx dy dz.
На грани dy dz (3 и 4) действует давление, создаваемое гидро-
динамическими силами. На площадь 3 действует сила pdz, на пло-
, щадь 4—сила (p + dp) dz (в случае противодавления справа). Так как
элемент dxdydz движется равномерно, то очевидно, алгебраическая
сумма всех сил равна нулю:
pdz—(р + dp) dz ф (т -р d t) dx—x dx = 0.
После преобразования получаем
dx dx = dz dp
»
или
dx dp
dz dx'
Но напряжение трения x зависит от
тона равно.
dv
X = р—- .
dz
Диференцируя последнее уравнение
dx __ d-v
dz ^dz2
Подставляя полученный результат в
d‘-v 1 dp
dz* р dx ’
(18)
скорости и по закону Нью-
по z, находим:
уравнение (18), получаем:
(19)
91
Интегрируя уравнение (19), получаем:
’-тН&1+С!' + А (20)
где С и D—постоянные интегрирования.
Постоянные интегрирования С и D определяются из пограничных
условий.
При z — 0, т. е. на границе с поверхностью A, v=V (фиг. 11).
Следовательно
D= V.
При z = h, т. е. на границе с поверхностью В, v — 0. Отсюда
г 1 dp , V
2р. dx h
Подставляя определенные нами постоянные интегрирования
в уравнение (20), получаем:
Это уравнение позволяет определить скорость произвольной
точки жидкости в поперечном сечении h.
Обозначим в уравнении (21) первый член:
тогда уравнение примет вид:
v — v, —v.,,
Величина щ линейно зависит от z. Если z — О, то = V, при
z = h, = 0.
Выражение v2 представляет собой уравнение кривой, из которого
видно, что, при z = 0 и z—h, v2 обращается в нуль. Для определения
максимума v2 возьмем производную по z и приравняем ее нулю:
1 ___1 __ л
2р. dx 1 р dx
П h
При — достигает максимума:
• 1 dp , „
7» -- --—L. hl
2тах 6р. dx ,
Скорость в произвольной точке слоя равна сумме и v2. Произ-
водя алгебраическое сложение и для каждого значения" z в пре-
лаХ от О до h, получаем график скоростей в зазоре, изображенный
на Ф1”/ д^ъем протекающей жидкости Найдем объем жидкости, про-
юшей чеРез поперечное сечение dzdy у рассматриваемого элемента.
ЭтТт объем равен
q~vdz
Стак как по условию dy = l).
' Интегрируя последнее выражение в пределах от нуля до h, най-
дем объем жидкости, протекающей через все сечение зазора между
плоскостями Л и J:
h
I vdz
О
или, принимая во внимание уравнение (21),
<г=
J [ \ и ) 2р. dx
Интегрируя это выражение, получаем
1 dP р
12р dx ’
в) Давление в слое жидкости. В общем случае поверхности
тел А и В не параллельны (фиг. 14).
Вследствие изменения сечений жидкость будет двигаться с уско-
рением или замедлением.
Примем, что кривизна поверхностей мала и что смазывающая
жидкость достаточно вязка, вследствие чего силы инерции будут малы
Фиг. 13. Профиль ско-
рости в зазоре между
Движущейся и непод-
вижной поверхно-
стями.
Фиг. 14. К анализу жидкост-
ного трения в зазоре между
твердыми поверхностями.
п^5равненИ1° с силами вязкости
ранее г-
«юностью
и ими можно пренебречь. Тогда все
выведенные уравнения могут быть применены с достаточной
и в данном случае.
23
В некотором сечении (/—1, фиг. 14) высотой ho давление в слое
жидкости достигает максимума и, следовательно, для этого сечения
^ = 0. Поэтому по уравнению (22)
Через сечение II—II, находящееся в расстоянии dx от сечения
I — I, будет протекать объем жидкости (22):
V , 1 dp
Qfi—u = ~х- h---- -- h3.
2 12p dx
В силу несжимаемости жидкости при отсутствии истечения по
оси у объем жидкости, протекающей в единицу времени через различ-
ные поперечные сечения, одинаков. Следовательно
Qi-i—Qii-ii
или
V . V i 1 dp 3
2 2 12p dx
r, dp
Откуда перепад давления по оси х равен:
dp 6'tV7
= -~тг~ (Л — Лп) •
dx /г3 7
(23)
Впервые уравнение это было выведено О. Рейнольдсом [13].
г) Сила трения. Для определения силы трения на единицу пло-
щади слоя жидкости воспользуемся уравнением Ньютона:
dv *
т — р - .
dz
Продиференцируем уравнение (21) по z\
d.v V 1 dp , 1 dp
~т~ —---т----л—j - /г + -— -J— z.
az п 2[л dx р dx
Подставим полученное выражение в уравнение Ньютона:
V /г dp dp
т = —р. -----— —- + z ,г-.
/г 2 ах dx
При z — 0 (фиг. 11), т. е. на поверхности тела А:
V h dp
~ и h 2 dx'
Если поверхности тел А и В параллельны, то = 0 и
V
24
Полная сила трения пропорциональна площади S поверхности:
h
т е. мы пришли
к формуле Петрова (уравнение 4).
Полусухое трение; трение твердых поверхностей, покрытых
адсорбированными пленками
Граничная смазка
Выше мы установили, что сухое трение возникает в случае отно-
ительного движения сухих поверхностей, жидкостное трение —
в случае хорошо смазанных поверхностей.
Технические поверхности скольжения всегда покрыты очень тон-
ким слоем смазывающего вещества окислов или грязи, толщина кото-
рого может достигать нескольких молекул. Такой вид трения практи-
чески сливается с сухим трением, хотя его иногда выделяют под
названием случая „граничной11 или „пленочной11 смазки.
Образование поверхностных (адсорбированных) пленок в значи-
гельной степени зависит от физико-химических свойств металлической
поверхности и смачивающего вещества.
Адсорбированные пленки
Адсорбция представляет собой прочное прилипание тонкого слоя
жидкого или газообразного вещества к поверхности твердого или
жидкого тела.
Многочисленные опыты [5] показывают, что смазывающие ве-
щества химически присоединяются к металлическим поверхностям,
по которым они расплываются, образуя прочные поверхностные
пленки, уменьшающие трение и предупреждающие соприкосновение
металла с металлом при трении металлических поверхностей. Если
смазка присутствует в достаточном количестве, то разрывы адсорби-
рованных пленок быстро затягиваются, что весьма существенно при
смазке машин.
Маслянистость
Свойство масла образовывать прочные адсорбированные пленки
а металлических поверхностях получило название „маслянистости11
или „СКОЛЬЗКОСТИ11.
вяз ^енность масла как смазочного вещества определяется не только
* ОрГЬю’ Но и маслянистостью.
оПСе а <^Иг’ 15 изображен прибор, предложенный Дилеем [5], для
Р деления маслянистости смазочных материалов.
в м Дибор состоит в следующем: металлический диск А погружен
оиира^514^ ВаннУ В и может вращаться от ручного привода Д. На диск
ЛеиньЮТся ТРИ симметрично расположенные" стальные ножки Е, укреп-
Связац 'Нй Диске который по желанию может быть нагружен. Диск Ь,
‘ Шпинделем И с пружиной К и регистрирующим прибором Д.
Кается вРа1Иении диска А, залитого испытуемым маслом, за ним увле-
*’ вследствие трения между его поверхностью и опорными нож-
25
ками Е, верхний диск Б. При этом пружина К закручивается, а само
пишущий прибор Л записывает величину крутящего момента, пропорцц

Фиг. 15. Схема, прибора Дилен
для испытания масел.
Фиг. 16. Влияние примеси жирных
кислот (в %) на коэфициент трения
покоя (сталь по бронзе).
1 — минеральное масло „Бэйонн" с
прибавкой олеиновой кислоты, 2—чи-
стое сурепное масло с прибавкой кис-
лого сурепного масла, 3—чистое су-
репное масло с прибавкой жирных
кислот из сурепного масла.
Таблица 5
Коэфициент трения покоя /о и коэфициент достоинства смазки d для
личных масел
Сорт масла Мягкая сталь по чугуну Мягкая сталь по бронзе
/о d /о d
Часовое масло (минеральное) . . 0,271 72,9 0,275 t72,5
Ружейное масло „ » • • 0,213 78,7 0,234 76,5
Масло Victory Red „ . . 0,196 80,5 0,245 75,4
Цилиндровое масло „ . . 0,193 80,7 0,236 76,4
Веретенное масло „ ^,183 81,7 0,262 73,8
Касторовое масло (растительное) 0,183 81,7 0,159 83,1
Цилиндровое масло Valvoline (смешанное) ... х 0,143 85,7 — —
Спермацетовое масло (животное). 0,127 87,3 0.180 81,1
Масло Trotter (животное) ... 0,123 87,7 0,152 64,8
Оливковое масло (растительное). 0Л19 88 1 0,196 ч 80,4
Сурепное масло 0,119 88,1 0,136 85,4
26
0 силе трения между диском А и ножками Е. Величина
ональн момента характеризует маслянистость испытуемого масла.
кР'1'Общепринятого способа измерения маслянистости еще нет.
р таблице 5 приведены результаты испытания различных масел на
е при граничной смазке по данным Дилея.
треЪ маслянистость масел здесь оценивается „коэфициентом досто-
„ства смазки“.
' Н Влияние жирных кислот на маслянистость. Д. Г. Хайд [5]
осгие исследователи пришли к весьма интересному выводу, что
И банка к минерально му маслу весьма незначительного количества
ПР сь1Х кислот (порядка 0,1%) значительно уменьшает коэфициент
Ж рния покоя. Результаты опытов Хайда изображены на фиг. 16, ко-
троаЯ показывает, что увеличение содержания жирных кислот свы-
ше 05% практически не влияет на коэфициент трения покоя.
4. Трение качения
Природа трения качения

Источником трения качения является трение скольжения.
При качении цилиндрического тела по другому т-елу соприкаса-
ющиеся поверхности деформируются.
Деформация сопровождается относительным скольжением сопри-
касающихся участков, которое является причиной трения.
Представим себе плоский кусок резины и ролик на нем (фиг. 17).
На разрезе куска резины нанесены на одинаковом расстоянии друг
от друга пунктирные линии. Эти линии
как бы разделяют слой резины на отдельные,
весьма тонкие столбики 1, 1', 2, 2' и т. д.
одинакового объема, связанные между
собой.
Если твердый ролик нагрузить силой Р,
то резина деформируется, как показано на
фиг. 17, сплошными линиями. При этом
столбики 1 и Г, сжимаясь, будут стре-
миться скользить своими торцами от оси
симметрии а — а относительно поверх-
ности катка; если сила трения торцев стол-
биков о ролик будет достаточна, то дли-
на их останется неизменной, а стороны
°Удут выпучиваться в бока. Это вызовет
искривление соседних столбиков 2 и 2',
торые, кроме того, будут выпучиваться
вследСТВЕе сжатия.
Фиг.
17. К анализу трения
качения.
У соседних столбиков искривление будет еще больше и т. д.
g т На некотором расстоянии от оси симметрии торцы столбиков
от п В б0Льшей или меньшей мере скользить по поверхности ролика
п си симметрии (я— а). Пока ролик неподвижен, силы трения, на-
н ленные в разные стороны, взаимно уравновешиваются.
Вее Нели перекатывать ролик, например, вправо, то все столбики пра-
в ПпЛИНИи а —а будут деформироваться и скользить так же, как и
сик! ДЫдУщем случае. Сила трения их будет направлена вправо от оси
летрии и будет противодействовать качению ролика (фиг. 18) Все
27
столбики левее центра а — а будут выпрямляться, принимая первона-
чальную форму и при этом скользить к центру, создавая силу трения
также направленную против качения.
Фиг. 18. Относительное сколь-
жение при качении ролика
по упругой поверхности.
Фиг. 19. К определению силы трения ка-
чения.
Подобное явление в гораздо более слабой форме происходит и
при качении металлического катка по металлической плоскости.
Закон трения качения
Определим силу трения при качении катка, по неподвижной
плоскости. На фиг. 19 изображен каток, нагруженный силой Р и катя-
щийся по неподвижной плоскости под действием силы F. Составим
уравнение моментов, действующих на каток.
Движению катка противодействует момент трения Мт. Выражая
этот момент через силу Р и коэфициент трения получаем:
Mm=J2P=Fr,
откуда
F=PR
(24)
Закон трения качения может быть формулирован следующим
образом: сила трения качения прямо пропорциональна нагрузке,
обратно пропорциональна радиусу катка и зависит от твердости,
шероховатости катка и поверхности качения.
Величина /а в уравнении (24) называется коэфициентом трения
качения или иначе — коэфициентом трения второго рода.
Размерность его:
Г F 1
кг
см-—
кг
Обычно /2 измеряется в см.
Коэфициент трения качения уменьшается с увеличением глад-
кости и твердости поверхностей.
В таблице 6 приводится найденное опытом значение коэфици-
ента /2 для некоторых случаев.
28
Таблица 6
Коэфициент трения качения /2
Условия трения Коэфициент трения каче- ния в см
Колесо с резиновой шиной по луговой почве (взлет и посадка самолета) . 1,0 ч-1,5
Дерево по дереву 0,05 + 0,07
Твердая резина по металлу 0,01 4 0,02
Железо по железу 0,005
Стальные шарики по стали 0,001 4-0,0005
Влияние смазки на трение качения
Умеренная смазка уменьшает коэфициент трения качения /а,
обильная же смазка густым маслом способствует увеличению его,
особенно при большой скорости качения. Это объясняется возникно-
вением сил жидкостного трения при выдавливании масла из клино-
образного зазора между катком и плоскостью.
29
И. ТРЕНИЕ В АВИАЦИОННЫХ ДВИГАТЕЛЯХ
Фиг. 20. Зависимость меж-
ду числом колец и макси-
мальным давлением в ци-
линдре в конце хода сжатия.
1. Трение поршневых колец
Поршневые кольца уплотняют зазор между стенкой цилиндра г
поршнем с целью препятствовать прорыву газов из цилиндра.
Фиг. 20 иллюстрирует эффективность
уплотнения колец в зависимости от числа ко'
лец. Как видно, одно кольцо обеспечивает
достаточно удовлетворительное уплотнение
Однако, на практике для увеличения надеж:
ности уплотнения применяют не меньше двух,
трех колец.
Поршневые кольца выполняются пру
жинящими, поэтому они плотно прижимаются
к стенкам цилиндра, оказывая равномерное
давление по всей окружности цилиндра.
Трение колец имеет полужидкостный ил!
полусухой характер как показывают опыты
Стантона [15], Фомина и Кокорева [16].
Сила трения колец
Пусть поршень 1
(фиг. 21) движется от верхней мертвой точки
к нижней, и кольцо 2 скользит вдоль цилиндра 3 вниз; при этом на
кольцо действует сила трения Т7, направ-
ленная в сторону, обратную движению
поршня.
Поршневое кольцо, как указано
выше, прижимается к поверхности ци-
Фиг. 21. К анализу силы трения
поршневых колеи.
Фиг. 22. Удельное дав-
ление поршневого коль-
ца, изготовленного по
старому способу.
30
лцнДРа г0 всей окружности. Упругость кольца зависит от следующих
дакторов: 1) диаметра кольца (цилиндра), 2) радиальной толщины
Сальца Ь, 3) материала кольца и 4) от способа изготовления кольца.
ь Наиболее распространенным материалом для изготовления пор-
.улевых колец в настоящее время является специальный фосфористый
ч\гун, обеспечивающий достаточную упругость и низкий коэфициент
трения по стали.
Степень равномерности давления кольца на стенку цилиндра
зависит от формы кольца и способа его изготовления. На фиг. 22, 23,
24 изображено распределение радиальных давлений поршневого кольца,
измеренных пьезоэлектрическим способом [19]. Фиг. 22 является при-
мером неудовлетворительного распределения давлений.. На фиг. 23
давление равномернее, на фиг. 24 давление почти постоянно по окруж-
ности-
В таблице 7 приведены средние удельные давления поршневых
колец авиационных двигателей.
Таблица 7
Размеры и удельные давления поршневых колец
Марка мотора Расположение и число цилиндров Число колец Диаметр цилин- дра du мм Ради- альная толщина кольца Ь мм Высота кольца Д] мм Удель- ное дав- ление Ра кг/см2
BMWIIIa. . . . Однорядный шестицилин- дровый 3+1 1) 150 4,5 4,0 0,370
Испано-С’юиза 300 V-образный, 8 цилиндровый 4 + 1 140 5.0 3,5 0,551
Либерти .... 3 127 4,5 6,38 0,637
Кертисс „Кон- кверор" .... V-образный, 12 цилиндровый 34-1 2 + 2 160 130,17 5,5 4,64 4,0 2,24 0,594 0,657
Испано-Сюиза 12 КЬг .... 4 150 5,2 3,4 0,602
Хорнет А . Рон-Юпитер VI . Звездообраз- • ный, 9-ти ци- линдровый 3 + 1 2+1 155,6 146 48 5,65 3,14 2,35 0,222 0,826
„ В среднем удельное давление ра можно принимать равным
1,3 кг/см2. Меньшие значения относятся к кольцам большего
Диаметра, большие значения—к кольцам меньшего диаметра.
1)
Колец,
Первая цифра указывает число газовых колец, вторая—число масляных
31
Сила давления элементарной площадки кольца h^da (фиг. 25)
на стенку цилиндра будет равна:
Ра^Г^,
1де hL — высота кольца в мм,
гч — радиус цилиндра,
d<? — элементарный угол.
Сила трения элементарной площадки кольца при его движении
равна
23. Удельное давление пор-
Фиг.
шневого кольца, изготовленного по
способу фирмы Piston Ring Со.
fpJhr„dv.
Удельное давление пор- 1
Фиг. 24.
шневого кольца, изготовленного по
способу Инокути.
Суммируя силы трения элементарных площадок всего
кольца
получим полную силу трения кольца.

а’
о
dy—диаметр цилиндра в см,
/—коэфициент трения.
Фиг. 25. К анализу силы трения поршневого кольца.
Значения коэфициента трения колец /, найденные Фоминым и
Кокоревым [16] приведены на фиг. 26, где на оси абсцисс нанесено
32
о колец, на оси ординат — коэфициент трения. При расчетах
<511СсЬИциент трения колец можно брать в пределах /
К°Э /=0,15:0,19,
езависимо ст числа оборотов
двигателя. *
л Сила трения колецц величи-
етСЯ почти пропорционально
числу колец (фиг. 27). Полная
сила трения колец одного пор-
шня равна:
FK =zl!f^d4hlpa[Kz\,
где zK—общее число колец на
Фиг. 27. Сила трения колец в за-
висимости от числа колец по
опытам Фомина и Кокорева.
Фиг. 26. Коэфициент трения в
зависимости от числа колец.
Мощность трения колец
Мощность трения колец пропорциональна силе трения и ско-
рости скольжения колец. Последняя приближенно равна средней ско-
рости поршня:
__Sn Г м
v 30 сек
где 5 — ход поршня в м,
п — число оборотов двигателя в об/мин.
Следовательно:
IF S
(25)
гле i—число цилиндров двигателя и
Рк—сила трения колец одного поршня.
Как видно из этой формулы, мощность трения колец прямо
пропорциональна числу оборотов двигателя. Эта зависимость под-
тверждается опытом (фиг. 28).
„Насосный эффект" колец
Л°Ршневое кольцо в канавке поршня ставится с зазором
’ мм по высоте канавки.
в При недостаточной величине зазора кольца теряют подвижность
лом^аВках’ пРопУскают горячие газы, пригорают, перегреваются и
наг Однако, благодаря зазорам, кольца приобретают способность
эФфекЭТЬ масло в камеРУ сгорания. Это явление называют „насосным
з г „
• В- Миллер
33
Когда поршень идет к нижней мертвой точке, кольца прижг
маются к верхней кромке поршневых канавок (фиг. 29а). Зазоры По
кольцами и за кольцами заполня-
ются маслом, соскабливаемым коль-
цами с поверхности цилиндра. При
Фиг. 28. Зависимость мощности
трения колец от числа оборотов
двигателя.
Фиг. 29. К анализу насосного
действия поршневых колец.
обратном движении поршня, кольца
жимаются к нижней кромке
перетекает из полости позади
меняют свое положение и
этом
Фиг. 30. Кривая расхода масла
звездообразного мотора в
функции числа оборотов.
канавок (фиг.
колец в зазор
29b). Масло при
над кольцами.
В
конце
Фиг.31. Влияние примеси масла к топливу
воздушной смеси на наивысшую допусти-
мую степень сжатия. Бензино-бензольная
смесь; температура на всасывании 10е С.
точке кольца опять меняют свое поло
этого хода в верхней мертвой
жение и часть масла выдавливается в зазор между поршнем и ци
линдром и далее в камеру сгорания.
На фиг. 30 изображена кривая расхода масла для звездообразных
двигателей по Тейлору [21]. Как видно из фигуры расход масла резк<
возрастает с увеличением числа оборотов, что объясняется ростом
гидравлического подпора в масляном слое, соскабливаемом поршне
выми кольцами и увеличением насосного действия колец.
34
Масло, попадающее в цилиндр, частично сгорает и частично
бразует коксовые и смолистые остатки, которые смешиваются с не-
°гОревшими обуглившимися частичками топлива, образуя нагар. Нагар
СсеДает на внутренней поверхности камеры сгорания и на днище поршня.
Образование нагара вызывает заедание поршневых колец, ухудшает пе-
редачу тепла от поршня к стенке цилиндра. Кроме того, нагар, нака-
ляясь, вызывает преждевременные вспышки и другие дефекты в работе
мотора- Проникновение масла в камеру сгорания вызывает детонацию.
Фиг. 31 иллюстрирует влияние присутствия масла в топливо-
воздушной смеси на наивысшую допустимую степень сжатия.
Маслосбрасывающие кольца
Проникновение масла в камеру сгорания предупреждают масло-
сбрасывающими (маслообтирочными) или, проще, масляными кольцами
(фиг. 32, 33, 34).
Масляное кольцо отличается от газового кольца большей высо-
той и наличием проточки на наружной поверхности кольца. Проточка
соединена сверлениями или про-
резами с внутренней полостью
поршневой канавки, а последняя,
в свою очередь, соединена свер-
лениями с внутренностью поршня
и с картером. Масло, соскабли-
ваемое кольцом со стенок ци-
линдра возвращается через свер-
Фиг. 32. Масляное кольцо с проточкой
и прорезами.
ления в поршне в картер. Упругость масляных колец несколько меньше,
чем газовых.
Для уменьшения расхода масла помимо установки масляных
колец применяют другие меры: уменьшают зазоры у нижних колец
до 0,02-:-0,05 мм, высверли-
вают отверстия под кольцами
в особой выточке и в кольце-
вых канавках поршня (фиг. 35)
и делают скос у нижнего масло-
сбрасывающего кольца. В по-
следнем случае кольцо при
Фиг. 33. Масляное кольцо с прорезами. движении поршня вверх набе-
гает на слой масла, не соскаб-
ливая его. При движении же поршня вниз, кольцо острым краем со-
скабливает масло с поверхности цилиндра в картер.
Фиг. 34. Масляное кольцо с проточкой
и сверлениями.
Фиг. 35. Схема дей-
ствия маслосбра-
сывающего кольца.
а*
35
В некоторых двигателях для уменьшения насосного эффекта колец^
кроме установки на поршнях маслосбрасывающих колец, устанавл1ъ
вают конические уплотнительные кольца, конусность которых делаетсч
равной 1—3 . На фиг. 36 и 37 даны примеры применения таких коле!?
Задача 6. Определить силу трения колец одного поршня и мощ,
12 цилиндрового двигателя М-5 при 50(1
ность трения всех колец
Фиг. 36. Расположение пор-
шневых колец на поршне
двигателя Мистраль-Ма-
жор 14 К.
Фиг. 37. Комплекты поршневых колец. £
1) двигателя Испано-Сюиза 12 Ybrs,
2) двигателя Райт „Циклон* R—1820F..
1000, 1500 и 1700-°^-.
мин
178 мм. Число колец на
колец на стенки поршня 0,637 кг/см2.
Решение. Сила трения колец равна:
= гк/^,Дра[кг].
Подставляя среднее значение коэфициента трения /=0,17, получаем:
Гк = 3 • 0,17 • 3,14 - 12,7 • 0,65.0,637 = 8,41 кг.
Мощность трения колец равна:
.. i-FK-S , ,
NrK~ 75-30 "
Результаты подсчета сведены в таблицу:
Диаметр цилиндра 127 мм. Ход поршня
поршне 3. Высота колец 6,5 мм. Давление
* 4—1 мин ] 500 1000 1500 1700
МДл. <,] Сопоставляя результг что получилось почти пол 3,99 IT С ОПЬ ное сов 7,98 1ТНЫМИ падение. 11,97 данными 13,57 (фиг- 28), мы видим
36
2. Трение поршней
Исследования указывают, что трение поршней имеет жидкостный
пактер (Джодж [22], Рикардо [20], Фомин и Кокорев [16] и др.)..
ха1 ‘ Однако, на практике в результате работы поршней на их по-
еохности и на рабочей поверхности цилиндров образуются риски, про-
исходит овализация цилиндров и т. д., что свидетельствует о непо-
11 ' ,1СТвенном соприкосновении поршня и цилиндра. Эти явления объяс-
няются присутствием грязи в масле, а также тем, что при пуске дви-
гателя и при перемене направления движения поршня, в мертвых точ-
аХ скорость поршня недостаточна для обеспечения жидкостной смазки;
в эти моменты возможен непосредственный контакт поршня и ци-
линдра. Все же в работе поршней преобладает жидкостное трение.
Сила трения поршня
Силу трения поршня можно определить по уравнению Петрова (4)
(26)
/
где — абсолютная вязкость масла в ——С-^~,
1 т М2
S,,— площадь боковой поверхности поршня в м2,
S— ход поршня в м,
8-— радиальный зазор между поршнем и цилиндром в м,
об
и—число оборотов двигателя в —.
мин
5,
4
3
г
1
о
8
7
8
Фиг. 38. Сила трения
поршня в зависимости
от числа оборотов дви-
гателя (М-5).
800 <200 <600 2000
об/мин..
По уравнению (26) сила трения поршня F'п прямо пропорцио-
нальна числу оборотов двигателя. Эта зависимость подтверждена
Фоминым и Кокоревым опытами йад мотором
М-5 (фиг. 38).
Для уменьшения трения поршней выгодно
уменьшить боковую поверхность поршня при
Условии, конечно, если эта мера не нарушает
направления поршня. Рикардо [20] предложил
Удалять нерабочие части боковой поверхности
поршня. Поршень Рикардо изображен на фиг. 39.
Мощность трения поршней
Мощность трения поршней равна:
Д/ — 1' S',г \л с]
75 30 1 J ’
где р'
и сила трения поршня в кг, остальные
значения прежние.
Принимая во внимание уравнение (26):
(»)
37
Это выражение хорошо подтверждается опытом (фиг. 40).
Задача 7. Определить силу и мощность трения поршней двД
гателя М-5 при 500, 1000, 1500, 1700 °б,. Диаметр поршня при рабо.
мин
чей температуре 126,62 мм. Высота боковой поверхности поршня За
вычетом поршневых колец равна 68 мм. Масло—кастроль. Температура
масла в зазоре 76° С. Остальные данные такие же, как в задаче 6.
Фиг. 39. Поршень типа Рикардо.
Решение. Боковая поверхность поршня:
S„=^„/„ = 3,14 • 0,12662 • 0,068 = 0,027 м2.
Абсолютная вязкость масла по диаграмме фиг. 9 при темпера
туре 76°С равна 49 сантипуаз или в технических единицах:
= 0,0102 ^ = 0,0102.0,49 = 0,005 .
Радиальный зазор равен:
8 = d'1 ~-п- = - 26,62 = 0,19 л£ж = 0,00019 м.
Сила трения поршня:
Р' = 1‘и г.„ 1
" 6 • 30 •- 1
Решения сводим в таблицу:
п об мин 500 1000 1500 1700
Fn' [кг] 2,105 4,21 6,315 7,17
Мощность трения поршней определяем по уравнению (27).
Решения сводим в таблицу:
Фиг. 40. Зависимость мощности тре-
ния поршней от числа оборотов.
38
Г об 1 п [ мин J 500 1000 1500 1700
Рп' [кг] 2,105 4,21 6,315 7,17
Nr„ [л. с.] 6,952 3,81 8,57 11,06
Полученные значения близко под
ходят к замеренным на двигателе М-
(фиг. 40).
5
3. Трение поршневой группы
Мощность трения поршневой группы
Мощность трения поршневой группы равна сумме мощности
нИЯ колец, поршней и поршневых пальцев. Последняя настолько
Tqia но сравнению с первыми двумя, что ею можно пренебречь.
М ' Таким образом
N^K = NrK + Nrn (28)
ити, принимая во внимание уравнение (25) и (27),
+ <29>
где с — коэфициент, являющийся функцией числа цилиндров двига-
теля, числа колец на поршне, упругости их, коэфициента трения колец,
величины боковой поверхности поршня, хода поршня, радиального
зазора поршня и вязкости масла.
Уравнение (29) можно приближенно представить в виде
Nr = C'tlk.
Показатель k по опытным данным находится в пределах:
,] > k > 2.
Для двигателя М-5 по опытам Фомина и Кокорева k —1,4.
На фиг. 41 представлено изменение мощности трения авиационных
двигателей М-5 и Холл-Скотт [16].
Влияние давления в цилиндре на мощность трения поршневой группы
В предыдущих разделах при вычислении мощности трения порш-
ней и колец не учитывалось давление в цилиндре. Приведенные
в виде примеров графики получены
Фиг. 41. Зависимость мощности
трения поршневой группы от числа
оборотов.
прокручиванием двигателя, причем
давление в цилиндрах во всех слу-
чаях было близко к наружному.
Фиг. 42. К анализу силы трения
газовых колец.
39
Во время хода сжатия и расширения в цилиндре господству^
повышенное давление. Газы, прорываясь через зазоры, проникают
за кольца и прижимают кольца к стенкам цилиндра (фиг. 42), увелц.
чивая трение колец.
Таблица 8
Давления за кольцами и между кольцами
Место замера
Давление
кг
в см*
Цилиндр . ............
За первым кольцом
Между первым и вторым коль-
цом ....................
За вторым кольцом..........
Между вторым и третьим коль-
цом ....................ь .
За третьим кольцом ........
8,05
8,05
3,86
3,16
По опытам Питра [23] давление в зазоре за кольцами пропор-
ционально давлению в цилиндре, но несколько меньше последнего,
причем величина его убывает по направлению к нижним кольцам.
В таблице 8 приведено распределение давлений под кольцами
и между ними по опытам Питра.
Для определения давлений Питр применил следующий остроумный
прием: опыт проводился на двух одноцилиндровых двигателях, из кото-
рых один работал, а в другом поршень был неподвижно закреплен
в верхнем мертвом положении. Камеры сгорания двигателей были
соединены трубкой. Работающий двигатель индицировался обычным
Фиг. 43. Зависимость мощности трения пор-
шневой группы от среднего давления в
цилиндре при постоянных оборотах.
способом. У второго двигателя
с неподвижным поршнем реги-
стрировались давления в раз-
личных точках за кольцами и
между ними при помощи не-
скольких индикаторов.
Давление газа, сумми-
руясь со средним удельным
давлением поршневого кольца,
увеличивает силу прижатия
кольца к стенкам цилиндра.
При подсчете мощности тре-
ния поршневой группы рабо-
тающего двигателя в фор-
мулу (28) следует вводить по-
правку на давление газов. Для
вычисления поправки можно
воспользоваться зависимостью
40
„У мощностью трения поршневой группы и давлением в цилиндрах
ме постоянных оборотах двигателя, полученной Фоминым и Коко-
Пр|1'1)1М в результате опытов с моторами М-5 и Холл-Скотт и приведен-
ной "на фиг- 43.
Во время опыта в цилиндрах поддерживалось постоянное давле-
<е воздуха; мощность трения поршневой группы измерялась при
нормальной смазке цилиндров.
Н Из данных фигуры 43 получается следующая эмпирическая зави-
симость мощности трения от среднего давления в цилиндре
TV. . =Nr 4 + 0,la/Vz . &pet), (30)
I
где а—коэфициент, равный 1 для М-5 и 2,5 — для Холл-Скотта.
По данным Мосса [24] а в среднем равно 1,75.
Среднее избыточное давление цикла может бытц- опреде-
лено из 'индикаторной диаграммы. Для приближенного вычисления
среднего избыточного давления можно исходить из эмпирической
формулы Девильера [25]:
“Рср
4
0,?-'г + 3)+1,5(з + 2,6) —2 [ кг
см1
(31)
где г—степень сжатия двигателя.
Влияние температуры масла на мощность трения поршневой группы
Мощность трения поршневой группы, представляющая сумму
мощностей трения колец и поршней, зависит от вязкости масла и,
следовательно, изменяется при
изменении температуры масла.
Температура масла на
стенках цилиндра в сильной
степени зависит от темпера-
туры стенок цилиндра, послед-
няя же у двигателей жид-
Фиг. 45. -Зависимость мощности трения
поршневой группы от средней темпера-
туры охлаждающей воды.

г. 44' Зависимость мощности
Яия норшчевой группы от тем-
еРатуры охлаждающей воды.
костного охлаждения
Кости.
определяется температурой охлаждающей жид-
чет Фиг ’ ^4 изображена мощность трения поршневой группы
iin ыРехтактного двигателя по опытам Рикардо [20]. Фомин и Кокорев
лучили аналогичную зависимость (фиг. 45).
41
Температура охлаждающей воды особенно заметно влияет Нз
мощность трения поршневой группы при малых оборотах. Очевидцу
в этом случае, масло дольше находится в соприкосновении со стен-
ками цилиндра и их температуры уравниваются.
Влияние нагара на мощность трения поршневой группы
Во время работы двигателя часть приставшего к стенкам цилиндра
масла подвергается воздействию горячих газов, вследствие чего оно
частично сгорает, образуя нагар,
смешивающийся с маслом и увели-
Фиг. 46. Изменение мощности трения
поршневой группы от начала пуска
двигателя при постоянных оборотах
двигателя.
чивающий мощность трения порш-
невой группы. На фиг. 46 изобра-
жены результаты опыта Рикардо,
имевшего целью выяснить влияние
нагара на мощность трения. Опыт
был поставлен следующим образом:
после того как двигатель прора-
ботал продолжительное время под
полной нагрузкой, была выключена
подача топлива и двигатель начали
прокручивать при помощи электро-
мотора с тем же числом оборотов.
При этом наблюдалось постепенное
падение мощности трения. Через 10 минут мощность трения порш-
невой группы установилась. Г1о мнению Рикардо падение мощности
трения произошло в результате замены закоксовавшегося масла свежим.
Тепло трения поршневой группы
Мощность трения поршневой группы обращается в тепло. Это
тепло частично отводится через стенки цилиндра охлаждающей водой,
а частично уносится стекающим
маслом. Количество тепла, выделяю-
щегося от трения поршневой груп-
пы, равно:
Ог = 632КГ
ПК ПК
Кал
час
(32)
Рикардо [20] определял мощ-
ность трения поршневой группы,
наблюдая повышение температуры
воды в рубашке цилиндра. Он по-
лучал сравнительную величину
мощности трения, и таким образом
мог делать выводы о совершен-
стве конструкции поршня и т. д.
Сравнительные кривые, полученные
Рикардо, приведены на фиг. 47.
Задача 8. Определить мощ-
ность и тепло трения поршневой
Фиг. 47. Нагрев воды в охлаждающей
системе двигателя при прокручивании
мотора с различными поршнями.
1—чугунный поршень, 2—алюминие-
вый поршень обычной конструкции,
3—поршень Рикардо.
группы двигателя М-5 при 1700 -—— . Степень сжатия 5,4. Осталь-
мин
ные данные такие, как в задаче 7.
42
(28)
Решение- Мощность трения поршневой группы но уравнению
и по данным задач би 7 равна:
Nr = 13,57 +11,06 = 24,63 л. с.
гпк
Поправку на Др вычисляем по приближенной формуле (31)
0,3(5,4 + 3) + 1,5(5,4 + 2,6) — 2 кг
4 ’ см'1
Полагая а = 1, получаем мощность трения поршневой группы,
из формулы (30):
Лф . = Лф . + 0,1 Nr д Дрс „ =
= 24,63 + 0,1 • 24,63 3,13 = 32,34 л. с.
Тепло трения поршневой группы по формуле (32):
Q, = 632Л7 , =
Отк ГПК Др
= 632 • 32,34 = 20443 4^ •
4. Трение скользящих подшипников
Подшипники представляют собою опоры для вращающихся валов..
Подшипники делятся на две категории: подшипники скольжения.
и подшипники качения.
Рассмотрим вначале первую группу подшипников. Наиболее
нагруженные подшипники скольжения двигателя это-—подшипники
коленчатого вала. Подшипники коленчатого вала несут удельную
нагрузку порядка 60—100 KijcM1 при высокой скорости вращения.
Непременным условием работоспособности таких подшипников
является разделение пойерхности
вала и подшипника скольжения
слоем масляной пленки, способ-
ной развить значительную под-
держивающую силу.
Способы создания давления в слое
смазывающей жидкости
Поддерживающее давление
может быть создано, принципи-
ально говоря, несколькими спо-
собами.
Случай 1. Давление в
Масляном слое можно создать
подачей масла под давлением в
Зазор между двумя поверхно-
Фиг. 48. Подача масла под давлением
между пластинками.
43
стями (фиг. 48). Этот способ в технике применяется редко, так как
требует постороннего источника давления (масляный насос).
'Случай 2. Если между двумя параллельными поверхностями
находится слой масла и поверхности сближаются, оставаясь параллель-
ными друг другу, то в слое масла возникает давление. Этот случай
например, в под-
верхней головки
шатуна.
споростей
Фиг. 49. Движение пластинки перпендику-
лярно неподвижной поверхности.
Диаграмма
давлений
Диаграмма давлений
Диаграмма
скоростей
в
Фиг. 50. Движение наклонной пластинки относи-
тельно неподвижной поверхности.
представлен на фиг. 49,
встречается на практике при
ударной нагрузке на под-
шипник,
шипнике
главного
Случай 3. Поверх-
ность, расположенная под
некоторым углом* к другой
поверхности, движется отно-
сительно этой поверхности
в направлении параллельном
ей (фиг. 50). Диаграмма
распределения скоростей
масла и давлений в зазоре
в этом случае представлена
на фиг. 50. Этот случай
иногда называют „динамическим плаванием“. Примером подобного
способа образования жидкостной пленки может служить случай,
рассказанный Фальцем [1]. При ремонте насоса паровой машины,
работавшей 25 лет на ползуне крейцкопфа, был обнаружен отчет-
ливый рисунок пришабровки, как будто направляющая была только
что пришабрена. Ма-
шинист между тем уве-
рял, что за 25 лет, в
течение которых он об-
служивал. машину, на-
правляющая не ремон-
тировалась. При осмо-
тре крейцкопфа оказа-
лось, что поверхность
скольжения имела плав-
ное закругление на пе-
редней кромке, набе-
гая этим закруглением
на смазочный слой, пол-
зун крейцкопфа как бы
„всплывал" на масле.
Случай 4. В полом неподвижном цилиндре А (фиг. 51) вра-
щается вал В с некоторым зазором, заполненным смазывающим веще-
ством. Вращающийся вал нагружен силой Р. При вращении его масло,
„заклиниваясь" в зазоре, имеющем клиновидную форму вследствие
эксцентричного положения вала по отношению к полому цилиндру А,
разделяет вал и цилиндр. Примерная диаграмма распределения ско-
ростей и давлений в масляном слое изображена на фиг. 51.
Этот способ создания давления в слое масла, в принципе анало-
гичный разобранному выше случаю 3, широко применяется в подшип-
никах скольжения.

44
Применение уравнения Рейнольдса к скользящему подшипнику
Применим уравнения гидродинамической теории смазки к*сколь-
яшсму подшипнику, для того, чтобы получить количественную оценку
Фиг. 51. Диаграмма давлений в мае- Фиг. 52. К анализу смазки цилиндри-
ляном слое цилиндрического подтип- ческого подшипника,
лика.
f
работоспособности подшипника. Все допущения и условия, принятые
ранее (стр. 20), сохраним полностью.
Введем следующие обозначения (фиг. 52): абсолютным радиаль-
ным зазором назовем разность радиуса подшипника и цапфы:
8= —гг [мм],
где 7?!—радиус подшипника в мм,
г\—радиус цапфы в мм.
Абсолютным диаметральным зазором назовем разность диаметра
подшипника и цапфы:
Д = Di—d = 28 [мм].
Здесь D}—диаметр подшипника в мм,
d—диаметр цапфы в мм.
Относительным зазором назовем отношение радиального зазора 8
к радиусу цапфы rf.
Д
~d
(33)
Высоту зазора в точке наибольшего сближения вала и подшип-
ника обозначим через hmin.
Абсолютным эксцентриситетом назовем величину
e — l—hmin[MM].
Отношение абсолютного эксцентриситета е к радиальному За>
зору о назовем относительным Эксцентриситетом и обозначим:
Фиг. 53, К определению высоты зазора в п-
линдрическом подшипнике.
подшипника (фиг. 52) и составляющей
Преобразуем в поляр,
ные координаты уравнение
Рейнольдса (23):
dx~ /г3 1 J
Центр полярной систе-
мы координат расположим
в центре подшипника. Теку-
щие углы будем отсчиты-
вать от линии О — Ог, сое-
диняющей центры вала и
с горизонтальной линией
Са х Оа = 7?!
О1а;=О1С+ Са
О^а— ОгЬ+ Ьа
угол оа.
Текущая координата х заменится координатой <?,
Величина dx будет равна:
dx = t\d&.
Изобразим геометрические соотношения фиг. 52 в увеличенном
масштабе на фиг. 53.
Здесь
О1С = е cos <р
(\Ь = гг
' Оа = /?!
ba —h
ОХС + Са = О^ -г Ьа
или
е cos <р -|- 7?! — rt /г,
юткуда
/г — Rt—/^-J-ecos e> = 3-[- e cos c> = 8 ^1 ~ cos и j .
Замечая, что
С
у. = 7, и 8 — (уравнение 33), получаем
h — <prt (1 X cos ?)• (34)
Через /г, в уравнении Рейнольдса обозначена высота зазора, где
давление масла равно ртах.
По аналогии с уравнением (34) напишем:
A0 = <}>/-1(l+zcos <?„).
•46
Скорость заменяем окружной скоростью цапфы:
V = Гро,
ш__угловая скорость цапфы.
r<ae Подставляя найденные значения h, ho и V в уравнение Рейнольдса,
°0‘'П 13СМ dp_6yA» (1+zcosу) —(l+xcos%) .
dv ф2 (1+7 cosy)3
Давление масла р,? в произвольной точке зазора, соответствующей
углу определится интегрированием уравнения (35):
_6р«о f (1 + Z cos у) — (1 + X COS уо)
<lr I (1+zcosy)3
Поддерживающая сида подшипника
Каждому зйачению угла у соответствует сила, направленная
нормально к поверхности цапфы. Проектируя эти силы на направление
нагрузки Р и суммируя их, мы полу- „
чим равнодействующую, т. е. поддер-
живающую силу на единицу длины
подшипника.
Фиг. 55. К определению поддер-
живающей силы на единице длины
подшипника.
Фиг. 54. К определению поддерживающей
силы подшипника.
Вспомним, что уравнение Рейнольдса (23) было получено при
условии dy—1 для рассмотренного элемента dxdydz. В нашем случае
ось у направлена по оси цапфы, поэтому, применяя уравнение Рей-
иольдса к подшипнику, мы также получаем давление на единицу длины
Проекция давления на направление нагрузки (фиг. 54) равна:
P19 = ^sin(y —у„). \ (37)
Суммируя полученные для каждого угла «> проекции в пределах
раниц несущего масляного слоя <рх и <р2, получим равно действу ю-
,./ю J > т- е поддерживающую силу масляного слоя на длине цел-
инника, равной единице (фиг. 55).
?2
Р' = ГЛ J p\d<p.
(38)
47
Пределы интегрирования в уравнении (38) обычно определяются
на основе опытных данных.
На фиг. 56 показано распределение давления по окружности под.,
шинника при различных нагрузках по опытам Бредфорда и Грун,
дера [26]. Гюмбель, опираясь на свои опыты, предложил считать несу.,
щую дугу в среднем равной 120".
Подставляя в уравнение (38) выражения (36) и (37) получим:
с а ш I Г f"(^+‘ZC0S?)— (l^-'/cos©) 1 . , . ,
Р —бр-г,-,- > ~ 7i 4 - dv sm ('? — <? t} d<?
Ф J [J (1+zcosc)8 J
Фиг. 56. Распределение давления по окружности подшипника при раз-
личных удельных нагрузках k.
Поддерживающая сила всего подшипника длиной I (фиг. 55)
будет:
?2 <f
D—П'/__д /- ш Г f(l+yCOS<p) — (l+’/COSoJ
Р—Р l — / i--- —i—гф-------—d? sin («—<?„) dy.
Ф J IJ (1+ycos?)3 •] Y
4=1 ?1
Среднее удельное давление в подшипнике k равно:
/ ’ k~ Id ’
или

где
со
о ГI r(l+xcos®) — (l+xc0S9o), 1 . , ,
k — 3 11 I — .. ~ i—----------i^-dv sin (» — <pa) dv.
J IJ (l+xcos?)3 < ‘J y
¥1
(39)
(40)
(40a)
48
Величину k' Гюмбель называет „отвлеченной нагрузкой". Эта
11МНя как видно из уравнения (40а), зависит .от у, т. е. положения
Йпфы в’подшипнике.
4 Зная пределы интегрирования и задаваясь различными значениями
осительного эксцентриситета /, можно эту функцию подсчитать,
°т„тооИТь графически и найти эмпирическое уравнение этой кривой.
ПС£ 1а фигуре 57 представлена группа кривых k' — /(/_) при различных
яницах несущего слоя. Протекание кривых в наиболее часто встре-
чающемся диапазоне рабочих условий (©„ — <2Х = 3/2п и / = 0,5 ч-0,9)
хорошо выражается уравнением k'= — , изображенным на фиг. 57
жирной линией.
Подставляя это выражение в уравнение (40) вместо k и поль-
зуясь уравнением (39), получаем:
„ рю . , 1,04
id
(41)
Выше мы не учитывали истечения масла с торцов подшипника
и предполагали, что по продольной оси подшипника давление постоянно.
В действительности давления по
Фиг. 57. Отвлеченная нагрузка
подшипника k' в функции относи-
тельного эксцентриситета. Свет-
лые точки—опытные значе-
ния k'.
продольной оси не постоянны, а
изменяются, падая до нуля у торцов.
Это подтверждается опытами Нюк-
кера (Niicker) (фиг. 58) и других.
Падение давления масла у тор-
цов подшипника уменыпет его под-
держивающую силу. Поэтому при
определении поддерживающей силы
Фиг. 58. Распределение давления
по длине подшипника.
подшипника следует в уравнение (41) ввести поправку на истечение
масла с торцов. По Гюмбелю эта поправка равна:
d +1 . d
Г = +Т’
(42)
Таким образом:
4 г
• В. Милдер.
_ 1,04 1
— фг- ш
(43)
49
Приведем последнее уравнение к виду более удобному для рас_
четов. Для этого выразим 1—х в функции hmln. Так как hmin соответ»
ствует <р = 180°, то по уравнению (34)
hmin — Г1Ф (1-/),
откуда
h
1 ___________________________У — Длил.
^Ф •
Выражая далее относительный зазор ф через диаметр цапфы (ура-
внение 33), находим
P=^ld>
Д
0,52
hmin с
(44)
Заменяя угловую скорость <в числом оборотов цапфы в минуту
и приводя все величины, входящие в уравнение (44), к удобным для
расчета размерностям, получим:
«1 /у ///3
Р = 5,55 • 10-12 [кг], (45)
••'mi п
где р— абсолютная вязкость масла в сантипуазах,
л об
п— число оборотов цапфы в - —,
/-—длина рабочей части цапфы в мм,
d — диаметр цапфы в мм,
Ь— диаметральный зазор подшипника в мм,
с — поправка Гюмбеля на истечение масла с торцов (уравне-
ние 42),
hmin — минимальный зазор в подшипнике в мм.
Величина hmln играет очень большую роль в расчете подшипника.
Эта величина не должна быть меньше определенного минимума, при
котором из-за присутствия грязи в масле, из-за шероховатости вала
и подшипника, в подшипнике начинается полужидкостное трение. Эта
минимальная толщина масляного слоя в точке наибольшего сближения
вала и подшипника называется критической толщиной масля-
ного слоя и обозначается знаком hn . .
Выбор минимального допустимого зазора hmin зависит от целого
ряда факторов. Этот зазор должен обеспечить надежное жидкостное
трение и во всяком случае быть больше критической толщины масля-
ного слоя.
Критический зазор hOmin определяют следующие факторы:
а) Степень шероховатости цапфы и вкладыша. Впадины на
поверхности подшипника образуют маслопротоки, по которым масло
беспрепятственно уходит из области высоких давлений в области низ-
ких давлений. Эта утечка не имеет большого значения, пока зазор
в точке наибольшего сближения вала и подшипника велик по сравне-
нию с площадью маслопротоков, но сильно ослабляет несущую спо-
собность масляного слоя при малых значениях hnin, так как проходные
сечения канавок при этом составляют большой процент от живого
сечения зазора (фиг. 59). Для увеличения надежности работы подшип-
ника выгодно придавать поверхностям трения наибольшую гладкость-
50
б) Степень точности цилиндрических поверхностей вала и
пдшипника. Конусность, эллиптичность вала и подшипника, кольце-
11 те выпучины на валу, несовпадение осей опорных шеек вала и т. д.,
Берекосы при монтаже—все это благоприятствует местному разруше-
нию масляной пленки. Отсюда вытекает второе основное требование
подшипникам-—наибольшая возможная точность изготовления вала
и подшипника и тщательность монтажа.
в) Деформация вала и подшипника под действием нагрузки.
ррогиб вала под влиянием нагрузки ведет к тем же последствиям
что и в предыдущем случае—к местному разрушению масляной пленки.
Фиг. 59. Продольный разрез ше-
роховатости поверхности вала и
подшипника.
Для предотвращения прогиба следует
обеспечивать достаточную жесткость
шеек вала. Последнее достигается уве-
личением отношения -у . Короткие
подшипники, как правило, выдержи-
вают большие удельные нагрузки.
г) Неравномерная деформация
подшипника под действием повышен-
ной температуры. Это явление можно
устранить правильным выбором мате-
риала цапфы и подшипника, улучше-
нием теплопередачи и созданием равномерной жесткости подшипника
во всех направлениях.
д) Присутствие грязи в масле. Размер твердых примесей в масле—
металлических стружек, частиц кокса и т. д. может превысить вели-
чину hmin. В этом случае в подшипнике возникает полная картина
полужидкостного трения со всеми последствиями. Если полная очистка
масла невозможна по условиям эксплоатации, то при расчете следует
брать более высокие значения hmin.
Критическая толщина масляного слоя homin на практике колеблется
в пределах 0,002 0,01 мм.
Во избежание возникновения полужидкостного трения расчетное
значение hmin принимают обычно равным 0,01-г-0,02 мм.
По уравнению (45):
, у. • п Id3 у.п d~
hmin = ---T—const =-4--—7—const.
m,n P be k be
Как видно из этого выражения величина hmin для подшипников
Данного размера (при d, &, с — const) пропорциональна величине-^-,
которую называют характеристикой режима подшипника и
°бозначают сокращенно символом к.
П. И. Орлов [27] предложил называть коэфициентом надежности
Подшипника отношение х = ^-, где \кр— критическое значение харак-
теристики режима, при котором подшипник переходит в область
р,-'^’Жидкостного трения и при котором, следовательно, hmin = h0 mt„.
^Ри расчете подшипника рекомендуется выбирать значение * не
кд*
SI
Сила трения подшипника
Сила жидкостного трения непосредственно не зависит от нагрузки,
действующей на скользящее тело, а зависит от абсолютной вязкости
смазывающей жидкости, от площади скользящего тела, от скорости
скольжения и от толщины смазывающего слоя жидкости. Однако
считают удобным, по аналогии со случаем сухого трения, силу трения
подшипника (силу жидкостного трения) выражать как произведение
нагрузки и коэфициента трения. Коэфициент трения в данном случае
имеет несколько искусственный характер. Он может быть определен
аналитически и опытным путем как частное от деления силы трения
на нагрузку.
П. И. Орлов [8] аналитическим путем вывел следующее уравне-
ние для коэфициента трения полного цилиндрического подшипника
с учетом трения в нагруженной и ненагруженной части подшипника:
Л = 3,36- 10-94х + 0,55(4У'5А, (46)
где d — диаметр цапфы в мм,
к — диаметральный зазор подшипника в мм,
I — длина рабочей чДсти цапфы в мм,
к — характеристика режима работы подшипника равная
, .__р - п сантипуаз об/мин 4 .
k KZ/CM1 ' ' I
/ d V-5
Поправка I -у I в уравнении (46) вводится только для значе-
„ I
нии , меньших единицы.
а
Результаты подсчета но этой формуле хорошо совпадают с опыт-
ными данными.
Сила трения подшипника равна:
T=frP= 3,36 Ю"9-^ + 0,55^4) ' 4' р (48)
где Р — нагрузка на подшипник в кг.
Мощность трения
Мощность, затрачиваемая на трение ц подшипнике, равна:
N — Тг'- — 1T-dn- Гл с 1 (49)
гц~ 75 — 75- 60 1 J
Мощность трения всего коленчатого вала двигателя равна:
Nr = V Nr . (50)
Сила трения подшипника приблизительно пропорциональна числу
оборотов вала, мощность трения в свою очередь пропорциональна
числу оборотов вала (уравнение 49). Поэтому мощность трения колен'
тОГо вала приблизительно пропорциональна квадрату числа оборо-
4 Б. Это подтверждается данными, полученными Фоминым и Коко-
5рвым при пР0КРУчиванин коленчатого вала двигателя М-5 и Холл-
£котт (фиг. 60).
Тепло трения
Тепло, выделяющееся в единицу времени при трении вала в под-
шипнике равно:
„ 632 .. \ Кал'
Q'» = 3600 ^ ~ек <51)
З^есь Nr —мощность трения цапфы в л. с.,
632^
3600— теплов°й эквивалент работы одной лошадинной силы в
Кал
секунду в ---------.
J J л.с. сек
Тепло трения коленчатого вала очевидно будет больше в z раз,
аде z — число подшипников коленчатого вала.
Диаграмма Герси
Герси (Hersey, М. D.) [8] в 1915 г. предложил выражать коэфициент
трения подшипника fi в функции характеристики режима подшипника
. _ р./г
Т
«ика в разных фазах. Левая
Nr лс.
6,8
На фиг. 61 приведена типичная диаграмма Герси, полученная
экспериментальным путем.
Диаграмма Герси очень характерна и отражает работу подшип-
ветвь кривой соответствует фазе полу-
жидкостного трения. Точка перегиба
соответствует появлению жидкостного
слоя между цапфой и подшипником.
Правая ветвь изображает изменение
коэфициента трения в жидкостной
4,0
дг
г,4
1.6
6.8
О
Фиг. 61. Коэфициент трения скользя-
щего подшипника в функции ха-
рактеристики режима.
6 WOt 800 /200 1600 2006
об/мин.
60‘ Мощность трения коренных
°Р коленчатого вала в функции
числа оборотов (tM = 75 ’С).
53
Характеристика режима подшипника, соответствующая точке пе-
региба, называется критической и обозначается Хкр. Нормально под»
шипник работает в фазе жидкостного трения. Характеристика режима
при этом к > \кр.
Из уравнений (39) и (45) находим зависимость характеристики
режима подшипника от геометрических размеров подшипника. При-
водим ее в виде уравнения, удобного для расчетов
__1g . iQ8 hmin^c \ ^антипуаз об/мин
rf2
(52)
кг! см2
Здесь hmin — минимальный зазор в мм,
Д— диаметральный зазор подшипника в мм,
d — диаметр цапфы в мм,
с — поправка Гюмбеля на истечение масла с торцов.
По аналогии с уравнением (52) можно написать уравнение дляХ :
hominkc Г сантипуаз об/мин '
Хкр = 18-10«
Kl/CM2
(53)
Коэфициент надежности подшипника равен
__ __ hmin
^кр
Заметим, что вторая часть равенства верна лишь в диапазоне
X > 0,5 (hmin < 0,58), так как в уравнение (43), лежащее в основе урав-
нений (52) и (53), введена вместо истинного значения отвлеченной ,на-
., и, 1>04 с '
грузки k эмпирическое выражение k = ——у-, приближенно верное
лишь при х > 0,5 (фиг. 57).
Поэтому коэфициент надежности, вообще говоря, предпочтитель-
X
нее определять как отношение—— .
гт ^'{р
Диаграмма Герси наглядно показывает интересную особенность
скользящего подшипника, состоящую в том, что подшипник стре-
мится автоматически поддерживать определенный равновесный режим,
сопротивляясь всяким возмущающим факторам. Для примера рас-
смотрим следующий случай.
Допустим, что подшипник (фиг. 61) работает при установившемся
режиме, например,Х= 1200 с достаточным коэфициентом надежности
х — -т— = -„гтг- = 4,8. Коэфициент трения при этом режиме равен 0,0048
(точка а). Допустим теперь, что в работу подшипника врывается воз-
мущающий фактор, например, местный нагрев, повышающий темпера-
туру масла. С повышением температуры масла уменьшается его вяз-
кость и, следовательно, уменьшается X. Обращаясь к диаграмме Герси,
мы видим, что с уменьшением X уменьшается коэфициент трения под-
шипника /f, а, следовательно, при неизменной нагрузке на подшипник
уменьшается и сила трения Т и тепло трения цапфы Q,i/( . Следова-
тельно, уменьшается общий нагрев масла в подшипнике, в результате
чего вязкость масла увеличивается и характеристика режима снова
увеличивается, стремясь к прежней величине.
54
рее это действительно только в том случае, если временные коле-
бания не ВЬ1Х°ДЯТ за область жидкостного трения.
’’ Если же к перейдет за 1кр, то наступает разрыв масляного слоя
подшипник переходит в фазу полужидкостного трения. Коэфициент
пения при этом резко возрастает (фиг. 61), тепловыделение в подшип-
нике увеличивается и подшипник перегревается.
Тепловой баланс подшипника
Мощность трения подшипника превращается в тепло. Тепло тре-
ния частично отводится через цапфу и подшипник в окружающую
атмосферу, главным-же образом поглощается смазывающим маслом.
Уравнение теплового баланса подшипника имеет следующий вид:
где №>Гц—тепло трения, отведенное маслам,
(1—P)QZ(J — тепло трения, отведенное через вал и корпус подшипника.
Так как тепло, уносимое маслом, значительно больше тепла тре-
ния, отводимого в окружающую атмосферу, то р ~ 1, за исключением
специальных случаев, когда в конструкции мотора предусмотрено спе-
циальное охлаждение подшипников (например, воздухом как у двига-
теля М-100).
Можно в первом приближении считать, что все тепло трения под-
шипника отводится маслом и 1.
В таком случае уравнение баланса напишется в следующем виде:
О ---- ^ц!мСМ 44 ._4 \
~ 1000 вЫХ вх>
’ Кал '
сек
где VG — объем масла, протекающего через подшипник в см3/сек,
1м ~ удельный вес масла в кг!л,
Кал
см — теплоемкость масла в —>
KZ, Lu
^еых — температура выходящего из подшипника масла в °C,
tax — температура входящего в подшипник масла в °C
или
А ~ 1000 4 t,lxi сек ’ ( •
где -в^——-------средняя температура масла в подшипнике в °C.
Подставляя в уравнение (54) вместо Q, его значение из уравне
Ния (51), получаем 4
632 PfvT-.dn _ JKjybAj/f )
3600 75-60 1000 4
сг> Принимая см и в первом приближении постоянными, находим
РеДнюю температуру подшипника:
__ at Pf\n , z
4 “ bt V4 Н вх’
(55)
55
где
и
п _ 0,1755 . r.d
75.60
^ = 2
1000
Анализируя уравнение (55) приходим к следующему заключению;
при прочих равных условиях средняя температура масла в подшиц-
Фиг. 62. Типичная полярная диаграмма сил, действующих на
коренную шейку V-обрааного 12-цилиндрового двигателя
(Кертисс „Конкверор" V-1570).
нике пропорциональна коэфициенту трения (и, следовательно, уве-
личивается с увеличением характеристики режима подшипника X), про-
порциональна нагрузке Р, числу оборотов п и обратно пропорцио-
нальна количеству масла, протекающего через подшипник V4.
56
Расчет подшипника
В изложенной выше теории скользящего подшипника нагрузка
предполагается постоянной по величине и направлению. Предпола-
г- ется, что подшипник неподвижен, а цапфа вращается с постоянной
скоростью.
Рассмотрим диаграммы сил, действующих на шейки коленчатых
,.пов авиационных двигателей. На фиг. 62 представлена характер-
ная полярная диаграмма сил, действующих на коренную шейку колен-
чатого вала V-образного 12-ти цилиндрового двигателя. Из диаграммы
Фиг. 63. Типичная полярная диаграмма сил. действую-
щих на нижнюю головку шатуна рядного V-образного
12-цилиндрового двигателя (Кертисс „Конкверор" V-1570,
п = 2400 об/мин).
можно видеть, что на шейку действует сила, представляющая вектор,
величина которого при повороте коленчатого вала на угол 100° ме-
няется от 940 кг (440°) до 3375 кг (540°) при 3000 об/мин, т. е. за
0,005 сек нагрузка возрастает приблизительно в 3,6 раза. Такую
нагрузку нужно отнести к ударной нагрузке.
Полярные диаграммы сил, действующих на шатунный подшип-
ник и на шатунную шейку того же IZ-образного двигателя приведены
на фиг. 63 и 64.
На фигуре 65 приведена характерная полярная диаграмма сил,
Действующих на шатунную шейку звездообразного двигателя. Сопо-
ставляя полярные диаграммы фиг. 64 и 65 приходим к выводу, что
нагрузка на шатунную шейку звездообразного двигателя меньше из-
меняется по величине и направлению, чем на шатунную шейку ряд-
н°го двигателя.
57
Из приведенных полярных диаграмм видно, что нагрузка подщ^
ников коленчатого вала авиационного двигателя переменна как
в еличине, так и по направлению. Движение же поверхностей в Шатуц!
ных подшипниках имеет сложный хд
рактер. Помимо вращения цапфы п0„
шипник совершает колебательное Д£>ц.
Фиг. 64. Типичная полярная диаг-
рамма сил, действующих на ша-
тунную шейку рядного V-образ-
ного 12 цилиндрового двигателя
(Кертисс ,Конкверор“ V-1570,
п = 2400 об/мин).
ются на основе расчета
жений.
на прочность
жение.
Вследствие этого расчет под.
шипников коленчатого вала по выве-
денным формулам следует рассмат-
ривать лишь как первое приближение.
Анализируя случай ударной наг-
рузки, действующей на вращающийся
вал и случай вращающегося вектора
нагрузки, можно прийти к выводу,
что ударная нагрузка вызывает уве-
личение давления в масляной пленке
по сравнению с постоянной нагрузкой,
а вращение вектора нагрузки вызы-
вает перемещение области давления
по периферии со скоростью равной
угловой скорости вращения вектора
нагрузки [41].
За расчетную нагрузку целесооб-
разно принимать максимальную силу
полярной диаграммы, которая опре-
деляет наименьшую толщину масля-
ного слоя в подшипнике.
Последовательность расчета под-
шипника следующая:
1. Диаметр цапфы и отношение
длины цапфы к диаметру определя-
конструктивных сообра-
и из
В среднем:
а) для коренных (опорных) шеек
d = 0,5-;-0,6i/,{
~ = 0,4 ч- 0,8,
а
б) для шатунных шеек
d = 0,4-е 0,55
-4 = 0,6-:-1,12,
а,
где d4— диаметр цилиндра в мм.
2 . Диаметральный зазор подшипника А определяется по ОСТ'У-
Вообще говоря Д = а Yd, где а имеет следующее значение: для ходе'
вой посадки « = 0,007, для легкоходовой «--0,011, для широкохоДО'
вой посадки « = 0,016.
58
пйсло оборотов вала и нагрузка обычно заданы.
3 Задаваясь средней температурой масла в подшипнике ttl и зная
,аСЛа, по диаграмме фиг. 9 или по формуле (15), или (16), или (17>
с°РД определяют вязкость масла в рабочих условиях.
и (°’
МО
го
МО
340
180
60
ЗбОРру

кмакс=5300/(г \
Кср’М00кг
I t
' !r
на шатунную

фиг. 65. Типичная полярная диаграмма сил, действующих
шейку звездообразного двигателя.
Ного 4. По уравнению (45) определяется минимальная толщина масля-
5. Критический зазор hOmin оценивается в зависимости от каче-
в ®рем°нтажа, совершенства обработки шейки и вкладышей и т. д-
ho . = 0,005 ч-0,008 мм.
°тгп ’
69'
6. По уравнению X— определяется характеристика режиь^
подшипника X, а по уравнению (53) критическая характеристика
7. По X и Хкр определяют коэфициент надежности х = —.
л«р
8. Если коэфициент надежности недостаточен (меньше 2—3), То
уменьшают k, увеличивают I и d до получения нужного результата.
Задача может стоять иначе. Иногда задана минимальная толщина
• масляной пленки и требуется определить допустимую при данных раз.
мерах подшипника нагрузку и т. д.
При более точном расчете составляется тепловой баланс подшип-
ника с целью проверки средней температуры масла в подшипнике.
Для составления теплового баланса подшипника нужно знать
количество протекающего через него масла.
По Орлову [41] количество масла, протекающего через подшип-
ник, равно:
УЦ=У'+У
см?
сек
где V—количество масла, протекающего через нагруженную часть
подшипника, равное:
Т/ЩЛ о ^°'Я Д2’2СМЦ /ссч
V-°’8----ХОТ—[с-^р <56)
где I — рабочая длина шейки в мм,
, [, d \0,ь
с = 1 —поправка на конечную длину подшипника.
Остальные обозначения прежние.
Количество масла, протекающего через ненагруженную часть
подшипника V" равно:
ДМр о"
К" = 2,5. 10е ' "
i/0’4 р ХОД
CMS
сек
кг
где рм — давление подачи масла в —7,
см-
I d V-2
—поправка на конечную длину подшипника. Все
другие обозначения и размерности прежние.
Коэфициент трения// подшипника определяется по уравнению (46),
а тепло трения Qr(i по уравнению (51).
Средняя температура масла в подшипнике определяется по
формуле (55). Если полученное значение t4 не совпадает с температу-
рой, которой задавались в начале расчета, то производят новый расчет,
полагая в основу его t^, определенную из уравнения теплового баланса.
Так поступают до тех пор, пока не получат полного совпадения.
Для большей надежности расчета рекомендуются при определе-
нии диаметрального зазора д учитывать расширение цапфы и вкла-
дыша от нагрева. Коэфициент трения и количество протекающего
масла рекомендуется подсчитывать без учета износа.
60
Изменение зазора подшипника в эксплоатации
В процессе работы двигателя зазоры в подшипниках постепенно’
щчиваются. В полужидкостной фазе зазор увеличивается вслед-
вне непосредственного соприкосновения скользящих поверхностей.
Увеличение зазора в жидкостной фазе работы подшипника объяс-
няется следующим образом. В начале под влиянием нагрузки происхо-
дит осадка материала вкладышей. Это явление наблюдается как у
баббитовых вкладышей, так и у вкладышей из свинцовых бронз.
р!знос в процессе нормальной работы подшипника объясняется цара-
паюшим действием мелких твердых частиц, присутствующих в масле.
Фомин и Кокорев [16] путем взвешивания и обмера деталей под-
во время работы вследствие
шипника, проследили изменение зазора
Фиг. 66. Изменение зазора в коренных
подшипниках мотора М-5 в зависимости
от числа часов работы двигателя.
Фиг. 67. Изменение мощности
трения коренных подшипни-
ков мотора М-5 в зависи-
мости от зазора.
уплотнения и износа материала. Результаты этого исследования при-
ведены на фиг. 66, где по оси абсцисс отложены часы работы двига-
теля, а по оси ординат—увеличение зазора.
Фомин и Кокорев наблюдали также, что с увеличением износа
подшипников мощность трения коленчатог о вала уменьшается. Зави-
симость эта приведена на фиг. 67.
Влияние температуры масла на мощность трения коленчатого вала
По уравнениям (47), (48), (49) и (50) видно, что мощность тре-
ния коленчатого вала NrKe прямо пропорциональна вязкости масла ц,
которая, в свою очередь, зависит от температуры. Таким образом можно
ожидать уменьшения мощности трения коленчатого вала с увеличе-
нием средней температуры tlt масла в подшипнике и обратно. Иссле-
дования Фомина I! Кокорева, результат которых показан на фиг. 68,
подтверждает это-
Зависимость несущей силы подшипника от зазора и температуры масла
Несмотря на то, что мощность трения коленчатого вала с увели-
чением зазоров уменьшается, увеличение зазоров в подшипнике нельзя
считать целесообразным.
Из уравнения (45) видно, что поддерживающая сила и толщина
Масляного слоя в точке наибольшего сближения вала и подшипника ч
°братно пропорциональны зазору. Правда, с увеличением зазора уве-
личивается количество масла, протекающего через подшипник, благо-
61
.даря чему температура подшипника снижается, что несколько компецш
сирует падение поддерживающей силы.
Все же чрезмерное увеличение зазора может привести к тому
-что вал под действием нагрузки начнет соприкасаться с поверхность^
подшипника и последний перейдет в
фазу полужидкостного трения.
От ударной нагрузки при вспыщ.
Фиг. 68. Зависимость мощности тре-
ния коренных подшипников колен-
чатого вала от средней темпера-
туры масла.
ке подшипник начинает „стучать", За.
зор в подшипнике от этого возрастает
еще больше.
Температура масла в подшипни-
ках коленчатого вала также сущест-
венно влияет на мощность трения и
на несущую способность подшипника.
Поддерживающая сила подшипника и
мощность трения прямо пропорцио-
нальны абсолютной вязкости масла.
Уменьшение температуры масла в под-
шипнике наряду с увеличением под-
держивающей силы подшипника резко
увеличивает мощность трения под-
шипника, что нельзя признать целесо-
образным. Поэтому температура подшипника должна находиться в
определенных пределах, устанавливаемых расчетом из условия наи-
большего повышения надежности подшипника при минимальной за-
трате мощности на трение.
Подвод масла и смазочные канавки в подшипниках
Масло в подшипниках выполняет не только функцию смазки,
но и, не менее важную, функцию охлаждения подшипника.
При конструиро-
вании нагруженных
подшипников следует
правильно подвести
масло и обеспечить
протекание его через
подшипник в количе-
стве, достаточном для
охлаждения.
В коренные под-
шипники коленчатого
вала масло подается
чаще всего через от-
верстия в центре вкла-
дыша, а в шатунные — Фиг. 69. Целесообразный ввод масла в подшипник,
через отверстия в ша-
тунной шейке вала. Масло следует вводить в ненагруженную об-
ласть, т*ам где зазор между валом и подшипником имеет наиболь-
шую величину. Если нагрузка переменна по направлению, то масло
следует подводить в область, в которой чаще всего господствует
низкое давление. На фиг. 69 показан правильный подвод масла.
Масло, вытекая из отверстия а под давлением, которое поддержи-
62
р лввод
Масла
Фиг. 70. Охлаждение
подшипника усиленной
циркуляцией масла.
рается в нагнетательной магистрали двигателя масляным насосом
Заполняет зазор А, поступает в нагруженную часть масляного зазора А•
излишек масла вытекает из области наиболь- Р
yjero зазора, охлаждая поверхность вала.
В многооборотных подшипниках, в кото-
рых выделяется большое количество тепла, с
целью более эффективного охлаждения подшип-
ников на вкладышах в ненагруженной области
делаются канавки и выборки (фиг. 70). Этот
способ не только улучшает охлаждение подшип-
ника, но и уменьшает трение. К сожалению,
эТот способ, дающий на практике отличные
результаты, не применим для подшипников, у
которых нагрузка переменна по направлению.
Канавки в нагруженной области не допу-
стимы, так как, сообщая область высокого дав-
ления с торцами подшипника (в случае про-
дольного направления канавок) и с областью низкого давления (в слг
шипнию “ КаНаЕ0К)’ °"И умеиьшают "«У«ую способность S
На фиг. 71 изображено давление4» в масляном слое подшип-
ника, разделенного кольцевой канавкой. Пунктирной линией пока-
зано давление в подшипнике без
канавки.
Фиг. 71. Ослабление несущей спо- Фиг. 72. Ослабление несущей
собности подшипника от кольце- способности подшипника от
вой канавки. продольных смазочных ка-
навок.
На фиг. 72 изображено влияние продольных канавок на давление
в масляном слое.
Антифрикционные материалы
Из анализа работы подшипника в области жидкого трения можно
На первый взгляд сделать заключение, будто материал подшипника
н вала не играет никакой роли в смазке, пока металлические поверх-
ности разделены непрерывным слоем масла.
63
На самом деле материал подшипника и вала имеет огромЙОе
значение. Неправильный подбор материала вала и подшипника сплощь
и рядом делает неработоспособным даже подшипник, рассчитанный ца
работу в области жидкостной смазки.
Для изготовления подшипников и валов пригодны материалы
обладающие достаточно высокой механической прочностью, сопроти!
влением усталости, обрабатываемостью, теплопроводностью, сродством
к маслу и отличающиеся химической нейтральностью.
Главное же значение имеет материал вала и подшипника в области
полусухого и полужидкостного трения, от которого не свободен ни
один подшипник. Кроме пусковых периодов, когда подшипник не-
избежно проходит фазу полужидкостного трения, полусухое или
полужидкостное трение появляется местами или на всем протяжении
опорной поверхности подшипника от ряда причин: от деформации
вала и подшипника, попадания грязи в масло, временного уменьшения
или прекращения подачи масла и т. д. Как только поверхности вала
и подшипника входят в соприкосновение, на первый план выступают
следующие свойства материалов:
1) Коэфициент сухого трения, определяющий величину тепло-
выделения при полусухом и полужидкостном трении, а следовательно,
и работоспособность подшипника в условиях недостаточной смазки,
2) сопротивление истиранию и 3) отсутствие склонности к заеданию,
т. е. к свариванию трущихся поверхностей при непосредственном
соприкосновении в условиях высокой температуры.
Последнее явление заключается в переносе частиц одного металла
на другой. Прилипшие частицы вызывают наволакивание новых частиц,
пока поверхность не становится настолько неровной, что подшипник
„схватывает". Чаще всего это явление можно наблюдать при работе
незакаленного стального вала по твердой бронзе. Поверхность такого
вала после перегрева и заедания бывает иногда сплошь покрыта слоем
бронзы. Сваривание происходит легче между одинаковыми материалами,
молекулы которых обладают большим сродством друг к другу-
Наиболее склонны к заеданию поверхности одинаковой твердости,
с однородным строением и обладающие значительной пластичностью.
Менее склонны к заеданию твердые поверхности разнородной струк-
туры, скользящие по поверхностям из другого металла, меньшей
твердости и также обладающего неоднородной структурой.
В смазочной технике совершенно не применяются подшипники
и валы из одного и того же металла. Исключение составляет чугун,
который может работать по чугуну (например, чугунные поршни и
поршневые кольца по чугунному цилиндру). Материалы подшипника
и вала, как правило, должны обладать разной твердостью. По сообра-
жениям прочности, из твердого материала обыкновенно делается вал,
а подшипник делается из мягкого материала.
Антифрикционные пары. Совокупность всех перечисленных
свойств низкий коэфициент трения, сопротивление истиранию, отсуТ'
ствие склонности к свариванию, способность прирабатываться, срод-
ство к маслу и т. д., называется антифрикционными качествам!^
материала. Для правильной работы материалы вала и подшипника
должны образовывать антифрикционную пару. Это значит, что они
должны обладать различной твердостью, низким коэфициентом трения
при скольжении друг по другу и не должны обладать физико-хими-
ческим сродством, обусловливающим склонность к заеданию.
64
рИ скольжении друг по другу и не должны обладать физико-хими-
ческим средством, обусловливающим склонность к заеданию.
Баббит. В 1839 г. американец Баббит предложил для заливки
подшипников сплав из олова, сурьмы и меди, который был назван
его именем. В настоящее время баббитами называются белые анти-
фрикционные сплавы разнообразного состава, которые кроме основных
составляющих—олова, сурьмы и меди—содержат свинец, цинк, никель,
алюминий, кадмий, висмут, железо, кальций, натрий, барий и другие
металлы, вводимые в сплав для получения нужной структуры и меха-
нических качеств, устранения ликвации и т. д.
Антифрикционные свойства баббита обязаны его структуре, со-
стоящей из твердых зерен, вкрапленных в пластическую массу (правило
Шарли). Твердые зерна несут нагрузку, пластичная масса распреде-
ляет давление равномерно по всей опорной поверхности и позволяет
устранять ее неровности. В обыкновенном оловянном баббите твердая
структурная составляющая состоит из сурьмы или твердого раствора
олово-сурьма. Иногда твердых составляющих бывает несколько. Твер-
дые структурные составляющие обычно занимают до ЗО°/о опорной
площади.
Баббит дает со сталью очень низкий коэфициент трения и в силу
своей пластичности хорошо прирабатывается к валу, приобретая со
временем большую гладкость. Мягкость баббита делает относительно
безопасным присутствие в масле твердых частиц (песчинки, металли-
ческие опилки, коксовые частицы). Они впрессовываются в баббитовую
подушку и становятся относительно безвредными для подшипника.
Баббитовые подшипники могут работать при значительно более тон-
кой мясляной пленке и, следовательно, при большем коэфициенте
надежности, чем бронзовые подшипники. Полусухое трение баббито-
вые подшипники переносят лучше, чем бронзовые.
Являясь превосходным антифрикционным материалом для неболь-
ших и средних нагрузок, баббиты не могут выдерживать очень боль-
ших давлений. Причина этого заключается в низком пределе текучести
баббита и в малом сопротивлении усталости, которые к тому же
сильно падают с увеличением температуры.
Другим недостатком баббита является чувствительность к повтор-
ному изгибу, какой наблюдается при переменной нагрузке и при не-
достаточной жесткости корпуса подшипника. Особенно резко этот
недостаток сказывается при повышенных температурах. Обычная
болезнь баббитовых подшипников — явление усталости, выражаю-
щееся в растрескивании баббитовой заливки и отслаивании кусочков
баббита.
Бронзы. Антифрикционные бронзы представляют собой сплавы
меди и олова с добавлением цинка, свинца и других элементов (сурьма,
марганец, железо, висмут, мышьяк, фосфор и т. д.), которые могут
быть существенными или случайными примесями.
Среди антифрикционных бронз наиболее распространены оло-
вянно-фосфористые бронзы, примерно, следующего состава: 85—92°/0 Си;
10°/oSn и 0,4—О,9°/о Р.
Антифрикционные бронзы по структуре в большинстве случаев
Удовлетворяют правилу Шарпи, представляя собой пластичную массу
с равномерно распределенными твердыми составляющими.
Твердость антифрикционных бронз медленно падает с повыше-
Ием температуры. Антифрикционные качества бронз вообще хуже,
5 Г. в. Миллер. 65
чем баббита, главным образом благодаря большей их твердости и
меньшего сродства к маслу. По твердости и характеру применения ан-
тифрикционные бронзы можно разделить на следующие четыре группы:
1. Твердая вязкая бронза типа адмиралтейскогб металла. При-'
меняется для больших удельных давлений, при очень хорошей смазке
и умеренной скорости движения, например, при качающемся движении.
Антифрикционные качества невысоки.
2. Бронзы средней твердости, применяемые при обычных усло-
виях смазки, для средней нагрузки при умеренной или повышенной
скорости вращения. К этой группе принадлежат оловянистые бронзы,
к которым добавляется большее или меньшее количество свинца для
улучшения антифрикционных качеств.
3. Полупластичные бронзы. Отличаются повышенным содержанием
свинца, малой прочностью и низким коэфициентом трения. Употребля-
ются при малых нагрузках, при большей скорости вращения, при
средней и недостаточной смазке. Некоторые сорта полупластичных
бронз могут работать на водяной смазке.
4. Пластичные бронзы. Это—высокосвинцовистые бронзы с содер-
жанием свинца до 30—4О°/о. Прочность их невелика, и они могут
употребляться только для заливки стальных вкладышей. Толщина слоя
заливки обычно 0,7—1 мм. Вкладыши, залитые пластичной бронзой
обрабатываются алмазными или победитовыми резцами при высокой
скорости резания.
Бронзы этого класса отличаются пластичностью, низким коэфи-
циентом трения, хорошо переносят полусухое трение и по своим
качествам стоят посредине между обыкновенными твердыми бронзами
и баббитами. •
Высокосвинцовистая бронза неуклонно вытесняет баббит в авиа-
ционном и автомобильном моторостроении, так как при правильном
конструктивном выполнении и надлежащем качестве масла подшипники
с заливкой из свинцовистой бронзы допускают увеличение числа обо-
ротов и нагрузки. Условия успешного применения свинцовистой бронзы
состоят в правильной подготовке поверхности подшипника, устранении
мельчайших неровностей при окончательной стадии обработки, увели-
чении давления подачи масла, увеличении поверхностной твердости
вала, увеличении зазора в подшипнике и тщательной фильтрации
масла.
Чугун. Серый чугун обладает прекрасными антифрикционными
качествами благодаря присутствию в нем свободного графита. Наи-
лучшими антифрикционными качествами и вместе с тем наибольшей
твердостью среди серых чугунов обладают чугуны перлитового
строения с тонко распределенными включениями графита.
Чугун, как антифрикционный материал, обладает, однако, крупным
недостатком — отсутствием пластичности и хрупкостью, которые исклю-
чают его применение для тяжело нагруженных подшипников.
В авиамоторостроении чугун применяется для поршневых
колец, втулок верхней головки шатунов, направляющих клапанов
и т. д.
Задача 9. Произвести поверочный расчет коренного подшипника
авиационного двигателя. Подшипник нагружен силой 3500 кг. Диаметр
шейки вала 95 мм, рабочая длина шейки 58 мм. Число оборотов
, _пп об „ _ кг
вала п=1/90 -. Давление подачи масла 7 ---.
мин см*
66
Температура входящего масла £ev = 65° С. Масло авиацион-
ное — ААС.
Решение. Отношение l[d равно:
По ОСТ диаметральный зазор для легкоходовой посадки:
А = 0,011 /95 = 0,107 мм.
Положим, что средняя температура масла в подшипнике равна:
4-х 75° С.
Вязкость масла ААС при этой температуре, по фиг. 9 равна
53 сантипуазам.
Максимальная толщина масляного слоя по уравнению (45) равна:
_ 5,55 53 1790 • 58 • 95* _ПП97
Л,л!л — 10i2 35оО . 0,107(1 + 95/58) — и>и27 мм-
Удельное давление в подшипнике равно:
к Р_____ 3500 к кг
Id ~ 5,8 • 9,5 ~ ’ см* '
Характеристика режима подшипника при
п = 1790
об
мин
; _ pz А _ 53 • 1790 _1ЛПЛ сантипуаз об/мин
Л — , /ь — — 1+У+ - р •
к 63,5 кг/см*
Критическую толщину масляного слоя homin для коренных под-
шипников авиационного двигателя можно считать равной 0,01 мм.
Критическая характеристика по уравнению (53) равна:
X =18- Ю8,
где
с=ы4=1++-=2.«:
тогда
X. — is ю8 0*01 ‘ 0’1 в? ‘ 2,64 _ 555 сантипуаз об/мин
кр 95а “ кг[см2 '
Коэфициент надежности равен:
X
1494 о «
,1 = Т——565- = 2>65-
5*
67
с = 3,36- 10 а + 0,55
Коэфициент трения шейки вала по уравнению (46):
rfV-5 Л .
L
d ’
// = 3,36 10- s о 1494 + 0,55
1
0,61
i,5 о 107
-/г—= 0,00576.
95
Мощность трения подшипника по уравнению (48) и (49) равна:
ffPitdn 0,00576 • 3500 - 3,14 • 0,095 • 1790 ооп
N' ‘ = 75 -• -С =-----------75 "W--------------= 2’39 Л- С-
Эквивалентное секундное тепло трения:
Qrn = 0,1755 Nr = 0,1755 2,39 = 0,418 Я—
! ! сек
Количество масла, протекающего через подшипник:

950'8 0,1072-3 3,255 • 1790 0,1073-4 • 7 • 4 87
’ 14940’6 + ,5 • 10 95„ 4 . 53 1 4940;2 —
= 46,5 -^- = 2,8 - л— .
сек мин
Считая, что все тепло трения уносится маслом, определил?
:реднюю температуру масла в подшипнике.
т, Кал
Примем теплоемкость масла см — 0,52 —и удельный вес
масла при 75° С ~(м = 0,86
тогда
t - low ,
ч- ЪмсмУц +tex
или
, 0,418-1000 ^Рг7г1оГ
ц~ 2 • 0,86 • 0,52 • 46,-г + ~ ’
Совпадение с принятым значением 7^ = 75 °C почти полное. По-
этому пересчет излишен.
Температура выходящего из подшипника масла равна:
^ЫЛ = 2 -75 — 65 = 85 °C.
Задача 10. Определить мощность и тепло трения коленчатого вала
двигателя М-5 при 1700 об/мин. Коленчатый вал имеет 7 опорных
шеек и 6 шатунных. Диаметр опорных шеек 66,5 мм, рабочая длина
50,8 мм. Диаметр шатунных шеек 76 мм, длина — 56 мм. Диаме-
тральный зазор в подшипниках Д = 0,1 мм. Средняя нагрузка на
коренные и шатунные шейки равна 1800 кг. Средняя температура
масла в подшипниках 70 °C. Масло—кастроль.
68
решение. Вязкость масла при 70э С по фиг. 9 равна 60 санти-
удельное давление:
для коренных шеек:
k
Р __1800 _ JC2 .
dl 6,65“ 5,08 ~ ’ см2 ’
пЛя шатунных шеек:
1800
7,6 • 5,6
= 42,3-^-
см2-
для
Характеристика
коренных шеек
режима:
х _ уп __ 60 • 1700 _
k 53,25 ’
для
шатунных шеек
, 60-1700 О.1С
Х = -42?—=2415'
Коэфициенты трения определим по уравнению (46):
Л-3,36- 10“94-к+0,55(4- -=;
J Д \ I ] а
для опорных шеек:
Л = 3,36 • 1О-94гГ-1913 + 0,55 (^тпгУ’5-^- = 0,005495;
0,1 50,8 ] 66,5
для шатунных шеек:
7(3 / 7R V,5 0 1
Л = 3,36 • 10“® 2415 + 0,55 ( = 0,007305.
0,1 \ оЬ / /о
Мощность трения определяем по уравнению
f-fPr.dn
60'
[л. с.].

Мощность трения коренной шейки:
.. _ 0,005495 • 1800 • 3,14 - 0,0665 - 1700
гч ~ 75 - 60
= 0,781 л. с.
Мощность трения шатунной шейки:
л, 0,007305 • 1800- 3,14 • 0,076 • 1700 . 1ОК
N, =— ------------——„„-------------- =1,185 л. с.
75 • 60
Мощность трения коленчатого вала:
NrKe N' и ~7 ' 0)781 + 6 ’ 1)185 =5>46 + 7)1 = 12)56 Л- с’
Часовое эквивалентное тепло трения коленчатого вала:
Qr =632Д/ =632- 12,56 = 7940-^^-.
69
5. Трение в подшипниках качения
Конструкция подшипника качения изображена на фиг. 73.
На цапфу вала насаживается кольцо 2 из закаленной стали (внутрен-
нее кольцо подшипника), в опорную поверхность устанавливается другое
кольцо 1 (внешнее кольцо подшипника).
Кольца разделены шариками 3 (или роликами)
из твердой закаленной стали. Шарики катятся
по беговым дорожкам 4 и 5 специального
профиля.
Фиг. 73. Подшипник каче-
ния.
Сила и мощность трения подшипников качения
При качении катков (шариков или роли-
ков) по беговым дорожкам возникает сопро-
тивление, которое следует закону трения
качения, рассмотренному выше (стр. 28).
Сила трения в подшипнике качения мо-
жет быть определена по уравнению (24). Для
вычисления ее нужно знать число катков,
их размер, коэфициент трения /3 второго
рода и распределение нагрузки между отдель-
ными катками.
На практике силу трения в подшипни-
ках качения определяют из выражения:
Тг=Г2Р[кг],
где Тг—сила трения подшипника качения в кг,
Р—нагрузка на подшипник в кг,
— коэфициент трения подшипника качения (безразмерная вели-
чина).
Коэфициент трения подшипников качения в среднем значительно
меньше коэфициента трения подшипников скольжения. Шариковый
подшипник среднего размера при умеренной смазке имеет коэфициент
трения 0,0005 — 0,003. Коэфициент трения роликового подшипника
больше на 30 — 50’/о.
Законы трения подшипников качения можно сформулировать
следующим образом.
1. 'Коэфициент трения подшипников качения практически не за-
висит от нагрузки, хотя несколько уменьшается с увеличением на-
грузки.
2. Коэфициент трения подшипников качения практически постоя-
нен при всех скоростях вращения.
3. Коэфициент трения мало зависит от температуры подшип-
ника.
4. Коэфициент трения покоя практически равен коэфициенту
трения движения.
5. Износ шариков, если нет перегрузки, ничтожен.
6. При катках большего диаметра — трение меньше, чем при
катках меньшего диаметра.
70
Мощность трения подшипника качения определяется, аналогично
предыдущему’ по формуле:
где тг — сила трения подшипника качения, отнесенная к диаметру
цапфы в кг,
d — диаметр цапфы в м,
п — число оборотов цапфы в об/мин.
Смазка подшипников качения
Смазка в подшипниках качения служит:
1) для образования адсорбированных пленок, предупреждающих
непосредственное соприкосновение и износ поверхностей трения;
2) для предупреждения доступа воздуха и влаги к поверхностям
с целью предохранения последних от коррозии.
Для смазки подшипников качения требуется сравнительно не-
большое количество смазки. Смазывающее вещество должно обладать
свойством образовывать прочные адсорбированные пленки, т. е. быть
маслянистым.
Смазка не должна быть обильной во избежание повышения тре-
ния и перегрева подшипника.
Подшипники качения обладают рядом достоинств по сравнению
с подшипниками скольжения. Они не требуют обильного подвода
смазки, коэфициент трения их низок и не зависит от режима работы;
пусковое усилие у них не велико.
Этим достоинствам противостоят следующие недостатки: под-
шипники качения гораздо дороже скользящих подшипников, габариты
и вес их значительно больше, чем у подшипников скольжения. Под-
шипники качения не допускают разъема, как скользящие подшипники,
и монтаж их в некоторых случаях, особенно у многоколенных валов,
затруднителен. Эти недостатки ограничивают применение подшипни-
ков качения в авиации. Подшипники качения применяются на опор-
ных шейках коленчатых валов звездообразных авиационных моторов.
У некоторых рядных двигателей шатунные, а иногда и коренные
подшипники также шариковые или роликовые. Так, например, у двига-
теля М-17 шатунные подшипники роликовые, у двигателей Нэпир
»Лайон“ XI коленчатый вал монтирован на пяти роликовых подшипниках
(и одном скользящем), а у авиадизеля Мерседес—Бенц ОФ-2 корен-
ные и шатунные подшипники коленчатого вала роликовые.
Подшипники качения находят применение в качестве опор все-
возможных вспомогательных валиков, приводов и агрегатов и т. д.
6. Трение в зубчатых передачах
Шестеренчатые передачи широко применяются в авиационных
Двигателях.
В качестве примера можно привести редукторы числа оборотов,
которые применяются в тех случаях, когда число оборотов двигателя
не соответствует режиму наивыгоднейшей работы винта.
71
Трение зубьев [31]
74. Относительное движение
поверхностей эвольвентных зубьев.
Относительное скольжение
Зубья почти всех встречающихся шестеренчатых передач имеют
эвольвентный профиль. Рассмотрим кинематику эвольвентного заце-
пления.
На фигуре 74 начальная окружность ведущего колеса обозначена
через I—I, ведомого через II—II. Основные окружности обозначены
соответственно через 1—1 и 2—2.
Проведем линию зацепления п—п. Длина линии зацепления опре-
делится отрезком АВ, представляющим геометрическое место точек
соприкосновения сопряженных про-
филей при вращении зубчатых колес.
Рассмотрим движение сопряженных
эвольвентных профилей ab и а'Ь',
принадлежащих колесам I—I и II—II.
Рабочие участки рассматриваемых про-
филей на фигуре 74 отмечены штри-
ховкой. В момент начала зацепления
точки а и а' смежных профилей при-
дут в соприкосновение. Если повер-
нуть ведущее колесо 1—1 на угол о,
то в соприкосновение придут точки с
профилей. Точки соприкосновения
ведущего профиля ab прошли, часть
его передвинулась на длину ас, а
ведомого а'Ь' — на длину а'с. Так как
участки ас и а'с рабочих профилей
неодинаковы и оба участка были в
соприкосновении одно и то же время,
то, очевидно, имело место относитель-
ное скольжение их.
При дальнейшем поворачивании
ведущего колеса будет также проис-
ходить скольжение профилей на участ-
ках cb и cb'.
профилей на участке Ас линии заце-
пления может быть вычислено по уравнению,, которое выводится
в прикладной механике и имеет следующий вид:
= l (± + ±\
ds 3\ro^ RVJ ’
(58)
где dv — элементарное скольжение профилей,
ds — элемент дуги начальных окружностей,
13 — часть длины линии зацепления АВ, равная отрезку с А от
точки соприкосновения начальных окружностей до начала
зацепления,
го — радиус начальной окружности колеса I—I,
Ro — радиус начальной окружности колеса II—II.
Подобно этому может быть написано уравнение относительного
скольжения профилей на участке сВ линии зацепления АВ.
Уравнение (58) показывает, что при /3 — 0, т. е. когда профили
будут соприкасаться в точке с, относительного скольжения не будет,
а будет происходить только качение.
72
Фиг. 75. Типичный
износ эвольвент-
ного профиля.
где Рз — сила в кг, с которой
Фиг. 76. к анализу эвольвент-
ного зацепления.
Под влиянием трения эвольвентами профиль изнашивается и при-
нимает форму ai Р (фиг. 75).
Зубчатые передачи в двигателях обычно смазываются маслом,
которое образует на металлических поверхностях
зубьев прочные адсорбированные пленки.
Трение в зубчатых колесах вызывает износ и
потерю мощности. Плохо смазанные шестерни с
недостаточно гладкой поверхностью зубьев шумят
Или, как говорят, „ревут" при работе.
При недостаточно точном изготовлении профиля
шум шестеренчатых передач особенно увеличивается,
вследствие неравномерных вибраций зубьев. Умень-
шения шума можно достигнуть, увеличивая продол-
жительность зацепления, которая определяется отно-
шением длины линии зацепления к шагу зубьев,
применением винтовых зубьев (косой и шевронный зуб) и увеличе-
нием точности обработки зубьев.
Сила и мощность трения
При вращении колес на зубья действует сила Рз, направленная
по линии зацепления. По закону Кулона сила трения Тз равна:
Ts=fP3 [кг],
один зубец нажимает на другой, равная
Рз = -— [кг] ,
cos а 1
где Р—окружное усилие в кг,
а — угол зацепления (фиг. 76).
Коэфициент трения для обычных
зубчатых колес равен 0,1-н 0,25. Вели-
чина его зависит от твердости матери-
ала колес, от обработки профилей и от
характера смазки.
Направление силы трения все время
меняется. У ведущей шестерни сила тре-
ния в начальный момент соприкоснове-
ния зубьев направлена к основанию зу-
ба. В точке с сила трения меняет направ-
ление. У ведомой шестерни направление
силы трения обратное.
Мощность трения на зубьях может
быть определена по общим формулам,
если известны относительные скорости
скольжения профилей и распределение силы между одновременно
находящимися в зацеплении зубьями.
Мощность трения в редукторах авиационных двигателей на прак-
тике подсчитывают по упрощенной формуле, в которую входит коэфи-
циент полезного действия редуктора, учитывающий также трение
в Опорах:
Р^г ред ~ (1 Уред) Р’е
Где Чред— коэфициент полезного действия редуктора,
— эффективная мощность двигателя в л. с.
73
К. п. д. авиационных редукторов равен в среднем 0,97 — 0,98 й
зависит от конструкции редуктора, состояния поверхностей трения и
качества смазки. Мощность трения редуктора составляет 2—3°/
эффективной мощности двигателя.
При недостаточно тщательной обработке зубьев и недостаточной
смазке, к. п. д. передачи может упасть до 0,9 — 0,95. С износом зубьев;
к. в. д. уменьшается.
Смазка зубчатых колес
Смазка уменьшает трение зубчатых колес и отводит тепло трения.
При вычислении количества масла, необходимого для смазки редук-
торов, пренебрегают теплоотводом металлических деталей редуктора
и считают, что все тепло трения уносится маслом.
Секундное тепловыделение в редукторе равно:
Необходимая для теплоотвода секундная циркуляция масла равна
v _Q,ped ЮОО I CM3
P Ъ см At [ сек ’
г, Кал
где ред— тепло трения редуктора в——,
уЛ— удельный вес масла в кг!л,
Кал
с.. — теплоемкость масла в —г_,
кг С
At— перепад температуры масла в редукторе, равный:
д/ —/ ____/
—‘'вШ Лвл-
Здесь tex — температура масла, подводимого к шестерням в °C,
teblx— температура стекающего масла.
На практике At == 35° 50 ' при £ev —50-^60°С.
На фиг. 77 изображена схема смазки редуктора.
Мас^о подводится по трубке Т на фиг. 77 и через калиброванное
отверстие О вытекает на зубья А и В колес, поступая к точкам тре-
Фиг. 77. Смазка шестерен.
ния профилей. Секундный объем масла, вытекающего из калиброван-
ного отверстия, определяется известным из гидродинамики форму-
лам истечения вязкой жидкости.
74
7. Трение в двигателе
Трение является частью механических потерь в двигателе.
Механические потери
Мощность механических потерь можно разделить на три группы.
1. Мощность трения кривошипно-поршневой группы Nr которая
слагается из мощности трения колец, поршней и коленчатого вала.
2. Мощность, затрачиваемая на привод вспомогательных меха-
низмов — ^распределительного механизма,магнето,масляного насоса,
водяного насоса и т. д.
3. Мощность насосных потерь N К этим потерям относятся:
гидравлические сопротивления карбюраторов, сопротивления во вса-
сывающей системе и сопротивления выпуску отработанных газов.
В таблице 9 указано процентное соотношение каждой из групп
мощности.
Таблица 9
Мощность механических потерь двигателя М-5
Nrd Kr Г fIM Nr г н
47,00 2,95 25,50 75,45 л. с.
62,4 3,8 33,8 100%
_ 9OO7V,
Pr Vhin
Для оценки механических потерь применяется величина сред-
него давления механических потерь, аналогичная по структуре сред-
нему индикаторному давлению и определяемая из уравнения:
кг
см'1 ’
где Vh — рабочий объем цилиндра двигателя в л,
i — число цилиндров,
п— число оборотов двигателя в об/мин,
Nr— мощность механических потерь в л. с.
В таблице 10 приведено распределение механических потерь-
по группам в единицах рг и в °/0 (по данным Рикардо).
Таблица 10
Распределение механических потерь по груп-
пам в единицах рг и в % (по данным Рикардо)
Ргд Ргпм Ргн 2 рг
0,570 0,177 0,250 0,997 кг!см-
57 18 25 100%
75-
Несмотря на то, что цифры таблицы 10 несколько отличаются
-от цифр таблицы 9, из этих таблиц видно, что трение кривошипно-
поршневой группы двигателя (группа 7) составляет основную часть
механических потерь. Приблизительно % мощности трения криво-
шипно-поршневого механизма N составляет мощность трения пор.
шневой группы ^тГпк. Остаток приходится на мощность трения
коленчатого вала 7Vr в (таблица 11).
Таблица 11
Двигатель Размер- ность Nr г пк Nr ' кв 7Vr + 7V, г ПК 1 г кв
М-5 (1700 об/мин) В °|о 75,6 24,4 100
Холл-Скотт (1500 об/мин). . В °1о 73,0 27,0 100
высоты над
Влиянье числа оборотов двигателя, давления на всасывании и
уровнем моря на мощность механических потерь
Фиг. 78. Мощность механических потерь в зависимости от числа
оборотов (мотора М-5).
Кривая 7 изображает изменение мощности трения Nr криво-
шипно-поршневой группы; она получена суммированием мощности
76
трения коленчатого вала и поршней. Кривая 2 показывает изменение
суммы мощности трения и мощности Nrrrtt, затрачиваемой на при-
вод вспомогательных механизмов. Кривая 3 представляет мощность
механических потерь всего двигателя.
фиг. 79 изображает мощность механических потерь двигателя
М-17 в функции числа оборотов по данным НИИ УВВС (верхняя,
кривая) и по данным ЦАГИ
(нижняя кривая) [51]. Nr
Кривую мощности механи- ^Г~| ~[ ГТТ ’
ческих потерь на графиках 78 %
и 79 можно представить как не-
которую степенную функцию
числа оборотов двигателя:
Nr = Спк,
где С — постоянный коэфициент.
По графику фиг. 78 для
М-5 к= 1,78, по графику фиг. 79
600 1000 1400 1800
об'мин.
Фиг. 79. Мощность механических " Фиг. 80. Мощность механических по-
потерь в зависимости от числа терь (мотора М-5). Темпернтура°воды
оборотов (мотора М-17). 65° С; температура масла 50° С;
А =- 0,06 ММ.
для М-17 А = 2,14 и 2,6. В среднем показатель k можно принять-
равным 2.
С изменением числа оборотов процентное соотношение между
различными группами механических потерь несколько меняется. Эта
картина изображена на фиг. 80. За 100°/’0 здесь принята мощность
механических потерь для каждого данного числа оборотов двигателя.
Кривая 1 представляет изменение процентного отношения мощности
трения кривошипно-поршневого механизма ко всей мощности трения.
Кривая 2 изображает изменение процентной доли суммы мощности
и
Относительная мощность насосных потерь Nru получается вычи-
танием из 1ОО°/о суммы N и ЛгГпи. Из фиг. 80 видно, что процент
мощности трения кривошипно-поршневой группы с увеличением числа
оборотов уменьшается в пределах от 78 до 6О"/о; относительная доля
мощности насосных потерь увеличивается от 18 до 35°/0.
На фиг. 81 за 100% принята мощность трения кривошипно-пор-
шневой группы и показано изменение процентного соотношения
мощности трения колец N , поршней Nr и коленчатого вала /м',ке
по числу оборотов двигателя.
77
Как видно из фигуры процентная доля мощности трения порщ.
ней Nrn с ростом числа оборотов увеличивается, а процентная доЛя
уменьшается.
Мощности механических
потерь, приведенные на гра.
фиках, измерены при прокру.
чивании вала двигателя и при
полностью открытых дроссель-
ных заслонках.
б) Влияние давления на
всасывании двигателя. При-
крытие дроссельной заслонки
карбюратора уменьшает давле-
ние поступающей в двигатель
топливо-воздушной смеси, соз-
дает дополнительные гидрав-
мощности трения поршневых колец Nr
об/мин.
-Фиг. 81. Мощность трения шатунно-порщне-
«вой группы (двигатель М-5). Температура
воды 65° С; температура масла 50е С;
А = 0,06 мм.
лические сопротивления и уве-
личивает насосные потери Nr
двигателя. С другой стороны,
одновременно уменьшается
среднее давление цикла Spi;p и,
следовательно, мощность трения кривошипно-поршневой группы
уменьшается. Наддув, повышая давление поступающей в двигатель
смеси, с одной стороны уменьшает насосные потери ; а с дру-
гой, увеличивая среднее давление цикла, увеличивает мощность тре-
ния кривошипно-поршневой группы.
Маслянников [33] пришел к
выводу, что величина мощности
механических потерь практически
не зависит от давления на вса-
сывании, так как изменение насосных
потерь компенсируется изменением
мощности трения.
в) Влияние высоты над уров-
нем моря. С подъемом на высоту про-
тиводавление выхлопа уменьшается,
вследствие чего уменьшаются насос-
ные потери и мощность механических
Фиг. 82. Мощность механических
потерь в функции высоты полета
(двигатель BMW VI).
потерь двигателя.
На фиг. 82 изображена мощ-
ность механических потерь двигателя
в функции высоты над уровнем моря
(по данным испытания двигателя в высотной камере). Как видно из
фигуры, мощность механических потерь двигателя с поднятием на
высоту уменьшается. Падение мощности механических потерь с па-
дением барометрического давления более резко выражено для боль-
ших оборотов и менее резко — для малых оборотов.
Методы определения мощности механических потерь
Мощность механических потерь может быть определена опытным
путем одним из следующих способов:
а) способом индицирования,
78
б) способом выключения цилиндров,
Б) способом прокручивания двигателя.
а) Способ индицирования. Этот метод заключается в следующем:
- работающего двигателя при помощи индикатора снимаются индика-
торные диаграммы, по которым определяется индикаторная мощность
двигателя N-t. Одновременно определяется эффективная мощность
двигателя Ne. Разность этих мощностей представляет мощность меха-
нических потерь:
Nt — Ne = Nr. (59)
Основное достоинство этого метода заключается в том, что
измерение мощности трения происходит в рабочих условиях. Однако,
в настоящее время располагаемая аппаратура не обеспечивает доста-
точной точности измерения индикаторной мощности, хотя эффективная
мощность определяется с большой степенью точности. К тому же
на практике не удается одновременно снять индикаторные диаграммы
всех цилиндров многоцилиндрового авиационного двигателя: ограни-
чиваются индицированием одного цилиндра, распространяя резуль-
таты на все цилиндры, что является источником новых ошибок.
Второй недостаток указанного метода состоит в его сложности и до-
роговизне.
б) Способ выключения цилиндров. Этот метод состоит в том,
что снимают характеристику двигателя при всех работающих цилинд-
рах, затем выключают часть цилиндров (выключением зажигания) и снова
снимают внешнюю характеристику. Разность мощности замеренной
в первом случае, и мощности Ne , замеренной во втором случае, равна
индикаторной мощности выключенных цилиндров.
Ne —N =iNi —N—^i — ayNi —Nr\=aNi
eI eII 1Ц r / 1ц Г1 1ц,
откуда
N ----------------5"
'« а
где N; — индикаторная мощность одного цилиндра,
i — число цилиндров двигателя,
а — число выключенных цилиндров,
/V. — мощность механических потерь двигателя.
Индикаторная мощность двигателя равна:
/ Ne—NejT \
Nh = iNi =i{ —^L---eJL 1
'/ t \ a
Мощность механических потерь равна:
.. .........(Ne-Ne„
а
Метод этот прост, но вследствие того, что при нескольких вы-
ключенных цилиндрах двигатель часто дает перебои, эффективную
мощность двигателя с выключенными цилиндрами не удается изме-
рить достаточно точно, что отражается на точности определения, мощ-
ности механических потерь.
Nr = Nt-Ne=i
-Nef

в) Способ прокручивания двигателя. Метод определения мощ-
ности механических потерь путем прокручивания двигателя состоит
в том, что двигатель прокручивается электромотором. Мощность,
затрачиваемая электромотором на прокручивание двигателя, изме-
ряется. При испытании поддерживают температуру воды в рубашках
цилиндров и масла в системе смазки в пределах рабочих температур,
т. е. тех температур, которые считаются нормальными для данного
двигателя. Замеренная мощность и есть мощность механических потерь
двигателя при данных условиях.
Источники ошибок при этом методе следующие: во-первых,,
из-за отсутствия вспышек в цилиндрах кривошипный механизм двига-
теля менее нагружен, чем в работающем двигателе. Во-вторых, благо-
даря утечке воздуха через зазоры колец, количество воздуха в цилиндре
во время хода расширения уменьшается и работа сжатия оказывается
больше работы расширения воздуха, вследствие чего возникают-
дополнительные потери.
Механические потери в указанных условиях увеличиваются также
из-за менее высокой, чем на работающем двигателе температуры
масла на стенках цилиндра. С другой стороны, мощность трения
поршней и поршневых колец в условиях опыта меньше, чем в действи-
тельном двигателе, так как двигатель работает на чистом масле,
тогда как на работающем двигателе масло загрязнено.
Поэтому метод прокручивания двигателя можно принять лишь
с оговорками.
Несмотря на условность этого метода он практически находит
наибольшее применение благодаря своей простоте, доступности и
гибкости.
Для характеристики его гибкости укажем, что, последовательно
снимая отдельные приводные механизмы или детали и прокручивая
каждый раз двигатель, можно определить механические потери в каж-
дом отдельном механизме и, таким образом, произвести полный анализ
механических потерь двигателя.
Для ориентировочных подсчетов мощности механических потерь
можно исходить из величины механического коэфициента полного
действия и эффективной мощности двигателя. Вспомним, что меха-
нический коэфициент полезного действия т)т равен:
(60)
из- уравнения (59) и (60) находим:
yV 1----=kN [л, с,]
Г 7) НОМ еном 1 J
Чт
где Nr—мощность механических потерь двигателя в л. с.,
N£hom —номинальная мощность двигателя в л. с.,
Механический коэфициент полезного действия в среднем равен
0,85-5-0,88. Величина k соответственно равна 0,17<-0,14. Следо-
вательно
Л;=0,17-:-0,14 N, [л. с.].
80 \
III. СМАЗКА АВИАЦИОННЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ
1. Назначение смазки
Нормальная смазка является одним из основных условий эконо-
мичной и надежной работы авиационного двигателя.
Смазочное масло уменьшает трение движущихся деталей мотора,
отводит тепло, выделяющееся при трении и, наконец, предохраняет
детали двигателя от ржавления.
Смазка не должна быть ни слишком обильной, ни слишком
скудной. Обильная смазка сопровождается усиленным забросом масла
на стенки цилиндра и проникновением масла в камеру сгорания, за-
масливающего свечи. Замасливание свечей состоит в том, что искро-
вой промежуток заполняется маслом, которое повышает электри-
ческую прочность промежутка, и свеча перестает давать искру.
Искрообразование может прекратиться также из-за отложения на
электродах продуктов сгорания и окисления масла, замыкающих
электроды на-коротко.
В обоих случаях двигатель начинает работать—„с пропусками"
и дает перебои. Замасливание свечей особенно часто происходит при
малых оборотах двигателя, когда электроды свечей имеют низкую
температуру. При повышении нагрузки двигателя температура электро-
дов повышается настолько, что масло, отлагающееся на электродах,
почти не препятствует нормальной работе свечей.
Подвергаясь действию высокой температуры сгорающей смеси,
масло отлагает нагар на поверхности камеры сгорания и на днище
поршня, нагар уменьшает объем камеры сгорания, увеличивая факти-
ческую степень сжатия и вызывает детонацию. Часть нагара смеши-
вается с маслом и загрязняет его, что увеличивает износ деталей
двигателя. \
Образование нагара на поршне вызывает пригорание 'поршневых
колец и может привести к „задирам" зеркала цилиндра и к прогару
поршня. Проникновение масла в камеру сгорания’двигателя дает себя
знать густым белым дымом на выхлопе и искрами, вылетающими
частВЬ1ХЛ°ПНЬ1Х патРУбков и представляющими собой раскаленные
Недостаток смазочного масла вызывает серьезные дефекты, вроде
расплавления заливки вкладышей, задиров шеек вала, заедания валов
й подшипниках и т. д. Недостаток смазки на поверхности цилиндра
поршня влечет за собой увеличение мощности трения поршневой
1 уппы, а, следовательно, и увеличение тепловыделения, в результате
пг>Г° П0РШень перегревается. Возможны задиры боковой поверхности
ршня и заедание поршня в цилиндре. Эти дефекты могут вызвать
аварию двигателя.
q Недостаток смазки нарушает уплотнение поршневых колец.
tCTb засосанной смеси проникает через зазоры колец в картер и не
£- В. Миллер.
81
6
используется при сгорании в цилиндре, вследствие чего Удельный
расход топлива увеличивается.
Удельный расход топлива возрастает также от увеличения мощ-
ности трения двигателя.
Недостаток смазки можно обнаружить по падению давления
в масляной системе и по увеличению температуры выходящего
из двигателя масла.
Величина нормальной циркуляции масла, обеспечивающей наи-
более удовлетворительную работу двигателя, устанавливается опытом.
2. Циркуляция масла в двигателе
В рядных двигателях масло, протекая по магистральной трубке,
распределяется по коренным (опорным) подшипникам и далее посту-
пает в шатунные подшипники. Часть масла, вытекающая из зазоров
коренных и шатунных подшипников, смазывает стенки цилиндров.
Масло, вытекающее из подшипников и стекающее со стенок
цилиндра, собирается в картере, откуда отсасывается откачивающей
масляной помпой.
Протекание масла через подшипники
Количество масла, протекающего через коренные и шатунные
подшипники, зависит от давления подачи, зазора в подшипнике, сече-
ния маслопроводов, от числа оборотов вала, от температуры и вяз-
кости масла и от нагрузки
на вал.
Вращаясь в подшип-
нике, вал работает как мас-
ляный насос. Масло, увле-
каемое шейкой вала, по-
ступает в область макси-
мальных давлений, расте-
кается по оси подшипника и
выходит с торцов подшип-
ника. Чем больше окруж-
ная скорость цапфы, тем
большее количество масла
поступает в зону повышен-
ного давления и тем боль-
шее количество масла выте-
кает с торцов подшипника.
Из ненагруженной об-
ласти масло вытекает с тор-
цов подшипника. По Ор-
лову [41] течение масла с
торцов подшипника выра-
жается уравнениями (56) и
(57), из которых видно, что
Фиг. 83, Соотношение между величиной при-
нудительного истечения V" и естественного
истечения V в функции характеристики ре-
жима и давления подачи (по Орлову).
при прочих равных условиях
количество масла V, протекающего через нагруженную часть под-
шипника, пропорционально числу оборотов вала, а количество масла V",
вытекающего под действием принудительной подачи, пропорцио-
нально давлению подачи.
82
На фиг. 83 изображено отношение V"[V' для подшипника,
относительным зазором ф = 0,001, при постоянном среднем удельном
С злении k = 50 кг/см2 и при разных давлениях подачи и разных
^япактеристиках режима подшипника.
Из фиг. 83 видно, что количество масла V", вытекающего под
ействием принудительной подачи, значительно превышает количество
масла V', вытекающего через нагруженную часть, особенно при боль-
ших давлениях подачи и при малых значениях характеристики режима к,
соответствующих большим эксцентриситетам вала в подшипнике.
Формулы (56) и (57) следует считать приближенными для под-
шипников авиационных моторов, так как они выведены для совер-
шенно гладкого, жесткого подшипника, нагруженного постоянной по
величине и направлению силой.
С увеличением числа оборотов вала двигателя, количество проте-
кающего через подшипник масла у " .
увеличивается, благодаря падению
вязкости масла в подшипниках, уве-
Об/мин.
Фиг. 85. Влияние диаметрального
зазора на количество протекаю-
щего через подшипник масла.
V л/мин.
IS
i.C
35]
Л1-------------------------------
600 1000 1W0 об/ыин. 1800
Фиг. 84. Количество масла, протекаю-
щего через коренные подшипники
двигателя М-5, в зависимости от чис-
ла оборотов (t — 40° С).
характеристики режима подшип-
силы, действующей на масляный
сопровождающейся уменьшением
ников, и увеличению центробежной
слой шатунных подшипниковт). Опытные данные подтверждают это
положение (фиг. 84).
Размер диаметрального зазора влияет на количество масла,
протекающего через подшипник. Из уравнения (56) и (57) видно,
что /' увеличивается при прочих равных условиях приблизительно
прямо Пропорционально второй степени диаметрального зазора, а
1 5,РОпорционально третьей степени зазора.
Фиг. 85 изображает зависимость количества протекающего через
двигатель масла от числа оборотов по американским данным. Кри-
дая л Лечена при диаметральном зазоре в коренных подшипниках
0,12/ мм и Д = 0,076 мм в шатунном подшипнике. Кривая 2 изо-
ражает случай Д = 0,127 мм в коренных подшипниках и Д = 0,140 мм
е шатунном подшипнике. Кривая 3 соответствует случаю Д = 0,254 мм
бренных подшипниках и Д =0,076 в шатунном подшипнике.
вы» Последний фактор сильно зависит от способа подвода масла в шатун-
и подшипник (см. далее стр. 84).
6*
83
Из фиг. 85 видно, что увеличение диаметрального зазора в корец,
вых подшипниках резко увеличивает количество протекающего масла.
В коренные подшипники коленчатого вала рядного двигателя
масло подводится из масляной магистрали через сверления в корпусе
подшипника.
Снабжение маслом шатунных подшипников обычно происходит
через внутренние полости коленчатого вала. Масло из коренного под.
шипника подается во внутреннюю полость ко-
ренной шейки следующим образом. В коренной
шейке вала просверлено отверстие 1 (фиг. 86).
При совпадении этого отверстия с отверстием
во вкладыше 2, через которое подается масло
в коренной подшипник, масло проникает во
внутреннюю полость 3 шейки. По каналу в щеке
вала, масло проникает во внутреннюю полость
шатунной шейки и далее через отверстие шатун-
ной шейки поступает в подшипник.
При такой схеме подачи количество масла,
Фиг 86 К анализу по- пРотека1°Щего через шатунный подшипник за-
дачи масла в шатунные висит от времени совпадения отверстий 1 и 2
подшипники. в коренном подшипнике и от их проходного
сечения.
Продолжительность совпадения отверстий 1 и 2 (фиг. 86) за один
оборот вала равна:

«О + «1
2-rr/z
мин
об
где
“о — центральный угол отверстия в шейке вала, в радианах,
«1 — центральный угол отверстия во вкладыше, в радианах,
п — число оборотов вала в об/мин,
i — число отверстий в шейке вала.
Общая продолжительность совпадения отверстий в единицу
времени при п об/мин равна:
Фиг. 87. Количество масла, проте-
кающего через коренные и шатун-
ные подшипники, в зависимости
от числа оборотов (двигатель М-5)-
— nt0 — i
т. е. не зависит от числа оборотов
двигателя.
Если количество масла, протека-
ющее через подобные, периодически
совпадающие, отверстия, меньше того
количества, которое может вытечь
через радиальный зазор шатунного
подшипника, то количество масла,
протекающее через шатунный подшип-
ник, не зависит от числа оборотов.
На фиг. 87 приведены результаты
опытов Фомина и Кокорева над протеканием масла через подшипники
коленчатого вала двигателя М-5.
84
Кривая 1 показывает зависимость количества масла, протекающего
3 коренные подшипники, от числа оборотов, кривая 2—ту же
вИСимость для шатунных подшипников. Как видно из фигуры, коли-
чество масла, протекающего через шатунные подшипники, остается
Чостоянным на всех режимах.
11 Чтобы увеличить количество масла, циркулирующего в шатунных
подшипниках рядного двигателя, увеличивают число отверстий в корен-
ной шейке до 3—4, или увеличивают продолжительность совпадения
пои помощи канавки во вкладыше (фиг. 88).
Р Если центральный угол ав канавки, равен углу между радиаль-
ными сверлениями в коренной шейке, т. е., если число сверлений
9т*
:——, то снабжение шатунных подшипников маслом происходит
«1
непрерывно.
Сверление для подвода масла из внутренней полости шатунной
шейки к шатунному подшипнику должно быть расположено в наи-
Фиг. 90. Очистка масла
центрофугированием в по-
лости шатунной шейки
коленчатого вала.
Фиг. 88. Масляная канавка
для подвода масла в ко-
ренные подшипники.
Фиг. §9. Расположение
масляного отверстия
для смазки шатунного
подшипника.
менее нагруженной области подшипника. Эта область у шатунных
подшипников авиационных двигателей обычно заключена на дуге
в 90? —120°, расположенных на наружной поверхности шейки, сме-
щенной от оси колена в сторону вращения коленчатого вала (фиг. 89).
Расположение отверстия для подвода масла должно обеспечить
отделение присутствующих в циркулирующем масле механических
примесей. Если отверстие в шатунной шейке направлено по оси щеки
к наРУжной стороне колена, то тяжелые механические примеси в масле
проникают под влиянием центробежной силы в шатунный подшипник,
увеличивая его износ. Если же в отверстия вставлены трубки, как
показано на фиг. 90, Т или отверстие расположено на внутренней
'-тороне шейки, то механические примеси отлагаются в полости С ша-
тунной шейки. В подшипник поступает очищенное масло. Опыт пока-
зывает, что в шатунных шейках с подобной системой подвода масла
зкапливается большое количество грязи.
Такой же эффект очистки масла достигается конструктивными
1ероприятиями, изображенными на фиг. 91.
85
В некоторых случаях ограничиваются расположением сверления
для подвода масла к шатунному подшипнику под углом 90—120° по
отношению к оси колена (фиг. 89).
Нагрев масла
Протекая через двигатель, масло нагревается от тепла трения
подшипников и поршней, а также от соприкосновения с нагретыми
деталями двигателя. Нагрев
масла в двигателе зависит от
интенсивности циркуляции мас-
ла, от количества тепла, вы-
деляющегося на трущихся по<
верхностях, от продолжитель-
ности соприкосновения масла
Фиг. 92. Нагрев масла у различных авиа-
ционных двигателей по внешней и винто-
вой характеристикам.
Фиг. 91. Канализация масла в ко-
ренных и шатунных шейках ко-
ленчатого вала.
с нагретыми деталями двигателя, от температуры и величины по-
верхности последних и от интенсивности обдува двигателя внешним
воздухом.
На фиг. 92 приведены данные о нагреве масла в авиационных
двигателях при работе по винтовой (тормозной) и внешней характе-
ристике [36].
В современных авиационных двигателях масло нагревается
на 15-J-400. В среднем можно принять Д£=25°.
Удельная теплоотдача в масло, т. е. количество тепла, перехо-
дящее в масло, отнесенное к эффективному силочасу (но номинальной
мощности), равна:
-®м = 10ч-50 - Кал .
Np л. с. час
* пом
Количество протекающего масла
В двигатель должно быть подано количество масла, способное
обеспечить охлаждение тех деталей, естественный теплоотвод которых
недостаточен, как, например, опорных и шатунных подшипников колен-
чатого вала. Кроме того, должно быть подано некоторое количество
для восполнения масла, выгорающего в цилиндрах.
86
Необходимое количество протекающего через двигатель масла
определяется из уравнения:
Qjh--- VM ’ 7л ’ СМ ’
откуда
Q.

л
час
Здесь
Q __тепло, которое должно уносить протекающее через двигатель
Чм масло в Кал)час,
у __количество масла, необходимого для отвода тепла QM в л)час,
у"— удельный вес масла в кг/л,
см — теплоемкость масла в Кал/кг °C,
д!— повышение температуры масла в двигателе (M=teblx—
Принимая
Д? = 25°, — 0,5 Кал)кг °C, уЛ = 0,9 «г/л
И
— 25 Кал1л. с. час,
получаем
VMx2,2Ne л!л. с. час.
Количество выгорающего масла характеризуется удельным рас-
ходом масла, который для двигателей водяного охлаждения равен
5-^20 —------,
л. с. час
для двигателей воздушного охлаждения
10—25---------
л. с. час
Как среднюю величину удельного расхода масла примем:
£5, = 15-----------= 0,015----—-----
ьм п л.с.- час
- = 0,015
л. с. • час
или по объему
Ьм = = 0,017-------------.
м '(м л. с. • час
Тогда общее количество выгорающего масла в двигателе будет:
V'M—bM Ne = 0017 Д' [л/час],
1 м СНОМ ' eHGM 1 J
т" е* У»' составляет меньше 1 °/0 от Vм.
Обычно у существующих двигателей подача масла на единицу
мощности находится в пределах:
V
1 *4 л\л. с. час.
*ном
87
Для более точного подсчета количества масла, определяют цир.
куляцию масла через каждый подшипник в отдельности, определяют
расход масла на смазку редуктора и других вспомогательных меха-
низмов и находят суммарный расход.
3. Требования, предъявляемые к смазочному маслу и системе j
смазки авиационного двигателя I
1. Требования к смазочному маслу f
о-
Выбор масла для двигателя определяется конструкцией егр,
условиями работы, местом и временем эксплоатации. Окончательный
выбор масла должен быть сделан на основе опытной эксплоатации,
сопровождающейся наблюдением за износом деталей, расходом масла,
нагарообразованием и т. д.
Для эксплоатации масла в двигателе имеют значение следующие
свойства масел.
а) Вязкость. Поддерживающая сила масляного слоя пропорш
нальна вязкости масла. Однако вязкость не должна быть чрезмерней.
При слишком большой вязкости масла, чрезмерно увеличивается мощ-
ность трения двигателя и затрудняется пуск двигателя в холодную
погоду. I
Практически в двигателях применяется масло с вязкостью при
100° С по Энглеру 2,1-ь2,9 Е°юо- Во избежание затрудненного за-
пуска двигателя в зимнее время, рекомендуется применять масло
с пологой характеристикой вязкости (с высоким индексом вязкости).
б) Маслянистость. Как было указано выше (стр. 25) масля-
нистость улучшает смазочные свойства масла. Масло, обладающее
высокой маслянистостью, удерживается на поверхности, уменьшает
износ деталей, увеличивает надежность работы подшипников и облег-
чает запуск двигателя. '
В последнее время с целью улучшения смазочных качеств авиа-
ционных масел к ним добавляют некоторые соединения, обладающее
свойством повышать маслянистость [38].
в) Температура застывания. При охлаждении масло постепенна
теряет подвижность и, наконец, застывает. Если двигатель работает
на легкозастывающем масле, то во время остановки двигателя в его
масляной системе часто образуются масляные пробки, задерживаю-
щие нормальную циркуляцию масла в момент следующего запуск^.
Это может привести к аварии вследствие недостаточности смазкй.
Во избежание образования пробок, систему маслопитания двигателя
после остановки и слива горячего масла продувают воздухом. Это
усложняет эксплоатацию двигателя.
Температура застывания смазочных масел может быть понижена
путем присадок особых реагентов вроде „Парафлоу", который снижает
температуру застывания на 10 — 25°. Таким путем температуру засты-
вания масла можно довести до —32,—35° С. Понижение температуры
застывания масла значительно облегчает зимнюю эксплоатацию авиа-
ционных двигателей.
г) Температура вспышки. Масло, соприкасаясь с горячими стен-
ками цилиндра и поршня, нагревается. Наиболее летучие компоненты
его при этом испаряются. Устойчивость масла при воздействии высо-
88
Фиг. 93. Количество осадков в г, выделя-
ющихся в масле ААС в зависимости от-
температуры нагрева и материала поверх-
ностей.
1 — высокохромистая сталь, 2 — поршне-
вой сплав, 3 — нержавеющая сталь, 4 —
- температуры характеризуется температурой вспышки. Температу-
к°1' всПышки масел называется температура, при которой масло выде-
Р°‘ пары, воспламеняющиеся от соприкосновения с пламенем. Темпе-
ляе „а вспышки авиационных масел равна в среднем 225-ь-275°.
Рат-' д) Склонность к нагарообразованию. Нагар, образующийся при
действии высоких температур на продукты разложения масла, загряз-
с т циркулирующее масло, уменьшает его срок службы и приводит
к серьезным дефектам, закок-
совыванию колец, пригоранию
поршней и т. д.
Склонность к нагарооора-
зованию характеризуется ко-
ксуемостью масла, т. е. способ-
ностью масла разлагаться под
действием кислорода с обра-
зованием смолистых осадков,
переходящих под действием
высокой температуры в твер-
дые углеродистые вещества,
в так называемый нагар. Опыт
показывает, что интенсивность
образования нагара зависит не
только от физико-химических
свойств масла, но и от темпе-
ратуры и от материала поверх-
ностей, с которыми соприка-
сается масло.
В ЦИАМ‘е были поставлены опыты для выяснения влияния мате-
риала на коксуемость масла. Для исследования брали чашечки из раз-
личных металлов, наливали в них одинаковое количество масла ААС
и нагревали их в электрической печи определенное время, затем сли-
вали жидкость, а твердый осадок взвешивали. Результаты этих опытов
приведены на фиг. 93. Из фиг. 93 видно, что масло ААС при темпе-
ратуре 425° С дает наибольшее количество осадка на высокохромистой
стали (кривая 1) и наименьшее—на кованой бронзе (кривая 4) [52].
Выделение осадка происходит наиболее интенсивно в диапазоне
температур 400 — 450° С.
е) Стабильность масла. Масло, вытекающее из подшипников,
разбрызгивается и образует масляный туман в картере. Соприка-
саясь с воздухом при повышенной температуре, масло подвергается
окислению, разлагается, в нем образуются смолистые вещества.
На фиг. 94 изображена схема прибора проф. А. К. Зайцева для
определения стабильности масла [28].
Прибор имеет камеру А, емкостью 80 см3, заполняемую испытуе-
мым маслом. Масло нагревается при помощи электрического нагрева-
теля Э, температура масла измеряется термометром t. В камере рас-
положена вертушка Вилькенса В, делающая 1500 об/мин. Вертушка
з™ляет масло в виде эмульсии с воздухом циркулировать через
После испытания определенной продолжительности, измеряется
<ислотность масла и количество осадка.
по Фиг" 95 изображено изменение кислотности авиационных масел
еле испытания в приборе проф. Зайцева.
89
Таблица 14
92
Выводы
Таким образом, основные требования, предъявляемые авиацион-
ным маслам, следующие:
а) вязкость масла должна быть не слишком малой при рабочей
температуре и не слишком большой при низкой температуре,
б) масло должно обладать маслянистостью,
в) температура застывания масла должна быть возможно ниже,
г) масло должно иметь высокую температуру вспышки,
д) масло должно иметь малую склонность к нагарообразованию,
е) масло должно быть стабильным и не подвергаться окислению
под воздействием воздуха и высокой температуры,
ж) масло не должно содержать неорганических кислот и других
веществ, вызывающих коррозию металлических деталей двигателя.
В таблице 13 приведены характеристики физико-химических
свойств авиационных масел.
2. Требования, предъявляемые к системе смазки авиационного двигателя
Система смазки двигателя должна отвечать следующим требо-
ваниям:
а) смазочное масло должно подаваться ко всем точкам трения
в количестве, достаточном для смазки и охлаждения трущихся де-
талей;
б) система смазки авиационного двигателя должна обеспечить
непрерывную циркуляцию масла, фильтрование и охлаждение масла,
в) система смазки должна допускать контроль над правильностью
смазки двигателя;
г) в системе смазки должна быть предусмотрена возможность,
регулирования подачи масла;
д) во избежание чрезмерного заброса масла на стенки цилиндров,
все стекающее в картер масло должно сразу удаляться (принцип
„сухого картера");
е) в системе смазки должно быть предусмотрено отделение пены
образующейся в картере;
ж) система смазки должна обеспечить подачу масла к местам
трения в момент запуска двигателя;
з) система смазки должна допускать полное удаление масла
из двигателя при зимней эксплоатации;
и) детали системы смазки должны быть доступными для осмотра
и ремонта.
В таблице 14 приведены основные данные по смазке различных
Двигателей.
93
IV. КОНСТРУКЦИЯ И РАСЧЕТ ОРГАНОВ СМАЗКИ. СХЕМЫ
СМАЗКИ ДВИГАТЕЛЯ 1
1. Конструкция и расчет масляных насосов
Редукционный клапан
•В полость
Всась'Рання
Редукционный клапан автоматически поддерживает давление
в нагнетательной магистрали двигателя в нужных пределах. С увели-
чением числа оборотов двигателя, подача насоса возрастает, благодаря
чему давление в масляной магистрали повышается. С уменьшением
оборотов давление, напротив, падает. Для поддержания необходимого
давления в масляной магистрали насос
выполняется с таким расчетом, чтобы
подача его на всех рабочих режимах
превышала нормальную подачу. Избы-
ток масла перепускается редукционным
- клапаном, отрегулированным на опре-
деленное давление. Благодаря этому
давление в масляной магистрали ме-
няется в небольших пределах.
На фиг. 96 изображена схема редук-
ционного клапана. Редукционный кла-
пан Д прижимается к седлу С пружи-
ной П, затяжка которой может регули-
роваться винтом В. На внешнюю сто-
рону диска редукционного клапана дей-
ствует давление масла в нагнетательной
магистрали. С другой стороны на клапан действует сила сжатия пру-
жины. Если давление масла превышает силу сжатия пружины, то
клапан открывается и перепускает масло в полость всасывания.
Проходное сечение клапана dK должно быть достаточно большим
для того, чтобы перепускать излишек масла при наибольшей подаче
насоса и поддерживать давление в магистрали на всех режимах дви-
гателя в известных пределах.
Диаметр проходного сечения редукционного клапана определяется
из следующего эмпирического соотношения:
Масляная - +
магистраль |
«т

Фиг. 96. Схема редукционного
clK~adm [мм],
(61)
где dm— диаметр нагнетательного трубопровода в мм,
а — коэфициент, равный 0,4-4-1.
Расчет пружины редукционного клапана. На фиг. 97 изобра-
жена пружина редукционного клапана. Диаметр проволоки опреде-
94
ляется по уравнению, известному из курса сопротивления матери-
алов- ~
d\ = 2,55~^Pmax, (62)
~тах
е di — диаметр проволоки пружины в мм,
Do — средний 'диаметр пружины в мм,
Рта>—максимальная нагрузка на пружину в кг,
^тах — допускаемое напряжение кручения при полной нагрузке
в Для пружин редукционных клапанов ,
Ъ«= 40-5-50
тах мм2
На редукционный клапан действует сила давления масла:
Р=-^Рм[^\. (63)
где dK—диаметр проходного сечения редукционного клапана в см,
рм — давление в масляной магистрали в кг/см2. В авиационных
двигателях рм = 3-5-10 кг/см2.
Расчетную максимальную нагрузку пружины принимают равной:
Ртах = 1,5-в- 2,5Р. (64)
а) Стрела прогиба пружины. Стрела прогиба пружины
под влиянием нагрузки равна:
fmax ~ Ю 3 Ртах П1 [мм],
(65)
где n-t — число рабочих витков пружины. Остальные обозначения
прежние.
б) Длина пружины. Длина
определяется общим числом витков
рабочих витков на 2.
Кроме того, при полном сжатии
пружины между витками должен
быть зазор 0,3-:-0,5 мм. Длина
пружины в свободном состоянии
равна:
Lo~(ni + 2) di + 0,4 Hi + fmax [мм], (66)
в) X a p а к т e p и с т и к а пру-
жины. По уравнению (65) стрела
прогиба / пружины прямо пропор-
циональна нагрузке Р. Эту зависи-
мость, обычно, изображают на чер-
теже графически и называют харак-
теристикой пружины (фиг. 97).
В таблице 15 приведены основ-
ные данные редукционных клапанов
некоторых авиационных двигателей.
Задача 11. Рассчитать редук!
Диаметр нагнетательного маслопроЕ
пружины в свободном состоянии
пружины, которое больше числа
н---------L ---------------
Длина лаиэКины в сСоводнам
состоянии
Фиг. 97. К расчету пружины редук-
ционного клапана.
ный клапан масляного насоса,
двигателя равен 10 мм. Рабо-
Чее давление масла 4 -s-5-^4-.
см2
95
Таблица 15
Основные данные редукционных клапанов
Мотор Рм dK </, D^)
кг/см2 ММ ММ 9 ММ ММ мм
BMW VI 2,54-5 6 4 — 1,0 8 —
Испано-Сюиза 12 Ybrs 34-4 20 10 12 0,75 7,5 30
М-34 7^-9 22 12 10 2,® — —
Мистраль-Мажор 1,5-ь5 12 9 13 1.0 13 50
Хорнет 4,54-6 12 8 9 1,5 9 24
Юпитер VI 34-4 15 13 11 1,6 17 50
Фиат А-25 — 15 8 7 1.0 7 18
Кертисс Д-12 — И 6 9 1.1 7,5 23,5
Решение. По уравнению (61) определяем диаметр проходного
сечения седла клапана
— adm •
Принимая а = 0,7, получаем
</*. = 0,7-10 = 7 мм.
Сила, действующая на редукционный клапан, по уравнению (63)
равна:
4 гм 4
кг ~ 2 кг.
Максимальная нагрузка на пружину равна [уравнение (64)]:
РЯОх = 2Р=4 кг.
Из конструктивных соображений задаемся величиной Do:
Do — § мм.
По уравнению (62) диаметр проволоки пружины равен:
у 1 мм
V 'max V 50
Максимальная стрела прогиба пружины определится из уравне
ния (65):
DB
fmax=™-3Pmax-=^- Ъ
') Наружный диаметр цилиндрической пружины.
96
Задаваясь числом рабочих витков, равным 10, с тем, чтобы
пучить достаточно большую стрелу прогиба пружины, для возможно
л°пее плавного и точного регулирования давления масла в нагнета-
тельном трубопроводе двигателя, получаем:
63
fmax = 10—3.4,-10= 8,65 ММ.
Полная длина пружины по уравнению (66) равна:
Ло = (10 + 2) 1+0,4 • 10+8,65 = 24,65 мм.
На основании полученных данных строим характеристику пру-
жины (фиг. 98).
Поршневые насосы
а) Принцип, действия. Поршневые масляные насосы отличаются
большим разнообразием конструкций. К числу наиболее распространен-
ных принадлежат насосы с золотниковым распределением.
Коэфициент полезного действия поршневых насосов высок. Недо-
статком поршневых насосов является пульсация масла в нагнетатель-
ном маслопроводе. Кроме того, они сложны по конструкции.
Схема действия поршневого насоса с золотниковым распределением
представлена на фиг. 99. Вал насоса В приводится во вращение
коленчатым валом двигателя. С ва-
лом В посредством шатунов связаны а
поршень П и золотник 3. |Т| -
Фиг. 98. Характеристика пружины
Редукционного клапана.
Фиг. 99. Схема поршневого насо-
са с золотниковым распределе-
нием масла.
ч ^Ри Движении поршня вверх золотник открывает отверстие О,
поп 3 К0Т0Р°е масло засасывается в цилиндр Ц. В момент, когда
зак Ш6НЬ пРИХ0Дит в верхнее положение, золотник перемещается вниз,
маслВагТ ОтвеРстие О и сообщает полость цилиндра Ц с отверстием
ЖениЯН°Й магистРаЛи двигателя Л1, через которое поршень при дви-
и вниз вытесняет масло из цилиндра в магистраль.
нИк момент, когда поршень подходит к нижнему положению, золот-
Полп еРемец1зется вверх и сообщает полость цилиндра Ц с отверстием О
•чвода масла>
Г D
• Миллер.
07
б) Расчет поршневого насоса. За один оборот вала насос подаст
объем масла, равный рабочему объему цилиндра. Таким образом
теоретическая подача насоса равна:
к
^т — ~^Нпн, (67)
где пн— число оборотов вала насоса,
dn — диаметр цилиндра,
И —ход поршня.
Действительная подача равна:
(68)
где — коэфициент подачи насоса, меньший 1.
Подставляя в уравнение (68) выражение (67) и приводя его
к размерностям, удобным для расчета, получаем:
Ve — 6 10~5-^ HnvnH [л/час], (69)
где dn — диаметр поршня в мм,
Н— ход поршня в мм,
пн — число оборотов вала насоса в об/мин,
— объемный коэфициент полезного действия насоса.
Полезная мощность насоса равна произведению его производи-
тельности на давление подачи:
f 7 • ( * & У.
"=—и с-1- (Го)
Здесь Vg-—подача насоса в л/мин,
— удельный вес масла в кг! л,
рм — давление подачи в кг/см2.
в) Конструкция поршневого насоса. На фиг. 100 приведена
схема масляного насоса двигателя BMWVI (М-17).
Насос состоит из 4-х поршней 1, 3, 4 и 6, обслуживаемых двумя
золотниками 2 и 5.
Насос засасывает масло через фильтр 14 из заднего отстойника 18
двигателя и нагнетает его через канал 8 в масляную магистраль дви-
гателя. Распределение масла в насосе 1 осуществляется золотником 2.
Для регулирования давления масла в масляной магистрали в канал 8
включен редукционный клапан 10, поддерживающий в магистрали
давление от 2,5 до 5 . Излишек масла перепускается редукцион-
ным клапаном в задний отстойник. Канал 8 соединен трубкой
с манометром.
Насос 3 засасывает свежее масло из бака через трубку 7 и подает
его в задний отстойник 18. Распределение масла в насосе 3 осуше;
ствляется золотником 2 при помощи боковой прорези и внутренней
полости 19.
Основное назначение насоса 3—пополнение расхода масла, выго-
рающего в двигателе.
98
Насос 4- отсасывает масло из переднего отстойника двигателя
через канал 11 и подает его в верхнюю часть заднего отстойника 20.
Этот насос обслуживается золотником 5, который одновременно осу-
ществляет распределение масла насоса 6. J
Насос 6 откачивает по трубке 12 избыток масла из верхней
части заднего отстойника 20 и подает его в бак по каналу 13.
Фиг. ЮС. Схема масляного насоса BMW VI.
Литой корпус насоса 21 (фиг. 101) из алюминиевого сплава кре-
пится девятью шпильками к задней части нижней крышки картера
Двигателя. Заодно с корпусом отлиты две стойки 23 и 24 для кре-
пления оси валика эксцентриков 25.
Поршни и золотники изготовлены из чугуна, хорошо притерты
к Цилиндрам и связаны со стальными шатунчиками 26, головки кото-
рых надеты на бронзовые эксцентрики (фиг. 101). При вращении
эксцентриков поршни получают поступательно возвратное дви-
жение.
Валик эксцентриков 25 получает движение от бронзового ljeP'
Вячного колеса 27, сцепленного со стальным червяком 28 (фиг. iuzp
99
Насос приводится в действие от коленчатого вала двигателя 29
(фиг. 102), через конические шестерни 30 и 31, промежуточный валик 32,
конические шестерни 33 и 34
и червячную передачу 28 и 27.
На фиг. 103 приведены схе-
мы редукционных клапанов
мотора М-17.
Задача 12. Определить
диаметры цилиндров, ходы
поршней и полезную мощность
поршневого масляного насоса
типа BMW VI. Схема передачи
изображена на фиг. 102. Чер-
вяк привода четырехходовой.
Производительность насоса при
, об
1450 —:— двигателя равна
мин
3,4 Л . Расход смазки ра-
мин
Фиг. 101. Масляный насос двигателя
BMW VI.
Решение. Производительность
рассчитаем с запасом 25% с тем,
через редукционный клапан 10.
вен 0,14 ——. Давление в
мин
нагнетательной магистрали
2,5-ь 5 кг 1см*.
нагнетающего насоса 1 (фиг. 101)
чтобы излишек масла перепускался
пЧбОО
Фиг. 102. Схема передачи к насосам (двигатель BMW VI).
Действительная подача насоса будет:
Vp = 1,25- 3,4 = 4,25—-.
е ’ мин
Коэфициент подачи поршневого насоса можно принять равным:
^ = 0,95-н-0,97.
100
Теоретическая подача масла по уравнению (68) будет:
^=-<=4И-=4’47~4’5
q 0,95 мин
Из конструктивных соображений задаемся отношением -^ — 0,6
(фиг. 99).
Решая уравнение (69) относительно диаметра, получаем:
л _ 3/ Vg4 10«
п'~ |/ к 0,6 пнъ„ ’
По схеме (фиг. 102) определяем передаточное отношение:
; —24 29 4 _ ।
h~ п~ 16 29 26 ~ U’2rfl,
откуда
пн — 0,231 п.
Находим диаметр поршня 7:
3/ 4,25 • 10й - 4
|/ 3,14.0,6.0,231-1450.0,95

Ход поршня равен:
i = 0,6 dm = 0,6 • 30 = 18 мм.
По уравнению (67) прове-
ряем теоретическую произво-
дительность
тЛ 2
10-в • 3,14 - 302
==—4-----------X
XI8 • 0,231 • 1450 = 4,27 л/мин,
т. е. несколько меньше вычис-
ленной по уравнению (68).
Производительность на-
соса 4, откачивающего масло
из переднего отстойника, дол-
жна быть больше производи-
тельности нагнетающего насо-
са / с тем, чтобы обеспечить
полную откачку масла из пе-
реднего отстойника во всех
случаях.
Задаемся величинами:
_30,5~30 мм.
Фиг. 103. Схемы редукционных клапанов
моторов М-17.

dni — 32 мм и 774 = 18 мм.
Производительность этого насоса равна:
= 10-8~—'К Н, . п — . 18-0,231 1450 = 4,87 л!мин.
4 * 4
Насос 3 рассчитываем из условия пополнения расхода смазки
в двигателе.
Рассчитаем насос 3 с запасом 75%:
, Vg = 1,75 • 0,14 = 0,245 л1мин.
Из конструктивных соображений задаемся отношением = ].
^Лз
Находим диаметр цилиндра насоса 3:
d 0.245-4 1р
3 \/ T.nHrlv у 3,14 • 0,231 • 1450 . 0,95
Ход поршня будет:
Hs = 10 мм.
Производительность насоса 6, откачивающего излишек масла
из заднего отстойника, должна быть больше производительности
насоса 3 с тем, чтобы обеспечить откачку излишка масла из заднего
отстойника.
Задаемся
Vr.= 2 - 0,245 = 0,49 ——
' мин '
Из конструктивных соображений сохраняем ход поршня насоса б
таким же, как у насоса 3
% = 10 мм.
Тогда:
. • 4 • 10е ,3Л 0,49 - 4 • 10е 1ОСс ,.
d'“ V ™нНв ~У 3,14-0,231.1450.10 13, 5 ~ 14 ММ’
Проверяем производительность насоса 6:
3 14 . 142 л
Vmc= 10~6— • 10 • 0,232.1450 = 0,516 ——
с 4 мин
Принимая удельный вес масла уЛ==0,9 — , определим мощность,
поглощаемую насосом 1. По уравнению (70) и (68):
м = 11,1 ^мРм 11,1-4,27. 0,95-0,9 • 5
60-75
60-75
0,047 л. с.
Мощность, поглощаемая насосом 6 (если считать, что бак распо-
ложен на 0,5 м выше насоса) равна:
Л7 11,1 0,49 • 0,95 • 0,9 0,05
7*6 =----------ел -----’---’--— • 0,0516 л. с.,
60-75
т. е. настолько мала, что ею можно пренебречь.
102
Шестеренчатые насосы
а) Принцип действия. Шестеренчатые насосы обеспечивают
надежную и Равномерную подачу масла, они просты по конструкции,
занимают мало места, удобны в эксплоатации. Поэтому эти насосы
получили широкое распространение. Подавляющее большинство совре-
менных авиационных моторов снабжены шестеренчатыми масляными
насосами-
К числу недостатков таких насосов относится их сравнительно
невысокий коэфициент полезного действия. Шестерни насоса и корпус
со временем сильно изнашиваются, в результате чего уменьшается
коэфициент подачи насоса. Другим существенным недостатком шесте-
ренчатых насосов является малая высота всасывания. Шестеренчатый
насос работает надежно только в том случае, если он залит маслом,
т е. если уровень мас-
ла в полости, откуда
происходит отсасыва-
ние, расположен выше
уровня насоса.
На фиг. 104 изоб-
ражена схема действия
шестеренчатого насоса.
Шестерня А насоса
жестко соединена с
валом В, приводимым
в движение от колен-
чатого вала двигателя.
Шестерня В, нахо-
дящаяся в сцеплении
с шестерней А, сво-
бодно вращается отно-
сительно своей оси В2.
Шестерни масля-
ного насоса обычно
Фиг. 104. Схема шестеренчатого насоса.
имеют одинаковый диа-
метр и одинаковое чи-
сло зубьев.
Масло, заполняющее полость всасывания Пе, заполняет также
впадины Вп между зубьями. Шестерни, вращаясь, переносят это масло
по окружности корпуса С. Когда зубья одной шестерни вступают
в сцепление с зубьями другой шестерни, масло вытесняется из впа-
дин в полость нагнетания Пн насоса.
б) Расчет шестеренчатого насоса. Подача насоса определяется
числом зубьев шестерен и числом оборотов насоса.
Пусть площадь поперечного сечения впадины Вп между зубьями
будет К, а длина камеры — Н3.
За один оборот насоса, каждая впадина однажды подает масло
в по-тость нагнетания. При пн оборотах, теоретическая производитель-
ность насоса равна:
Цп=10-вА'Я3г3глл [л/мин];
ЗДесь Д'—площадь одной впадины в мм2,
Н3 — длина впадины в мм,
ЮЗ
z3—-число зубьев шестерни,
пн — число оборотов насоса в об/мин,
г— число шестерен насоса.
Для точного определения теоретической производительности
насоса, поперечный разрез впадины следует вычертить в увеличенном
масштабе и планиметром определить ее площадь К..
Приближенно площадь впадины одной шестерни равна:
^в=4т(^~А)’ (72)
где dx — диаметр окружности выступов шестерен,
d2— диаметр окружности впадин.
Как известно из теории шестеренчатых передач:
rfj =д?0 Ц- 2 т~—- (г34~2), (73)
Z3
rf2 = rf0—2,4 m = ^-(г8—2,4), (74)
Z3
df.
где m =-------модуль зуба, a d0 — диаметр начальной окружности.
Z3
Подставляя выражения (73) и (74) в (72) получаем:
i'd \2
ЛХ = —) (3,45 zs— 0,69).
Теоретическая производительность насоса приближенно равна:
Vm = 10-«i ((3,45z8-0,69)Я3лн =
\ ^8 /
= 10~6 im (3,45 dG — 0,69 in) Н%пн [л/мин],
d
Величиной 0,69 m = 0,69 — можно пренебречь, так как она зна-
Z3
чительно меньше величины 3,45 d0
(“ “Д69 =SZ> раз)'
Тогда
Vm = 3,45 • \^)-4md8H8nH \л\мин\. (75)
Действительная производительность Vg шестеренчатого насоса
меньше теоретической Ит, так как часть нагнетаемого масла уходит
из полости нагнетания через зазоры обратно в полость всасывания.
Эти потери масла оцениваются объемным коэфициентом полезного
действия шестеренчатого насоса т1г), который в расчете может быть
принят равным 0,6 : 0,9.
Действительная производительность будет равна:
Vjr =
Мощность насоса определяется по уравнению, аналогичному
уравнению мощности для поршневого насоса (70).
В таблице 16 приведены основные данные шестеренчатых масля-
ных насосов авиационных моторов.
104
а? СООемосОЮО«—*С?М 03
—' —- CM сО СО СМ СО iO ~Г co
о
о
aS
W £ Гг CO . UO LQ 1 Ю *-O_ LQ
CM CM CN co CM CO CO r-» CM
&
о

св
Я со | СМСМоОООГО-СМО’в4 CO’—’
3 м 1 »-i v—' —. ’—< —< CM
о
св
О
о Г2> ч OJ О LO I '-O «-О cD GO О
*5 CM CM CN CO CM 1 xf co co co ro
РЗ
о
& с со in L4 СМСМОСОО'ОООЮ CO
о T-, r-< GN v-4 CN T—’CNC4CN CN
о о о
ci

и lO Ю
3 аК £ ММ —L4. I u4 иЛ CN CN CO co oT 1 co' co" »~T of
Я
о ,Q
S
н—1 )
Св f—< 1 СЧСЧГ-ООГ-СЧОТГ CO’-’
г—> ы 1 ^ ,-< CN А
О с—,
св Ф Ф
*-тН ч?
со и Р_, , s. о
— о Св и;
о д CN О Ю f LO lO GO GO о
Св О 41 CNCNCNCOCN 1 -ГГ CO CO CO CO
Ц я а т
S и 1.0 а к
О см . to и
4 Й 1 1 CN LO GO — 1 CM LO к
а б нча 1 О —’ —' O* — _ о * S а
О *
Е-< р. ф
Ф lit ooooooooo о pj
а 1.0 GJ о О О ьо о о о о
S* Г-ЮОСООСЬЬ*С«5Г© со
1 О 0б/1 CN т-< СМ т—' СМ —- ' CN С<4 СМ е ф й

-• й
С о Ci ОООООьОООО о Ф [-Г
св LQOO 1-0 СО’Ч СО CNO г~- р
П Ф 5: < Т—< CQ 'Т* ТГ GD Ст) 'GT GO о ф

•—• и
►Е Р5 ио cte со со О О СО сг> бм СМ см а
О ГЕ О -НИИИЙ OtfOHJj а °
о • • • • • » ‘ а
о
с с

• • • • •

иД ч тает Г . ь-М<- о св сх
ф о > • • • ’ 5 ‘
S
св К ф Е а ‘ ’ -S’ ’ К ® 2 о • ’ « а
о S О 3 • я Рч
РЗ • к >> ^яй 5 « “• ф СД
ч и ‘ s s § W <
, Н ь О и о |0 gW < =s св я эрз 2 S о
<5 ОЗР-ЛйЯоЯш
mSc^Kwn-.ec'&p-,
105
в) Конструкция шестеренчатых насосов. Ниже приводится
конструкция шестеренчатых насосов, применяемых иа современных
моторах.
Масляный насос мотора Райт „Циклон*. Мотор
имеет два отдельных насоса. Один насос нагнетает масло в двигатель
другой откачивает масло из отстойника двигателя. Схема насоса изо-
бражена на фиг. 105.
Из бака масло подводится во всасывающую полость 5 насоса 7.
Для контроля температуры входящего масла в эту полость включен
I Л
Фиг. 105. Схема масляного насоса двигателя Райт „Циклон".
термометр 10. Шестерни 1 и 2 подают масло из полости всасыва-
ния 5 в полость нагнетания 6. Из полости нагнетания масло напра-
вляется через канал 12 в двигатель. Давление в нагнетательной маги-
страли регулируется редукционным клапаном 8, соединенным с по-
лостью b каналом 7. Редукционный клапан поддерживает давление
в пределах от 3,5 до 5,6 -^g. Излишек масла редукционный клапан
перепускает через канал 9 во всасывающую полость 5 насоса. В полость
нагнетания включен манометр 11 для контроля давления.
Насос II откачивает масло по каналу 13 из отстойника двигателя.
Шестерни 3 и 4 подают масло из полости 14 в полость 75, откуда
оно подается по каналу 76 в бак.
Литой электронный корпус насоса состоит из трех частей (фиг. 106
см. в конце книги) собственно корпуса 18, крышки 19 и опорного
фланца 77, которым насос крепится к задней крышке картера 20
двигателя. На опорном фланце отлита бобышка, центральное отвер-
стие которой является подшипником ведущего валика 25. Через отвер-
стие 12 фланца масло проходит из полости нагнетания 6 в масляную
магистраль двигателя. Через второе отверстие 73 масло поступает из
отстойника двигателя в полость всасывания 14 насоса II (фиг. 105).
В корпусе насоса расположены два гнезда для шестерен 3 и 4
(фиг. 106), откачивающей части насоса, с другой стороны располо-
жены два гнезда для шестерен 7 и 2, нагнетающей части насоса.
106
Фиг. 107. Схема передачи к
масляным насосам.
Полость всасывания 5 нагнетающей части насоса расположена
приливе корпуса 18 имеющего два отверстия 21 и 22 для штуцера
термометр3 и одно отверстие 23 для штуцера маслопровода, по кото-
рому подается масло из бака в насос.
Р Крышка 19 насоса с задней стороны имеет обработанную глад-
куЮ плоскость с отверстием для валика 24, гнездом для валика 25 и-
восемью отверстиями для шпилек. С передней стороны крышка окан-
чивается квадратным фланцем-
Ведущий валик 25 и шестерня 3 выполнены за одно целое из-
поковки хромоникелевой стали. На конусе
и конуса крепится втулка со шлицами, вхо-
дящими в шлицы ведущей шестерни 31.
С другого конца валика на цилиндрической
части его закрепляется шестерня 2.
Шестерня 4 откачивающей части на-
соса, вращается вокруг полой оси 26, за-
прессованной в корпус 18. Отверстие между
зубьями на шестерне 4 служит для под-
вода масла к валику 26 для смазки.
Ведомая шестерня 1 нагнетающей части
насоса, выполнена за одно целое с вали-
ком 24, один конец которого опирается
в подшипник крышки 19. Подшипник ва-
лика в крышке снабжен сальником, преду-
преждающим просачивание масла вдоль
валика.
Редукционный клапан 8 крепится на
резьбе в приливе 28 корпуса насоса. Шарик
редукционного клапана прижимается к гнезду корпуса пружиной,
натяжение которой регулируется винтом 29. В корпусе имеются от-
верстия для прохода масла в канал 9. Насос в собранном виде кре-
пится к картеру при помощи восьми шпилек, ввернутых в заднюю
крышку картера 20. Шпильки проходят через сквозные отверстия
в опорном фланце 17, в корпусе 18 и в крышке 19.
Насос приводится в действие от коленчатого вала двигателя
посредством двух цилиндрических шестерен. Схема передачи изобра-
жена на фиг. 107.
Передаточное отношение от коленчатого вала к валику насоса
равно:
L=-^-= 1,125.
“ п
. Масляный насос мотора ПраттиУитней „Хорнет"
(М-15). Схема насоса изображена на фиг. 108. Насос имеет нагнетаю-
Шую / и откачивающую II части. Корпус насоса состоит из трех алюми-
ниевых отливок, стянутых четырьмя шпильками. Задняя часть корпуса,
обращенная к картеру двигателя, снабжена фланцем крепления с тремя
отверстиями для шпилек.
В задней части корпуса расположен нагнетающий насос, состоя-
И3 шестеРен 7 и 2. Средняя часть корпуса служит перегородкой
ежду нагнетающим и откачивающим насосами. В средней части кор-
Уса расположены шестерни 3 и 4 откачивающего насоса.
107
В передней части корпуса 5 имеется редукционный клапан $
четыре штуцера для трубок 7 и 8, по которым масло подводится
к насосу, и для трубок 9 и 10, по которым масло отводится от насоса
Полости в крышке
корпуса служат для п0.
дачи масла в нагнетаю-
щий и откачивающий
насосы I и II и отвода
масла из насосов. Сквоз-
ные отверстия в сред-
ней части корпуса слу-
жат для прохода масла
в нагнетающий насос
и из него.
Редукционный кла-
пан 6 поддерживает
давление в нагнетатель-
ной магистрали двига-
теля в пределах от
4,5 до 6 . Излишек
см2
масла перепускается в
полость 11 всасывания
нагнетающего насоса 1.
На ведущем вали-
ке, выполненном за
одно целое с шестер-
ней 1 нагнетающего на-
соса I, укреплена на
шпонке шестерня 3 от-
качивающего насоса.
Ведомые шестерни 2 и 4 насоса вращаются на оси, которая кре-
пится в задней и передней части крышки корпуса насоса. Передаточ-
ное отношение между коленчатым валом и приводным валиком насоса
равно 1,5.
Масляный насос мотора М-11 (фит. 109). Нагнетающий
насос Н расположен в литой крышке. I
Откачивающий насос О расположен в корпусе насоса. На крышке
Кр насоса имеется редукционный клапан Р и фильтр Ф. Редукцион-
ный клапан поддерживает давление масла в пределах 0,7—2 .
сма
Насос приводится от коленчатого вала двигателя посредством
двух цилиндрических шестерен, с передаточным отношением 1.
Масляный насос мотора Гном-Рон „Мистраль-Ма-
жор" 14 К (М-85). Нагнетающий насос 1 (фиг. 110) расположен
в специальном гнезде задней крышки картера двигателя с правой
стороны \ ее. Литой корпус 1 насоса с одной стороны имеет два
гнезда для шестерен 2 и 3 и две полости: всасывания и нагнетания.
Полость всасывания корпуса 1 сообщается через два отверстия,
расположенные сбоку корпуса, с отверстием, подводящим масло к на-
сосу через канал в задней крышке картера двигателя. Полость нагне-
тания 4 насоса сообщается через внутреннюю полость бронзовой оси 5
108
стерни с нагнетательным маслопроводом двигателя. Редукционный
%^нан 7 грибкового типа регулируется натяжением пружины 8 по-
Фиг. 109. Масляный насос мотора М-11.
g Разрез по В~В
109
средством гайки 9. Снаружи клапан закрывается колпачком 10. Редук.
ционный клапан поддерживает давление в полости нагнетания 3,5-Д^
См* •
Излишек масла клапан перепускает по каналу 11 в полость всасы
Фиг. 111. Схема масляного насоса мотора М-34.
’вания. С противоположной стороны нагнетающий насос закрывается
крышкой 12, закрепляемой гайками 73 на четырех шпильках, вверну-
тых в корпус 7, Передаточное отношение к приводному валу нагне-
Фиг. 112. Агрегат насосов мотора М-34.
тающего насоса iH — 0,5.
Откачивающий насос 11
расположен в гнезде задней
крышки картера двигателя
с левой стороны ее. По кон-
струкции он подобен нагне-
тающему насосу.
Передаточное отноше-
ние к отсасывающему насосу
такое же как и у нагнетаю-
щего насоса.
Масляный насос
мотора М-34. Насос со-
стоит из трехчастей (фиг. 111):
одного нагнетающего I и
двух откачивающих насо-
сов 11 и 111, из которых пер-
вый откачивает масло из
переднего отстойника, а второй — из заднего отстойника двигателя.
Нагнетающий насос снабжен редукционным клапаном.
Корпус масляного насоса (фиг. 112) состоит из трех отливок.
В передней части 7 корпуса расположены шестерни 7 и 2 нагнетаю-
щего насоса, редукционный клапан 10, сливной кран 11 и фланцы для
по
епления маслопроводов. Через один из них 12 масло подводится
^насосу из бака, через другой подается из насоса в нагнетательную
Магистраль двигателя.
д В средней части 8 корпуса расположены шестерни 3 и 4 откачи-
аюШег0 насоса отсасывающего масло из переднего отстойника
двигателя. Полости нагнетания насосов II и III сообщены между
собой-
Задняя часть корпуса представляет обработанную отливку в виде
стакана с крышкой, в которой расположены шестерни 5 и 6 откачи-
вающего насоса III. Все части корпусов масляного насоса присоеди-
няются к корпусу 9.
Верхняя часть корпуса 9 заканчивается фланцем 14 крепления
агрегата насосов к мотору. Корпус 9 служит задним отстойником дви-
гателя. На корпусе 9 сбоку имеется прилив 15 с каналом для сооб-
щения заднего отстойника с откачивающим насосом III. На этом при-
ливе установлен сливной кран 76.
Ведущие шестерни насоса укреплены на валике посредством
шпонок, а ведомые свободно вращаются вокруг общей оси. Ведущий
валик насоса получает вращение от коленчатого вала двигателя при
помощи двух пар конических шестерен и валика 18. Передаточное
отношение между коленчатым валом и приводным валиком на-
соса—1,815.
Задача 13. Определить размеры шестерен масляного насоса дви-
гателя. Насос работает по схеме фиг. 111.
Передаточное отношение к валику насоса 1Н= 1,815. Производи-
, г>г*о об
•дельность насоса 57 'мп^ на режиме работы двигателя при 1850 .
Решение. Положим в основу расчета производительность на 5О°/о
«большую заданной:
= 1,5 • 57 = 86 .
е мин
11.
Примем коэфициент подачи т^ = 0,85, тогда
V ==-^ = — — =101 ——.
т 0,85 мин
Пусть расстояние между осями шестерен насоса равно 50 мм.
1 огда диаметры начальных окружностей шестерен da — 50 мм.
Пусть модуль зубьев шестерен равен 4,5 мм. Число зубьев шестерен
равно:
_ _ 50
ъ~ т~ 4,5
Точнее, диаметры начальных окружностей шестерен насоса будут
равны:
d0 — т • z;t = 4,5 • 11= 49,5 мм
и расстояние между центрами шестерен будет равно 49,55 мм. По
Уравнению (75) длина зубьев нагнетающего насоса равна:
„ - УтЮв 101 • 10» inc ~ on ..
6 3,45t<Z0zz„ ~ 3,45 2 - 49,5 • 1,815 - 1850 9,6 ~ М‘
Ill
Проверяем производительность насоса:
К, = 3,45 • 10~° • 2 • 4,5 49,5 • 20 • 1,815 • 1850=104 —. ,
мин
т. е. насос работает с запасом
Учитывая, что при наклоне двигателя в полете все масло может
собираться или в переднем или в заднем отстойниках и учитывая,
что стекающее масло может быть вспенено, благодаря чему оно зани-
мает больший объем, чем нагнетаемое, выбираем производительность
каждого из откачивающих насосов частей // и 111 (фиг. 111) на 5О°/о
больше производительности нагнетающего насоса.
Из производственных и конструктивных соображений целесооб-
разно профиль, модуль и диаметры всех шестерен сохранить одина-
ковыми, а производительность можно увеличивать увеличением длины
зубьев.
Длина зубьев шестерен откачивающих насосов, следовательно,
должна быть:
Н.л — 1,5 • 20 = 30 мм.
Производительность каждого из откачивающих насосов будет
равна:
I/ =0,85 • 3,45 • 10-6 • 2 • 4,5 • 30 1,815 • 1850 = 132,5 ——
Ё мин
или обоих откачивающих насосов:
2 • 132,5 = 265
s мин
Коловратные насосы
Коловратные масляные насосы применяются в двигателях Испано-
Сюиза. Фирма в течение ряда лет улучшала их и в настоящее время
выпускает двигатели с коловратными масляными насосами вполне
надежной конструкции.
Коловратный насос прост по конструкции, компактен, удобен
в эксплоатации. Насос равномерно подает масло. Коэфициент полезного
действия этих насосов не ниже, чем у шестеренчатых. Преимуществом
их является сравнительно большая высота всасывания.
а) Принцип действия. На фиг. ИЗ изображена схема коловрат-
ного насоса. Ротор Р насоса расположен эксцентрично по отношению
к цилиндру Ц. В роторе имеется прорезь, в которую вставлены две
пластинки Пг и /7а, прижимаемые пружиной к внутренней (рабочей)
поверхности цилиндра Ц.
Пусть ротор вращается против часовой стрелки. После того как
торец пластинки 77, пройдет отверстие всасывания В, в зазоре между
ротором и цилиндром возникает разрежение. Эта полость будет за-
полняться маслом до тех пор, пока торец пластинки не откроет
отверстия Л1 нагнетательной магистрали. При дальнейшем вращении
ротора пластинка П2 вытесняет масло из рабочей полости через отвер-
112
e M в магистраль. Таким образом насос непрерывно подсасывает
сТ' 0 через отверстие В и нагнетает его через отверстие М.
ма б) Расчет коловратного насоса. Рабочий объем насоса равен
О15зведению площади попереч-
сечения рабочего объема К
Заштрихованную на фигуре 114)
на высоту цилиндра Ир.
v=KHk.
(76)
a
-----a
Фиг. 114. К расчету производительности
коловратного насоса.
фиг. ИЗ.
Схема коловратного на-
соса.
Площадь К можно определить планиметром или вычислить
тически.
Площадь К можно рассматривать как разность площадей
Ki [abcdfia] и К2 [2pmcdp\.
Площадь Кх в свою очередь равна разности площадей
[аЬсо^] и [ifdi]:
Ki — [abco^] — [ifdi] =-пт
анали-
(77)
+ Sin 2а
у- W],
а
90
(78)
где — радиус цилиндра в мм,
г — радиус ротора в мм,
—угол [сот], который определяется из уравнения;
1 г
Sin а — I — -г- .
К
Площадь \pmcdp] равна сумме площадей сегмента Р
Угольника <7. Из фиг. 114:
и
(79)
прямо-
180
q = s К[— г — Р ( 1 — cos
8 Го
• Миллер.
113
следовательно
_______sinpU
2 ( 180° Р /
R — г — р ( 1 — cos -
где р — радиус закругления торца пластинки
s — толщина пластинки в мм,
р — угол закругления торца пластинки.
уравнения:
Р _ 8
Sln 2 — 2р
[мм2],
в мм.
(80)
Угол [В определяется из
(81)
Из фиг. 114 видно, что за один оборот ротора насос подает
объем масла, равный удвоенному рабочему объему. Производительность
насоса равна:
Ит = 2 • 10 ~6 • К • Hh • пн [л)мин] (82)
и
— Vp
где К—площадь рабочего объема насоса в мм2,
Hk — рабочая длина цилиндра в мм,
пн — число оборотов ротора в об/мин,
nv— коэфициент подачи, равный 0,8—0,9.
Мощность, затрачиваемая на привод насоса, вычисляется анало-
гично мощности, затрачиваемой на привод поршневого насоса, по
уравнению (70).
В таблице 17 приведены основные конструктивные данные коло-
вратных масляных насосов типа Испано-Сюиза.
Таблица 17
dp Dk 1 -a: _Р_ Dh R—r Dk
Нагнетающий насос 0,84 0,257 0,151 0,084
Откачивающий насос = 2 R — диаметр цилиндра 0,77 0,31 —толщина 0,194 пластинки 0,116
dp — 2г— „ ротора F •—радиус закругления торца пла- стинки
в) Конструкция коловратного насоса. На фиг. 115 приведена схема
коловратного масляного насоса двигателя Испано-Сюиза 12Ybrs (М-100).
Насос состоит из трех частей: нагнетающего насоса 1 и двух
откачивающих II и III.
Из бака масло подводится к нагнетающему насосу по каналу 7.
Ротор 2 подает масло в полость нагнетания 3, которая сообщена
с нагнетательной магистралью М двигателя. К полости нагнетания
114
CM2
’ рпинен редукционный клапан 4, который поддерживает давление
лрисоед кг
„ртятельной магистрали в пределах З-г-4 Излишек масла
р нагш'“ см
пускается по каналу 5 в полость всасывания 1.
перечу качивзЮщИй насос Ц отсасывает масло из переднего отстой-
----------------------- с рОТОр у подает масло в канал 8.
вИка двигателя по каналу 6.
Фиг. 115. Схема масляного насоса двигателя Испано-Сюиза
12 Ybrs (М-ЮО).
Фиг. 116. Масляный насос двигателя Испано-
Сюиза 12 Ybrs.
Откачивающий насос III отсасывает масло из заднего отстойника
двигателя и подает его в канал 8, по которому масло направляется
в бак.
Насос расположен в задней части нижней крышки 10 картера
двигателя (фиг. 116). В картере имеются три гнезда, перпендикулярные
продольной оси картера. В
этой же части картера рас-
положены полости 3 и 12,
каналы 13 и 5 и трубка 14,
служащие для подвода и
вывода масла.
Редукционный клапан 4
установлен в нижней крыш-
ке 10 картера и сообщается
с полостью 3 насоса. Клапан
представляет собой стакан-
чик, прижимаемый к седлу
корпуса пружиной, затяжка
которой регулируется гай-
кой, ввинченной в корпус
редукционного клапана.
В гнезда картера встав-
ляются цилиндры насосов 15
(фиг. 117), представляющие собой чугунные статны, обработанные
с° всех сторон. Каждый цилиндр имеет два ряда круглых отверстий 1о
Аля входа и выхода масла.
Внутренняя эксцентрично расположенная по отношению к оси
стакана рабочая поверхность цилиндра шлифована. Расточки с торцов
стакана служат подшипниками ротора 2. Стаканы насосов фиксиру-
Фиг. 117. Детали масляного насоса двига-
теля Испано-Сюиза 12 Ybrs.
ются в картере двигателя сто-
порами 17. Ротор 2 насоса пред-
ставляет собой стальной валик
с пазом 13 для чугунных пла-
стинок 19 и 20, прижимаемых
к внутренней рабочей поверх-
ности стакана 15 пружинами
21 и 22.
В верхней части роторы 2
и 7 имеют внутренние шлицы 23
для соединения с ведущими
валиками 24, которые враща-
ются в цилиндрических под-
шипниках 25. Последние встав-
ляются в гнезда нижней поло-
вины картера двигателя сверху.
Валик 2 нагнетающего
насоса, снизу имеет внутрен-
ние шлицы для привода во-
дяного насоса. В валики 7
откачивающих насосов запрес-
сованы ведущие шестерни 26
бензиновых насосов.
Снизу насос закрывается
крышкой 9, которая крепится
на шпильках картера и снаб-
жена фланцами 27 для уста-
новки бензиновых насосов и
фланием 23 для крепления во-
дяного насоса.
Валик 24 нагнетающего
насоса приводится парой кони-
ческих шестерен, одна из ко-
торых сидит на коленчатом валу двигателя, другая—29 на валике
насоса. Цилиндрическая шестерня 30, одетая на этот валик, приво-
дит в движение цилиндрические шестерни 31 валиков откачивающих
насосов. Передача к насосу равна 1,2.
Задача 14. Произвести поверочный расчет производительности,
масляного насоса мотора Испано-Сюиза 12 Ybrs по следующим данным:.
dP Hk •S Р
мм мм мм мм мм
Нагнетающий насос ... 31 26 49,9 7,98 5
Откачивающие насосы . . . 25,8 20 59.9 8,0 •к
Передаточное отношение к насосу 1,2, номинальное число оборо-
тов мотора 2400 .
£мин
116
Решение. Площадь поперечного сечения рабочего объема нагне-
тающего насоса по уравнению (77) равна А' = /С1— К2-
По уравнению (78) Ку равно:
„ Г_ Л , “° \ ! П ] ттга
2 + 90° ) + Sin2а| 2 ’
где
n Dk 31
К = —2^- = —2~ = 15,5 мм,
d„ 26
/' = —£ =-^- = 13 мм.
По уравнению (79)
г 1 3 *
sin а = 1--ег = 1----. с- р- — 0,1613,
К 15,о
«откуда
а = 9° 17'.
А1— 2
Подставляя это значение в уравнение
15,52 :
/ 9п17‘
3’14 (1+w
+ sin 2 (9° 17')
(78), получаем:
3,14 - 132 1ПО_ „
----—£-----= 192,7 мм2.
/<2=4
По уравнению (80) определяем Кв:
sin Й + s R-
г — р i 1 — cos
По уравнению (81):
. ₽ з 7,98
МП2 =^=-225 =0’798'
откуда
₽ = 105° 54'.
Подставляя это значение в уравнение (80), получаем:
„ _ 52 /3,14 • 105°54'
— 2
1RO° sin 105° 54' —
loU J
— 7,98 [15,5 — 13 — 5 (1 — cos 52°57')] = 15,2 мм2.
По уравнению (77) площадь К равна:
К = Ку — К2 = 192,7 — 15,2 = 177,5 мм2.
Рабочий объем цилиндра по уравнению (76):
V=KHk = 177,5 • 49,9 = 8850 мм2.
Принимая ^ = 0,8, находим по уравнению (68) и (82):
Vg = 2 • 10“6 • К • Нкг^пн — 2 • 10~G • 8850 • 0,8 - 1,2 • 2400 — 40,8
117
По данным описания двигателя Испано-Сюиза 12 Ybrs при нор-
мальном давлении ( Зч-4—в нагнетательной магистрали насос
подает в двигатель 26 —--- масла. Следовательно, редукционный кла-
мин
пан насоса перепускает:
VD = 40,8 — 26 = 14,8
р мин
Аналогично предыдущему для откачивающего насоса получаем:
Kt = 159 mms; К2 = 15,98 мм-;
К = Kt — Az2 = 159 — 15,98 = 143,02 .иж2;
V— 143,02 • 59,9 = 8570 мм\
И =2 • 2 • 10-6 • 8570 • 0,8 • 1,2 • 2400 = 79 -Л- .
е мин
Характеристики насосов
Теоретическая производительность насосов, как видно из урав-
нений (67), (75) и (82), прямо пропорциональна числу оборотов.
У,П1 ___ Пт
или
= — К, <
m v m2*
МHi
Действительная производительность насосов меньше теоретиче-
ской и зависит, кроме числа оборотов, также от давления масла в по-
лости нагнетания.
На фиг. 118 изображена дейст-
вительная производительность Vg
SUULWUWUUXBOOZ 1000i 1200 iwo
об/мин.
Фиг. 118. Подача шестеренчатого насоса
в функции числа оборотов и давления
подачи.
Фиг. 119. Коэфициент подачи шесте-
ренчатого насоса в функции числа
оборотов и давления в полости на-
гнетания.
118
шестеренчатого насоса в функции числа оборотов пн и давления
в полости нагнетания рм.
Как видно из фиг. 118, чем больше давление в полости нагне-
тания, тем больше отличается
действительная производитель-
ность V„ от теоретической Vm.
На фиг. 119,120 и 121 изоб-
ражен объемный коэфициент
в функции числа оборотов при
различных давлениях нагнета-
ния шестеренчатого, коловрат-
ного и поршевого насосов.
На фиг. 122 изображена
подача масла и давление в
полости нагнетания в функции
числа оборотов двигателя при
различной предварительной
затяжке пружины редукцион-
ного клапана (по данным
автора).
Характеристикой насоса
Фиг. 120.
насоса в
Коэфициент подачи коловратного
функции числа оборотов и давле-
ния в полости нагнетания.
называется кривая зависимости
давления масла в полости нагнетания от подачи (с работающим ре-
дукционным клапаном) при постоянных оборотах насоса. Характери-
Фиг. 121. Коэфицент подачи поршневого
насоса в функции числа оборотов.
стики снимаются на испыта-
тельной установке путем дрос-
селирования масла при посто-
янных оборотах. От дроссели-
рования давление в полости
нагнетания насоса повышается.
Вид характеристики опреде-
ляется основными конструктив-
ными параметрами насоса, вяз-
костью масла и регулировкой
редукционного клапана.
На заводах для каждого
типа насосов имеются кон-
трольные характеристики, на-
зываемые эталонными. Эти характеристики служат для контроля регу-
лировки редукционных клапанов серийных насосов.
На фиг. 123 и 124 изображены типичные эталонные характери-
стики масляных насосов.
2. Детали масляной системы двигателя
Маслопроводы
Внутренние маслопроводы являются ответственной деталью дви-
гателя, так как их неисправность может нарушить смазку и привести
к аварии двигателя. К внутренним маслопроводам предъявляются
следующие основные требования:
1) Маслопроводы нагнетательной магистрали должны выдержи-
вать давление в 4—-5 раз больше рабочего. Маслопроводы откачи-
119
вающей системы и маслопроводы по которым масло стекает в картер
двигателя, также должны быть достаточно прочными и герметичными.
2) Маслопроводы должны быть легкими и иметь наименьший
возможный габарит.
3)ЛМаслопроводы должны быть доступными для промывания и
продувки.
4) Маслопроводы должны быть расположены так, чтобы обес-
печить легкий слив масла.
Материалом для изготовления маслопроводов служат стальные,
латунные или дуралюминиевые тру-
бы. Внутренние маслопроводы ино-
гда, частично или полностью, заме-
няются сверлениями в картере и
других деталях двигателя.
Средняя скорость масла в
маслопроводе составляет, обычно,
Фиг. 122. Подача масла и давление в
полости нагнетания в функции числа
оборотов двигателя при различной регу-
лировке редукционного клапана.
Фиг. 123. Эталонная характеристика
насоса с работающим редукционным
клапаном.
1 4' 1’5 ~ ‘ • Повышать скорость течения масла выше 3——— не ре-
сек сек г
комендуется, так как при этом сильно возрастают потери напора.
Фиг. 124. Эталонная характери-
стика масляного насоса срабо-
тающим редукционным кла-
Уплотнения
Утечка масла через неплотности и за-
зоры, в особенности у носка коленчатого
вала и у других валиков, вроде приводных
валиков магнето и т. д., предупреждается
уплотнениями.
а) Сальник. Сальник (фиг. 125) состоит
из фетрового кольца Ф, расположенного
в кольцевой выточке С. Прокладка ф.
плотно прилегает к поверхности вала В.
Маслоотражательное кольцо М, показанное
на фиг. 125, предупреждает проникновение
масла в сальник.
паном.
сальниковая набивка
фрикционного сплава
Вместо фетровых колец часто приме-
няют кожаные кольца. Употребляется также
из тонких листов (фольги) специального анти-
(например, фиг. 106, 24).
120
Сальниковое уплотнение страдает существенным недостатком.
При высоком числе оборотов набивка сальника перегревается.
б) Лабиринтное уплотнение (фиг. 126). Состоит из ряда желоб-
ков 1, 1
проточенных в неподвижной втулке 2, которая установлена
с очень малым зазором 4 по отноше-
нию к валу 5.
Лабиринтное уплотнение приме-
няется чаще всего для предупрежде-
ния проникновения масляных брызг
или масляного тумана вместе с воз-
духом из полости повышенного дав-
ления в полость пониженного давле-
Фиг. 125. Сальниковое уплот-
нение носка коленчатого вала.
Фиг. 126. Лабиринтное уплот-
нение.
ния (например, из полости коробки привода нагнетателя в полость
крыльчатки). Поток воздуха, проходя через ряд последовательно рас-
ширяющихся сечений, теряет кине-
тическую^энергию и дросселируется.
Фиг. 128. Уплотнение носка вала
обратной резьбой.
Фиг. 127. Лабиринтное уплотнение
валика нагнетателя.
На фиг. 127 изображено сложное лабиринтное уплотнение на
валу нагнетателя.
в) Обратная резьба. На фиг. 128 изображено уплотнение при по-
мощи обратной резьбы на вращающемся валу. Резьба, действуя как на-
сос, гонит масло обратно в картер, предупреждая вытекание его наружу.
г) Уплотнение пружинными кольцами. На фиг. 129 изображено
уплотнение носка вала при помощи пружинных разрезных колец.
Это уплотнение действует надежно и с успехом применяется на
новейших авиационных двигателях.
Кольца изготовляются из чугуна или бронзы, гнезда колец и
внешняя втулка уплотнения — стальные.
121
Отстойники и успокоители •
Отработанное в двигателе масло стекает по стенкам картера
в специальные отстойники. Для отделения пены масло проходит
через успокоитель. Успокоитель
представляет собой редкую сет-
ку, расположенную над отстой-
ником. Рядные двигатели обычно
снабжаются двумя отстойниками,
один из которых располагается в
передней части картера, а дру-
гой — в задней.
Звездообразные двигатели
снабжаются одним отстойником,
расположенным в нижней части
картера. В отстойниках некото-
Фиг. 129. Уплотнение носка вала пружин- Рых Двигателей устанавливаются
нымн кольцами. фильтры.
Фильтры
Среди разнообразных конструкций фильтров наиболее распро-
странены сетчатые фильтры.
Площадь фильтра определяется количеством масла, проходя-
щего через фильтр, и скоростью фильтрации. Для вычисления пло-
щади фильтра Фальц [1] рекомендует следующую формулу:
^=16,7^^],
Фиг. 130. Сетчатый масляный фильтр.
засорить трубопровод или привести к
где — активная площадь фильтра в мм'1, т. е. площадь сетки
за вычетом площади, занятой каркасом,
— количество масла, проходящего через фильтр в л{мин,
Vj — скорость фильтрации в м/сек, под которой подразумевается
частное от деления, протекающего через фильтр секундного объ-
ема масла на актив-
ную площадь фильтра
в м2.
Скорость фильтра-
ции, определенная по-
добным образом, долж-
на быть равна 0,02 —
0,03 м]сек при сетке с
320 — 400 ячейками
на см2 (или с 18 — 20
нитками на пог. см сет-
ки). Такая сетка задер-
живает только крупные
частицы, которые могут
аварии.
Для полной фильтрации масла требуются очень мелкие ячейки.
Фальц рекомендует сетку с 10000—-17000 ячейками на см1, при
этом скорость фильтрации должна быть равна 0,013 — 0,015 .
122
сетки С, припаянной
$ В мотор
Фиг. 131. Схематический чер-
теж щелевого фильтра типа
,Куно“.
Конструкция сетчатых фильтров очень проста. Фильтр состоит
из латунного каркаса К (фиг. 130), латунной
к каркасу- Фильтр обычно устанавливается
в отстойнике. Фильтр должен легко выни-
маться из гнезда Г отстойника для очистки.
Иногда сетчатые фильтры устанавливаются
в корпусе насоса (фиг. 109).
Кроме сетчатых фильтров в авиаци
онных двигателях часто применяются щеле-
вые (пластинчатые) фильтры.
Щелевой фильтр Куно (фиг. 131) со-
стоит из набора тонких пластин, образую-
щих зазоры в сотые доли миллиметра, че-
рез которые фильтруется масло.
Дисковые пластины 1 фильтра соб-
раны на общей оси 2 и имеют окна 3 для
прохода масла. Пластины 1 разделены до-
полнительными пластинами 4 треугольной
формы (ножами), монтированными на боко-
вой оси 5.
Очистка фильтра производится пово-
ротом ручки 6, выведенной наружу. При
этой операции ножи 4, оставаясь непод-
вижными, снимают с пластины 1 осевшую
Пэ
насоса
на них грязь.
На случай засорения фильтра предусмотрен перепускной клапан 7,
через который масло проходит в двигатель.
Потеря напора в таком фильтре составляет 0,2 —0,4 • Та-
кой фильтр установлен на двигателе Райт „Циклон11.
3. Масляная система двигателя
В авиационных двигателях применяется принудительно-циркуля-
ционная система смазки. Масло подается к коренным и шатунным
кг
подшипникам коленчатого вала двигателя под давлением 2—10 .
Другие трущиеся детали смазываются мелкими каплями масла, полу-
чающимися в результате разбрызгивания масла кривошипным меха-
низмом. Стекающее в картер масло откачивается в бак. —
Смазка рядных двигателей
- J
а) Смазка двигателя М-34 PH. На фиг. 132 (см. вклейку
в конце книги) представлена схема смазки двигателя М-34 PH.
Масляный насос 1 состоит из нагнетающего шестеренчатого насоса I
и двух откачивающих насосов II. Нагнетательный насос подает масло
/^2
в нагнетательную магистраль 2 под давлением 8 -ь Из ответ-
влений 4 магистрали 2 масло поступает во внутренние полости корен-
ных шеек 8 коленчатого вала через четыре пятимиллиметровых
отверстия.
123-
масло посту-
по наружной
сверления 18
и подпятника
В полости шатунных шеек коленчатого вала вставлены латунные
трубки 5, развальцованные в отверстиях 6. Это обеспечивает подачу
к трущимся поверхностям, очищенного от механических примесей,
масла.
Кулачковые валики смазываются маслом, которое подается
го двум наружным трубкам, идущим от кронштейна динамо в крон-
штейн 7 наклонных валиков передачи. Далее масло по сверлениям
в подшипниках валиков 8 поступает во внутреннюю полость вали-
ков. Опорные шейки 9 валиков 8 смазываются через отверстия в теле
валика. Вытекающее из подшипников масло сливается в картер дви-
гателя по сливным трубкам и по кожухам 10 наклонных валиков
передачи.
, Задняя опора редуктора смазывается по трубке 12, идущей
от кольцевой протбчки 11 в седьмой опоре коленчатого вала, сооб-
щенной! с нагнетательной магистралью 2. Передняя опора редуктора
•снабжается маслом через полость 13, вала винта.
По кольцевой проточке 14, восьмой опоры коленчатого вала,
’масло из нагнетательной магистрали подается в трубку 15, имеющую
три отверстия на боковой поверхности, через которые
пает на зубья 76 шевронных шестерен редуктора.
К подпятнику нагнетателя 17 масло подается
трубке. Масло заполняет валик нагнетателя и через
смазывает опоры его. Вытекающее из задней опоры
нагнетателя масло собирается в кожухе подпятника, откуда оно напра-
вляется в откачивающий насос по трубке 19.
Передача нагнетателя (перебор) питается маслом через ответ-
вление трубки, по которой подается масло к правому кулачковому
валику. Далее масло поступает через калиброванное отверстие по
сверлениям в корпусе и в передней крышке нагнетателя через коль-
цевую полость 20, вокруг втулки шариковых подшипников, и по свер-
лениям 21, в кронштейнах пальцев, подается в полость 22 пальцев.
Через отверстия 23 в пальцах масло смазывает подшипники шестерен
привода нагнетателя.
Отработанное масло стекает в картер двигателя через отвер-
стие 24 во фланце нагнетателя.
Валик крыльчатки нагнетателя уплотнен, от подсоса масла
в нагнетатель, лабиринтами 25. Носок вала редуктора уплотняется
посредством маслоотражательного кольца 2d и обратной резьбы 27.
б) Смазка двигателя Испано-Сюиза\2 /7>г$.Нафиг. 133 (см. вклей-
ку в конце книги) представлена схема смазки двигателя Испано-
Сюиза 12 Ybrs.
Масляный насос 1 коловратного типа с одной нагнетающей I
и двумя откачивающими частями подает масло в нагнетательную
магистраль 2 под давлением Зч-5 и откачивает масло из отстой-
СМй
ников 3 и 4 в бак.
Коренные подшипники смазываются маслом, поступающим из маги-
страли 2 по кольцевым проточкам 5 под вкладышами и через два
диаметрально противоположных отверстия во вкладышах. Опорные
шейки коленчатого вала имеют по три сверления 6, через которые
масло проходит в кольцевую полость 7 шеек и далее по трубкам 8,
запрессованным в шатунных шейках, поступает в шатунные под-
шипники.
В подшипники верхних головок главных шатунов и их поршне-
вых пальцев масло подается по трубкам 22, укрепленным вдоль глав-
ных шатунов. Верхние головки прицепных шатунов снабжаются
маслом через внутренние полости шатунов.
В полости кулачковых валиков масло подается из кольцевой
проточки 9 второго переднего опорного подшипника по трубкам 10,
расположенным в передней части блоков цилиндров. Для обеспечения
надежной смазки задних подшипников 12 и шестерен распределения,
в пОлостй каждого валика установлена трубка 11, по которой масла.
Фиг. 134. Система пусковой смазки двигателя Испано-
Сюиза 12 Ybrs.
проходит в заднюю часть валика. Масло, циркулирующее в зазоре*
между стенками трубки и стенками валика, идет на смазку кулачков
и его промежуточных опор. Масло стекает в картер двигателя по
трубкам, расположенным в передней части блоков цилиндров и по
стенкам кожухов 13 наклонных валиков передачи.
Двигатель снабжен дополнительной пусковой системой смазки
(фнг. 134). Система состоит из маслопровода 18, расположенного в верх-
ней части картера 15 и питающегося маслом из среднего коренного
подшипника 14. Маслопровод снабжен клапаном 16 и шестью насад-
ками 17, расположенными над кривошипами двигателя. Клапан 13
управляется из кабины летчика. При пуске двигателя клапан 16 откры-
вается. Масло заполняет дополнительный маслопровод 18 и через
насадки 17 сливается на шатунные механизмы, разбрызгивающие масло
на «тенки цилиндров.
Коренные подшипники двигателя охлаждаются воздухом. Опоры
коренных подшипников окружены кольцевыми полостями 19, нахо-
дящимися в перегородках картера. В этих полостях циркулирует
воздух, улавливаемый в полете особым патрубком. Эффект от охлаж-
дения подшипников этим способом вследствие малой скорости охлаж-
дающего воздуха не велик.
Нижняя половина картера снабжена успокоительной решеткой 20
и сетчатым фильтром 21.
,25-
Смазка звездообразных двигателей
а) Смазка двигателя Пратт и Уитней „Хорнет". На фигуре 135
•(см. вклейку в конце книги) изображена схема смазки двигателя
„Хорнет11 (М-15).
Шестеренчатый насос подает масло под давлением 4,5-4-6 кг/см2
по трубке 1 в магистраль 2 двигателя. По нагнетательной магистрали
двигателя 3, 4, 5, 6, заканчивающейся кольцевой проточкой 7, вокруг
носка коленчатого вала, масло ч’ерез отверстие 8 в коленчатом валу
заполняет его полость 9. Через два отверстия 10 часть масла по-
дается в систему распределения 11.
По сверлению 12 в щеке коленчатого вала масло поступает в
полость 13 шатунной шейки и смазывает подшипник 14. Через отвер-
стие 15 и полости 15 пальцев прицепных шатунов, масло подается
к подшипникам нижних головок 17 прицепных шатунов. Верхние
головки шатунов, цилиндры, поршни, коренные подшипники качения
коленчатого вала, шестерни распределения смазываются разбрызги-
ванием.
В перебор нагнетателя масло подается через отверстие в корпусе
коллектора и поступает по каналу в кронштейне 18 привода во вну-
треннюю полость 19 оси двойной передаточной шестерни. Зубья ше-
стерен смазываются разбрызгиванием.
Приводы, расположенные на задней крышке двигателя, смазыва-
ются маслом, поступающим по трубке 20.
Отработанное масло стекает в маслосборник 3.
В маслосборнике масло проходит через фильтр 24 и отсасывается
по трубке 25 откачивающим насосом. Из насоса масло, через подогре-
вательную рубашку 26 карбюратора, направляется в бак. Оси 27 коро-
мысел распределения набиваются тавотом.
Носок 28 коленчатого вала, валик 29 нагнетателя и валики при-
водов уплотняются обратной квадратной нарезкой.
б) Смазка двигателя Райт „Циклон*. На фиг. 137 (см. вклейку
в конце книги) изображена схема смазки двигателя Райт „Циклон11
(М-25).
Шестеренчатый насос подает масло под давлением 4,5—5,6 кг/г.м2
в полость а (фиг. 136) картера, откуда масло через щелевой фильтр
Куно поступает по каналу b в кольцевую канавку с втулки коленчатого
вала. Из канавки с (фиг. 137) масло через сверление в коленчатом
валу проходит в его полость d. По радиальным каналам, в задней
крышке картера, масло из канавки с подается к валикам шестерен
привода агрегатов.
По каналу i, через полость k, по кольцевой проточке коленча-
того вала и по каналу в щеке масло поступает в полость и шатун-
ной шейки. Через трубку / смазывается шатунный подшинник. Че-
рез отверстия втулки главного шатуна и отверстия в полостя^ т
пальцев прицепных шатунов масло подается к подшипникам нижних
головок прицепных шатунов.
Вытекающее из шатунного подшипника масло смазывает цилиндры,
поршни, коренные подшипники коленчатого вала и т. д.
Сверление х сообщает полость и шатунной шейки с полостью
носка коленчатого вала, подводящей масло к кольцевой проточке
распорной втулки. Из проточки масло по каналу в ведущей шестерне
.распределения и по трубке р проходит в палец двойной шестерни •
.126
распределения г и смазывает ее подшипники. Перебор нагнетателя
смазывается маслом, поступающим по сверлению е из проточки с. Масло
подается в ось s шестерни перебора и смазывает подшипник ее через
сверление.
Отработанное масло собирается в маслосборнике V. На дне масло-
сборника И установлен фильтр Z. После фильтрации масло по ка-
налу, проходящему че-
рез корпус j нагнета-
теля, откачивается на-
сосом.
Оси W роликов
коромысел и шаровые
наконечники тяг g сма-
зываются маслом, кото-
рым пропитана фетро-
вая набивка v в крыш-
ках кожухов коромы-
сел. Валик нагнетателя и
Фиг. 136. Установка фильтра типа„Куно“ в задней
крышке картера.
носок коленчатого вала уплотняется пружиня-
щими кольцами.
Смазка редуктора двигателя Райт „Циклон11 изображена на фиг. 138
(см. вклейку в конце книги). Масло, проходящее из полости и шатун-
ной шейки подается по сверлению х (фиг. 137) в полость 1 (фиг. 138)
между трубой 7 и стенками носка 8 коленчатого вала и через свер-
ление 2 смазывает заднюю опору вала винта.
Задняя опора вала винта имеет две кольцевых проточки: вну-
треннюю 9 и внешнюю 10, сообщенные отверстиями 11. Масло из вну-
тренней проточки 9 поступает во внешнюю 10, откуда по шести про-
дольным канавкам 3 заполняет вторую наружную проточку 12, с другой
стороны опоры.
Кольцевая проточка 12 сообщена с радиальными каналами 4
в лапах сателлитодержателя, через которые масло смазывает подшип-
ники сателлитов 5 редуктора и через отверстия 6 подается на зубья 13
сателлитов.
в) Смазка двигателя Г ном Рон „Мистраль Мажор" К-14.
На фиг. 139 (см. вклейку в конце книги) показана схема смазки дви-
гателя „Мистраль-Мажор“ (М-85).
Масло из бака подается в двигатель через патрубок ел (фиг. 140b),
Пройдя фильтр 1 (фиг. 140а) масло через каналы К± и К2 поступает в
полость всасывания О нагнетающего насоса, расположенного с правой
стороны задней крышки картера и приводимого в действие от колен-
чатого вала через шестерню 2 (фиг. 139).
Из насоса масло через отверстие 3 подается в полость 4 хвосто-
вика коленчатого вала, сообщенную каналом 5 с полостью 6 колен-
чатого вала.
В шатунный подшипник задней звезды масло подается через
отверстия 7 из полости 6. Из шатунного подшипника, пальцы 9 прицеп-
ных шатунов смазываются через канал 8.
По каналу 10 масло поступает из полости 6 в полость 11 второй
шатунной шейки коленчатого вала. Через канал 13 масло подается
в полость 14.
Втулка-75, запрессованная в носке коленчатого вала, распределяет
масло в переднюю шейку коленчатого вала через отверстие 16, в задний
подшипник 20 вала редуктора и в редуктор ио каналам 17, 18 и 19
127
для смазки осей сателлитов редуктора. Стекающее масло образует-
в картере редуктора масляную ванну 21, которая смазывает шестерни
редуктора.
Фиг. 140. Детали системы смазки.
Система распределения, поршни, поршневые пальцы, цилиндры
подшипники коленчатого вала, шестерни привода нагнетателя
и другие приводы смазываются разбрызгиванием.
Оси шестерен привода нагнетателя смазываются через отверстие 34
и полость 33. Стекающее в передней части двигателя масло сливается
через отверстия 26, 35, 36 и по каналам 37, 33, 39, огибающим нижний
цилиндр передней звезды, поступает в отстойник 43. Масло, собира-
ющееся в средней части двигателя, направляется в маслосборник по
каналам 40 и 42, а собирающееся в задней части—по каналам 43, 44,
45, 45, 47.
Из маслосборника масло по каналу 56 и 57 поступает в сетчатый
и магнитный фильтр 49, откуда откачивается насосом (фиг. 140b).
Из фильтра масло поступает по каналу 50, по наружной трубке 53
и по каналу 54 в откачивающий насос, расположенный с левой стороны
задней крышки картера, и по трубопроводу 55 направляется в бак.
Валик нагнетателя уплотнен при помощи лабиринта 59. Носок
коленчатого вала уплотнен обратной резьбой 58.
Коромысла 51 периодически смазывают консистентными мазями.
128
V. НАРУЖНАЯ МАСЛЯНАЯ СИСТЕМА ДВИГАТЕЛЯ
1. Масляные баки
Конструкция масляных баков
Масляный бак является резервуаром для сбора масла, для хра-
нения резервного масла и отстойником, обеспечивающим удаление
воздуха из вспененного масла.
Масляные баки должны удовлетворять следующим требованиям:
бак должен быть прост по конструкции, Иметь малый вес, быть
прочным, герметичным, быть удоб-
ным для заливки масла, очистки и
ремонта.
Масляные баки изготовляют из
листовой меди, латуни, магниевых
и алюминиевых сплавов, нержаве-
ющей стали и т. д.
Наиболее простой по конструк-
ции бак представлен на фиг. 141.
Бак снабжен отстойником /, пред-
ставляющим собой трубку, укреп-
ленную в нижней 2 и верхней 3
части бака и имеющую отверстия 4
для вытекания масла. Трубка 5, по
которой масло поступает из дви-
гателя в бак, оканчивается в отстой-
ник^ 1 выше уровня масла в баке
с тем расчетом, чтобы при оста-
новке двигателя масло не стекало
Фиг. 141. Масляный бак с отстой-
ником.
обратно в двигатель. Отстоявшееся
в отстойнике масло стекает в бак; воздух, выделяющийся из вспенен-
ного масла, удаляется через вентиляционную трубку 6.
В отстойнике имеется сливной кран 7. Штуцер 8 для выходящего
из бака масла установлен вблизи отстойника, так как зимой возле
наружных стенок бака масло застывает, а возле отстойника оно не-
сколько прогревается.
На фиг. 142 изображена конструкция масляного бака Ролльс-
Ройс. Бак снабжен пеногасителем 7.
Объем масла, залитого в бак при заправке самолета, после неко-
торого времени работы двигателя увеличивается благодаря вспениванию.
Поэтому в масляных баках предусматривают запасный объем и при
заправке наливают масло не выше определенного, заранее установлен-
ного уровня. В конструкции бака, изображенной на фиг. 142, распо-
ложение горловины 16 гарантирует бак от переполнения при заправке.
9 Г. В. Миллер.
129
Из двигателя масло поступает в бак через штуцер 6 по трубке 2,
которая заканчивается отверстием 10 продолговатого сечения, облег-
чающего выделение пузырьков воздуха из масла.
Вытекающее масло поступает на наклонную плоскость 7, где
процесс отделения пузырьков воздуха заканчивается. С плоскости 7
масло стекает в полость 8, откуда оно через фильтр 12 по трубке 14
Фиг. 142. Масляный бак Ролльс-Ройс.
направляется в нагнетающий насос. Запасное масло заполняет по-
лость 3, отделенную перегородкой 9 и сообщающуюся с баком отвер-
стиями 4.
Люк 11 служит для очистки полости 3 бака. В верхней части
бака установлена вентиляционная трубка 5. В нижней части бака имеется
спускной кран 13 большого диаметра для облегчения опорожнения
бака при низкой температуре.
Масляный бак иногда используется как радиатор для охлаждения
масла. На фиг. 143 изображена схема бака - радиатора Кельнер-Бе-
шеро 28 VD для двигателя Ньюпор-Деляж 350 л. с. перевернутого
типа.
Бак расположен в передней части самолета. Масло, поступающее
в него по трубкам 1 и 2, проходит в верхний коллектор 3, откуда
стекает через радиатор 4 в нижние коллекторы 5, а затем в резер-
вуар 6, расположенный внизу. Бак снабжен штуцером 7 для масляной
трубки, подводящей масло к двигателю, и сливным краном 8.
Бак заполняется маслом, через сливной кран 8.
13Э
Расчет масляных баков
Объем бака вычисляется по расходу масла, определяемому из
формулы:
УМ' = ЬМ NCftoM [л[час],
где
^еном — номинальная мощность двигателя в л. с.,
Ьм— объемный удельный расход масла в л/л.с. час.
максимальная про-
должительность полета для
данного самолета равна th часов
и если принять запасный объем
равным 25°/0 емкости бака, то
полный объем бака равен:
^=1,25^Л^ол[4
Обычно объем масляного
бака составляет 6 —12°/0 объ-
ема .бензиновых баков.
2. Масляная арматура
Масляная арматура со-
стоит из маслопроводов, дета-
лей для соединения маслопро-
водов и деталей, служащих
для регулирования количества
протекающего масла.
143. Схема масляного бака Кельнер'
Бешеро с радиатором.
, Маслопроводы
Диаметр маслопроводов определяется объемом циркулирующего
масла и скоростью протекания масла, которая обычно составляет
0,1—0,3 м/сек. Внутренний диаметр маслопроводов при всех условиях
не делается меньше 10 мм.
Маслопроводы изготовляются из красной меди, латуни, дуралю-
миния и др. материалов. Трубки маслопровода изгибают по изготов-
ленным заранее шаблонам и затем пригоняют по месту. Перед гнутьем
трубок их заливают канифолью, свинцом (реже) или заполняют мел-
ким сухим песком. Радиусы закруглений при изгибе на 90° не должны
быть меньше двух наружных диаметров трубки. Маслопроводы кре-
нятся к корпусу самолета или к мотору через каждый метр длины.
Маслопровод и все его детали, за исключением радиатора, окраши-
ваются в коричневый цвет.
Соединения
При соединении трубок маслопроводов применяются следующие
типы соединений: шланговое, ниппельное, типа Виккерс и типа AM.
а) Шланговое соединение. Шланговое соединение (фиг. 144)
осуществляется при помощи дюритовыхх) шлангов 1, которые оде-
ваются на концы трубок 2 и затягиваются на них хомутиками 3.
1) Дюритовым шлангом называется трубка из резины, в которую для
Прочности вводится один или нескольких слоев холста.
131
На фиг. 145 изображен распространенный тип ленточного хому-
тика. На концах трубок, предназначенных для шлангового соединения
делаются отбортовки („валики") 4.
Дюритовые соединения эластичны и допускают некоторое отно-
сительное перемещение деталей соединения. Так как резина при продол-

жительном соприкосновении с маслом раз-
Фиг. 144. Шланговое соеди-
нение.
рушается, дюритовые соединения допуска-

ются лишь на временных установках, на-
пример, на испытательных станках.
Фиг. 145.- Ленточный хомутик для дюритовых
шлангов, вверху в собранном, внизу—в раз-
вернутом виде.
б) Ниппельное соединение. Ниппельное соединение (фиг. 146)
состоит из ниппеля 3, накидной гайки 2 и штуцера 4. При сборке
соединения накидная гайка навертывается на штуцер и прижимает
ниппель- к штуцеру, осуществляя таким образом прочное и надежное
соединение маслопровода. Ниппелю придается сферическая форма,
как на фиг. 146, или коническая, как на фиг. 147.
Ниппельные соединения при-
меняются на угольниках, трой-
никах, крестовинах (фиг. 148) и
кранах.
Арматура и трубки ниппель-
ных соединений обычно изгото-
вляются из материалов, допу-
скающих пайку. Для соединения
деталей рекомендуется применять
серебряный припой.
К недостаткам ниппельных
!,
Фиг. 146. Ниппельное соединение со соединений следует отнести их
сферическим ниппелем. жесткость, большой вес и слож-
ность монтажа (пайка).
в) Соединение Виккерс. Соединение типа Виккерс (фиг. 149)
представляет собой видоизменение ниппельного соединения, отличаясь
от него тем, что не требует пайки при сборке. Оно состоит из опор-
ного кольца 1, которое устанавливается между концами двух разваль-
цованных на конус трубок 2 и 3, штуцера 4, нажимного кольца 5
и гайки 6. При навинчивании гайки 6 на штуцер 4, концы разваль-
цованных трубок плотно прижимаются к опорному кольцу 1. Соедине-
ние Виккерс требует специальной обработки концов соединяемых трубок.
132
г) Соединения AM. Соединение типа AM не требует пайки
• и развальцовки концов соединяемых трубок. Соединение (фиг. 150)
состоит из корпуса 1, штуцера 2, обжимающего кольца 3 и уплот-
Фиг. 147. Ниппельное соединение с коническим ниппелем.
няющего кольца 4. Уплотняющее кольцо 4 представляет собой рези-
новое кольцо, заключенное в свинцовую оболочку.
Крестовина
Фиг. 143. Угольники, тройники, крестовины ниппельных соединений.
Соединение AM собирается следующим образом: на гладкий
конец 5 (фиг. 150), соединяемой трубки одевается штуцер 2, обжимное
кольцо 3, уплотнительное кольцо 5 и корпус 7. К концу трубки в стык
прикладывается гладкий конец второй трубки 6 с предварительно оде-
тыми на нее штуцером, обжимным и уплотнительным кольцами. При
завертывании штуцеров в корпус они нажимают на обжимные кольца,
которые передают давление на уплотнительные кольца. Уплотнительные
кольца, деформируясь, плотно прижимаются к соединяемым трубкам.
Соединение AM применяется только для жестких дюралюминие-
вых и стальных маслопроводов [44].
Краны
На фиг. 151 изображена конструкция масляного крана закры-
того типа. Краны в маслопроводах изготовляются из латуни или
из дюралюминия.
133
3. Контрольно-измерительные приборы
Для контроля давления масла в нагнетательной магистрали дви-
гателя применяется масляный манометр, для определения температуры
Фиг. 152. Масляный манометр.
Манометры
масла на входе и выходе из двигателя—аэротермометры. Циферблат
и указатели контрольно-измерительных приборов располагаются на
приборной доске в кабине летчика.
Фиг. 151. Пробочный кран закрытого
типа-
Наиболее распространен манометр
с трубкой Бурдона ( фиг. 152).
Манометр состоит из следующих де-
талей: трубки Бурдона 1, укрепленной
одним концом на корпусе 2 манометра,
а другим соединенной с множительно-пере-
даточным механизмом 3. На корпусе 2
имеется циферблат 4 со стрелкой, приво-
димой в движение множительно-передаточ-
ным механизмом 3.
Трубка Бурдона 1 (фиг. 153) предста-
вляет собой изогнутую по дуге круга
трубку эллиптического сечения, один конец
которой через штуцер 4 сообщается с по-
лостью измеряемого давления при помощи
капиллярной трубки, заполненной незамер-
зающей жидкостью.
Фиг. 153. Схема манометра
с трубкой Бурдона.
Под действием внутреннего давления эллиптическое сечение
трубки стремится стать круглым, при этом трубка распрямляется
и свободный конец ее 2 описывает некоторую траекторию.
Перемещение свободного конца 2 трубки, прямо пропорциональ-
ное давлению внутри трубки увеличивается в несколько раз и пре-
образуется во вращательное движение стрелки 5 при помощи
134
множительно-передаточного механизма, состоящего из деталей 6, 7, 8.
Волосок 9 демфирует колебания стрелки, возникающие от вибраций
двигателя и самолета и выбирает все зазоры множительно-переда-
точного механизма. Циферблат манометра градуируется по эталон-
ному манометру.
Аэротермометры
Дистанционный аэротермометр (фиг. 154) состоит из трех основ-
ных элементов: трансформатора 1, передатчика 2 и измерителя J.
Трансформатор или приемник 1 представляет собой цилиндри-
ческий сосуд, герметически закрытый с одной стороны, и сообщаю-
щийся с передатчиком 2
с другой стороны
Передатчик 2 предста-
вляет собой капиллярную
трубку с внутренним диа-
метром 1 —1,5 мм, сообща-
ющую приемник 7 с изме-
рителем 3. Измеритель 3
представляет собой мано-
метр с трубкой Бурдона.
Приемник 7, заполненный
на две трети низкокипящей
жидкостью 2 (фиг. 155) по-
гружается в масло, темпера- фиг. 154. Аэротермометр.
ТУРУ которого желательно
измерить. Между температурой кипения жидкости и давлением паров
существует определенная зависимость. При кипении жидкости в прием-
нике давление паров 3 передается через капиллярную трубку пере-
датчика 5 в трубку Бурдона 6.
Циферблат измерителя градуирован в градусах Цельсия (фиг. 154).
Для ' заполнения приемника применяется хлор-этил (С2Н5С1),
позволяющий измерять температуру в пределах 40° — 110е С или
хлор-метил (СН3С1), позволяющий измерять температуру 0° —150° С.
Передаточная трубка обычно заполняется смесью 80°/о глицерина,
4°/0 воды, 16% этилового спирта или смесью 95% гликоля и 5% вин-
ного спирта. Эти жидкости замерзают лишь при очень низких темпе-
ратурах, вязкость их невелика и мало зависит от температуры.
Приемник 1 аэротермометра устанавливается обычно в специаль-
ном кармане 2 маслопровода 3 (фиг. 156). Показания аэротермометров
приблизительны. Ошибка в показаниях увеличивается с подъемом на
высоту.
4. Масляные радиаторы
Назначение радиатора
Большая часть тепла, выделяющегося в результате трения, и
тепла, передаваемого маслу нагретыми деталями двигателя, уносится
маслом. Масло, откачиваемое из двигателя, необходимо охлаждать,
так как в противном случае температура его будет постепенно воз-
растать и может превысить предельную допускаемую температуру,
устанавливаемую для двигателя опытом.
135
Чрезмерно высокая температура масла вызывает ряд недостатков:
удельный расход масла растет, появляется дым на выхлопе, замасли-
ваются свечи, увеличивается нагарообразование, увеличивается износ
Фиг. 155. Схема
аэротермометра.
трущихся деталей и, что, самое главное, умень-
шается надежность работы подшипников скольжения
так, как с уменьшением вязкости масла несущая
способность подшипника падает, толщина масляного
слоя между валом и вкладышами уменьшается. В ре-
зультате в подшипнике может возникнуть полу-
жидкостное трение, вызывающее перегрев подшип-
ника, растрескивание и расплавление баббитовой
заливки. Для понижения температуры циркулиру-
ющего масла применяют масляные радиаторы, вклю-
чаемые в систему циркуляции масла.
Основные требования, предъявляемые к радиаторам
Масляный радиатор должен обладать малым
лобовым сопротивлением и малым весом, должен
быть защищен от повышения давления при закупорке
охлаждающих элементов, должен обеспечивать быст-
рый прогрев масла при запуске двигателя.
Фиг. 156. Установка приемника аэротермо-
метра.
Температура выходящего из радиатора масла ни при каких усло-
виях не должна быть ниже безопасного предела. Конструкция радиа-
тора должна допускать быстрый слив масла. Радиатор должен быть
доступным для осмотра и очистки.
Конструкция масляных радиаторов
Масляные радиаторы разделяются на два основных типа: радиа-
торы водяного и воздушного охлаждения. В зависимости от кон-
струкции охлаждающих элементов, радиаторы подразделяются на сото-
вые, пластинчатые, трубчатые и т. д.
а) Радиаторы водяного охлаждения (водомасляные радиаторы).
Водомасляный радиатор состоит из охлаждающих элементов с сильно
развитой поверхностью охлаждения. Во внутренней полости элементов
циркулирует масло. Снаружи элементы охлаждаются водой, идущей
по пути из водяного радиатора в водяной насос двигателя.
Достоинством этого типа радиаторов является быстрый прогрев
масла при запуске двигателя. Благодаря тому, что водомасляные
радиаторы устанавливаются вне воздушного потока внутри фюзеляжа
136
или крыльев самолета, они не требуют специальной регулировки
температуры и избавлены от переохлаждения масла.
К числу недостатков водомасляных радиаторов относится воз-
можность их применения только на двигателях водяного охлаждения.
В этих радиаторах масло охлаждается не ниже чем 65— 75° С. Они
тяжелы, сложны и менее надежны, чем воздушномасляные радиаторы.
В случае нарушения плотности в таком радиаторе, масло проникает
в воду, а вода проникает в масло, вследствие чего нарушается охла-
ждение и смазка двигателя. При наличии водомаслянных радиаторов
приходится увеличивать размеры водяных радиаторов.
Водомасляные радиаторы обычно делаются сотовыми или трубча-
тыми и разделяются на радиаторы с масляными трубками (масло-
трубные радиаторы), радиаторы с водяными трубками (водотрубные
радиаторы). У первых масло циркулирует внутри трубок, которые
снаружи охлаждаются водой. У вторых в трубках циркулирует охла-
ждающая вода, а масло охлаждается соприкосновением с наружными
стенками трубок.
б) Радиаторы воздушного охлаждения (воздушномасляные
радиаторы). Воздушномасляный радиатор охлаждается встречным
воздухом при движении самолета. Воздушномасляные радиаторы
легче и проще по конструкции, чем водомасляные, но требуют спе-
циальных устройств для регулирования температуры выводящего
масла.
Воздушномасляные радиаторы подразделяются на сотовые, гоф-
ровые, пластинчатые, трубчатые, струйные и т. д. Трубчатые радиа-
торы в свою очередь разделяются на воздухотрубные, у которых
в трубках циркулирует охлаждающий воздух и маслотрубные, у кото-
рых в трубках циркулирует охлаждаемое масло.
На фиг. 157 изображен водомасляный радиатор с масляными
трубками. Радиатор состоит из кожуха 1, стенки которого 2 и 3 снаб-
жены ребрами охлаждения 4. В кожухе расположены 84 горизонталь-
ных трубки 9, диаметром 5 мм, длиной 220 мм, составляющих
10 секций 10. Трубки 9 укреплены в перегородках 11. Поверхность
охлаждения радиатора составляет около 3 м1.
Охлаждаемое масло входит через штуцер 7, проходит через
охладительные трубки 9 и выходит через штуцер 8. Охлаждающаяся
вода входит в радиатор через штуцер 6, проходит между трубками 9
и выходит через штуцер 5-
На фиг. 158 изображен водомасляный радиатор с водяными
трубками. Радиатор состоит из цилиндрического кожуха 1, закрытого
крышками 9 и 4. На кожухе укреплены два штуцера (на фигуре
виден один штуцер 7).
Нижняя крышка 4 радиатора снабжена двумя патрубками 5 и 3.
Внутренняя часть радиатора состоит из вертикальных трубок 2, раз-
вальцованных и пропаянных на концах. Внутренность радиатора
разделена перегородкой 6, расположенной между патрубками 5 и 3.
Охлаждающая вода входит в патрубок 5, проходит внутри тру-
бок 2 вдоль перегородки 6 вверх, возвращается вниз с правой сто-
роны перегородки и выходит в патрубок 3. Охлаждаемое масло
входит в радиатор через штуцер 7, проходит в пространстве между
трубками 2 и выходит с обратной стороны радиатора.
На фиг. 159 изображен наиболее простой тип гофрового воз-
душно-масляного радиатора, примененного на гоночном самолете
137
Супермарин V (Англия). Радиатор состоит из гофрового листа 1 и
гладкого листа 2. К нижнему гладкому листу прикреплены патрубки 3
и 4 для впуска и выпуска масла. Высота гофра 10 мм. Поверхность
Фиг. 158. Водомасляный радиатор
с водяными трубками.
Фиг. 159. Гофровый воздушномасляный
радиатор.
охлаждения радиатора — 0,6 м2. Потеря напора масла в радиаторе
, кг
составляет 0,1 —5-.
см‘
На фиг. 160 изображен гофровый радиатор Сайдстрэнд (Англия)
составляющий одно целое с масляным баком 2.
Фиг. 160. Гофровый воздушномасляный радиатор Сайдстрэнд.
Радиатор имеет восемнадцать каналов 3, образованных гофром 4.
Поверхность охлаждения радиатора равна 1,4 м2. Гофрированная
поверхность располагается в воздушном потоке.
На фиг. 161 изображен пластинчатый воздушно-масляный ради-
атор Ламблен (Франция). Радиатор состоит из ряда полых пластин 1,
Фиг. 161. Воздушномасляный радиатор „Ламблен".
объединенных коллекторами. Охлаждаемое масло входит в радиатор
через патрубок 3, заполняет коллектор 2 и проходит через полости
пластин 7, где охлаждается. Затем масло собирается в коллектор 4
и выходит через патрубок 5.
На фиг. 162 изображен пластинчатый воздушномасляный ради-
атор Виккерс-Поттс (Англия). Радиатор состоит из пластин 7, число
которых можно изменять. Пластины 7 нанизываются на трубы 2 и 3,
сообщенные между собой трубкой 4 с перепускным клапаном 5.
139
Из двигателя масло входит в трубку 2, проходит в отверстия 6 и
охлаждается в пластинах 1. Через трубку 3 масло направляется
в бак.
В случае закупорки охлаждающих элементов, или в случае
повышения давления в радиаторе от чрезмерного увеличения вязкости
Фиг. 162. Пластинчатый воздушномасляный радиатор Виккерс-Поттс-
масла в пластинках (переохлаждение масла) клапан 5 перепускает
масло из трубки 2 в трубку 3 в обход радиатора.
На фиг. 163 изображен пластинчатый воздушномасляный ради-
атор „Пресизьон Модерн" (Франция) с термостатическим клапаном.
На фиг. 164 изображен воздушномасляный радиатор „Бристоль"
с воздушными трубками. Радиатор состоит из цилиндрического
корпуса 1 с 10-ю воздушными трубками 4 и с центральной перепуск-
ной трубкой 5, на которой установлены завихрители 8 и которая снаб-
жена перепускным клапаном 9. На конце радиатора имеется заливное
отверстие 10 и сливное 11. Воздух входит в трубки 4 со стороны
передней крышки 2 кожуха и выходит со стороны задней крышки 3.
Охлаждаемое масло входит в патрубок 6, заполняет центральную
трубку 5 и выходит из нее в полость 12 радиатора через отверстие 13.
Завихрители 8 улучшают теплопередачу от масла к охлаждаемым
140
трубкам. Из полости 12 через отверстие 14 масло выходит в полость 15
перепускного клапана и через патрубок 7 направляется в бак.
Если температура масла чрезмерно падает, то масло, протекая
через отверстия 13 и 14, благодаря повышению вязкости, встречает
значительное сопроти-
вление. От этого по-
вышается давление в
центральной перепуск-
ной трубке 5, клапан 9
открывается и перепу-
скает масло непосред-
ственно из трубки 5
в патрубок 7 в обход
охлаждающих элемен-
тов радиатора. Когда
температура масла воз-
растает, то давление
в центральной пере-
пускной трубке 5 па-
дает, клапан 9 закры-
Фиг. 163. Пластинчатый воздушномасляный радиа-
тор Пресизьон Модерн.
вается, масло проходит через полость 12 радиатора, и охлаж-
дается.
На фиг. 165 изображен сотовый радиатор с воздушными труб-
ками Андрэ. Радиатор состоит из трубок 1 типа Андрэ, развальцо-
Фиг. 165. Сотовый воздушномасляный радиатор „Андре“-
ванных и спаянных на концах. Между трубками имеется зазор
1 —1,5, мм. Трубки заключены в кожух 2, который снабжен патруб-
141
Фиг. 166. Туннельный радиатор с мас-
ляными трубками.
ками 3 и 4 для ввода и вывода масла. Кожух закрыт обтекателями 6
и 7 для уменьшения аэродинамического сопротивления радиатора.
На фиг. 166 изображен туннельный радиатор с масляными трубками,
расположенный в туннеле крыла.
На фиг. 167 изображен струй-
ный воздушномасляный радиатор
Супермарин (Англия). Охлажда-
ющей поверхностью служит поверх-
ность вертикального стабилиза-
тора 1, площадью 1,5 ж2. В полости
стабилизатора расположен масло-
провод 2, оканчивающийся разбрыз-
гивателем 3. В нижней части радиа-
тора имеется сливная трубка 4.
Охлаждаемое масло подводится по
трубке 2 и разбрызгивается главным
образом на переднюю кромку 5
стабилизатора. Стекающее масло
собирается в резервуар 6 и отво-
дится по трубке 4.
Основным достоинством этого
радиатора, как и всех струйных
радиаторов, является то, что в нем
давлению масла подвержен только
разбрызгиватель, благодаря чему
весь радиатор может быть выпол-
нен легким.
На фиг. 168 изображен струй-
ный воздушномасляный радиатор Картера (Англия). Кожух радиа-
тора 1 снабжен внутренним 2 и внешними 3 ребрами. В кожухе 1
расположена центрофуга 4, приводимая в движение реакцией выте-
кающих из нее и омывающих стенки
радиатора масляных струй.
Фиг. 167. Струйный радиатор Супер-
марин.
Фиг. 168. Струйный воздушномасля-
ный радиатор „Картера".
Этот радиатор не только охлаждает масло, но и очищает его.
Грязь и смолы масла отлагаются в ячейках ротсра 5 центрофуги.
142
5. Схема маслот^оводки
На фиг. 169 изображена типичная схема маслопроводки на само-
лете. Система состоит из бака 1, маслопроводов 2 и 3 и контрольно-
измерительных приборов: манометра 4 и термометров 5 и 6. Из бака 1
масло подается по маслопроводу 2 в нагнетательную ступень масля-
ного насоса 10. Отработан-
Фиг. 169. Типичная схема наружной смазки.

ное масло откачивается от-
сасывающей частью масля-
ного насоса 10 и подается
по маслопроводу 3 в бак 1.
Для наблюдения за
температурой входящего в
двигатель масла, в масло-
проводе 2 устанавливается
приемник аэротермометра 5.
Контроль давления масла
в нагнетательной магистрали
.двигателя 7 осуществляется
манометром 4. Температура
выходящего из двигателя
масла контролируется аэро-
термометром 6.
Масляный бак 1 через отверстие 3 сообщен с атмосферой J
Трубка 9 бака служит для спуска масла. Наружная система смазки
должна быть удобной в эксплоатации. Маслопроводы должны быть
короткими и должны обладать возможно меньшим сопроти-
влением.
Масляный бак 1 располагается несколько выше насоса 10 дви-
гателя (не меньше, чем на 200 мм) для того, чтобы перед пуском
двигателя масло могло самотеком из бака залить масляный насос.
При таком расположении бака следует ставить в питающем масло-
проводе 2 кран 12, который при остановке двигателя следует закры-
вать, так как в противном случае масло из бака через зазоры насоса
перетечет в картер двигателя и переполнит его. Перед пуском двига-
теля кран 12 открывается. Целесообразно кран 12 соединить с бензи-
новым краном или с управлением системы зажигания для устранения
опасности того, что механик при пуске двигателя забудет открыть
Масляный кран. Обычно на масляном кране 12 устанавливают контакты
проводки низкого напряжения от переключателя к рабочим магнето;
если кран закрыт, то эта проводка разомкнута и зажигание не рабо-
тает. Поэтому двигатель невозможно запустить, не открыв предва-
рительно кран 12.
В случае необходимости охлаждать масло, в маслопровод 3 вклю-
чается масляный радиатор. Иногда радиатор включается параллельно
маслопроводу 3 и снабжается краном. Выключая радиатор при пуске,
можно значительно сократить время прогрева масла."'Чаще прогрев
масла обеспечивается установкой в радиаторе перепускного клапана,
вроде описанных выше в разделе о радиаторах. Температура масла
регулируется автоматически при помощи специальных перепускных
клапанов, или принудительно, путем изменения интенсивности обдува
радиатора при помощи жалюзи, или щитков, приводимых в действие
из кабины летчика.
143
Вместо двух аэротермометров 5 и 6 иногда ограничиваются
одним 5, установленным в питающем маслопроводе 2.
На фиг. 170 изображена масляная система мотора Ролльс-Ройс
яКестрель“. Масляный бак 10 расположен вблизи мотора несколько
выше масляного насоса 3. Питающий маслопровод 4 сообщает бак 10
с нагнетающей частью насоса 3. В обратный маслопровод 17 вклю-
чен масляный радиатор 15, в конструкции которого предусмотрен
перепускной клапан 14. Обратный маслопровод 17 сообщает откачи-
вающую часть насоса 2 через радиатор 15 с баком 10.
В масляную систему включены аэротермометр 11 для определе-
ния температуры входящего в двигатель масла, аэротермометр 13
для определения температуры выходящего из двигателя масла и мано-
метр 12 для измерения давления в нагнетательной магистрали двига-
теля. Трубка 18 служит для слива масла из бака 10, трубка 9 сооб-
щает верхнюю полость бака 10 с атмосферой.
Благодаря особой конструкции бака, описанной выше в главе
о баках, и благодаря наличию в радиаторе перепускного клапана 14,
описанная система смазки значительно сокращает продолжительность
прогрева масла при пуске двигателя.
На фиг. 171 изображена масляная система мотора М-22 на само-
лете ПС-5. Здесь 1 — масляные баки, 2— питающий маслопровод, 12 —
спускной кран, И—кран для переключения баков, 10—масляный
насосу 15 — маслосборник, /б—карбюратор, 3 — обратный маслопро-
вод, 7 — кран включения радиатора, 8—-масляный радиатор, 77 — кран.
На доске приборов 18 самолета расположены контрольно-измеритель-
ные приборы: манометр 4—аэротермометр 5 для измерения темпе-
ратуры входящего масла, аэротермометр 6 для измерения темпе-
ратуры выходящего масла.
На самолете ПС-5 имеются два масляных бака 7, из которых масло
через кран переключения по маслопроводу 2 подается в насос 10.
Из отстойника 15 насос 10 откачивает масло и подает его через подо-
гревательную рубашку карбюратора 76 и по маслопроводу 3 в баки.
Масло охлаждается радиатором 8, который может быть включен
краном 7.
144
На фиг. 172 изображена масляная система мотора „Мистраль-
Мажор" К-14. Здесь 1—бак, 2—горловина наполнения бака, 3—сооб-
щение с атмосферой, 4 — кран, соединенный с контактами зажигания,
5—питающий маслопровод, 6—аэротермометр, измеряющий темпера-
Фиг. 171. Масляная система мотора М-22 на самолете ПС-5.
туру входящего масла, 7—фильтр для входящего в мотор масла, 8—
нагнетающий насос, 9— задняя крышка картера, 10—манометр, изме-
ряющий давление в нагнетательной магистрали двигателя—1J масло-
сборник, 12—аэротермометр, измеряющий температуру выходящего
масла, 13—обратный маслопровод, 14—масляный радиатор, 15—трубо-
проводы суфлеров двигателя, выводимые из фюзеляжа, 16 — наивыс-
ший уровень масла в баке (1/10 объема бака остается не заполненной
маслом), 17—сетчатый и магнитный фильтры для выходящего из мотора
масла.
Ю г. В. Миллер.
145
Н аружные масляные системы многомоторных самолетов в прин-
ципе не отличаются от масляных систем одномоторных самолетов.
В многомоторных самолетах каждый мотор имеет свою масляную
систему со своим баком, системой трубопроводов и контрольно-изме-
рительных
7
.1
//
1
727)25
Фиг. 173. Масляная система крыльевых мо-
торов самолета „Максим Горький".
приборов. Реже система делается централизованной.
На фиг. 173 и 174 изобра-
жена масляная система мотор-
ной установки восьмимотор-
ного самолета „Максим Горь-
кий". Здесь: 7 — масляные баки,
2 — питающие маслопроводы,
3—к асляные насосы моторов,
4—масляные фильтры, 5—об-
ратные маслопроводы, 6 —
водомасляные радиаторы, 7—
масляные фильтры в баках,
8— краны питающих масло-
проводов, 9—спускные краны,
10—шунтовые краны радиато-
ров.
Масляная система шести
крыльевых моторов приведена
на фигуре 173. В бак каждого мотора масло заливается через горловину
выним гь для
11 и фильтр 7. Фильтр
очистки, не опорожняя
устроен так, что его можно
бак.
Фиг. 174. Масляная система тандемных моторов самолета
„Максим Горький".
При выходе из бака 1 масло вторично фильтруется, проходя
через нижнюю часть фильтра 7 и поступает по маслопроводу 2 в масля-
ный насос 3 двигателя. Из насоса масло поступает по маслопроводу
5 в фильтр 4, снабженный редукционным клапаном и в водомасля-
ный радиатор 6. Из радиатора масло поступает в бак 1. Полость
бака сообщается с атмосферой через отверстия на заливной горловине
11. Масляная систе а опоражнивается через трехходовой кран 9,
кран масляного фильтра 4 и кран радиатор . 6.
Масляная система 2 тандемных моторов отличается некоторыми
особенностями (фиг. 174): каждый мотор иь еет по два масляных
бака 1, поверхность которых используется как радиатор.
146
Масло из обратного трубопровода 5 поступает в поверхностные
гофровые радиаторы и сливается в бак 1. Кран 12 в обратном трубо-
проводе 5 позволяет включить или выключить радиатор бака. В осталь-
ном схема смазки тандемных моторов такая же, как у крыльевых
моторов.
На фиг. 175 изображена централизованная система трех моторов
на самолете „Аркансьель - 70“ (Франция).
Фиг. 175. Масляная система самолета „Аркан-
сьель-70“.
В системе имеется общий резервный бак /. Из этого бака можно
ручной помпой 2 перекачать необходимое количество масла в любой
из расходных бачков 3. Наружная система каждого из трех моторов
состоит из расходного бачка 3, питающего маслопровода 4 и обрат-
ного маслопровода 5- Радиатор 6 включен в обратный маслопровод.
ю*
147
VI. ЭКСПЛОАТАЦИЯ СИСТЕМЫ СМАЗКИ
1. Запуск двигателя
При заправке масляного бака применяется чистая воронка
с частой сеткой. Зимой, при заправке, масло подогревается до
75—85 ЛС, так как холодное масло легко может застыть в тонких
трубках масляной системы и закупорить их. Во избежание остывания
масла, заправка системы маслом производится после того, как все-
другие приготовления к запуску (за исключением заправки водой)
у двигателя водяного охлаждения окончены.
Запуск двигателя должен быть произведен с открытым пере-
крывным краном. После запуска двигатель заставляют работать в те-
чение нескольких минут на малом газе для подогрева масла. Масляный
манометр вначале показывает давление большее нормального, так как
холодное масло имеет большую вязкость и сопротивление в масляной
системе повышено, но затем, когда масло прогреется, устанавли-
вается нормальное давление. Температура масла во время поогрева
должна достигнуть 35—40° С. После прогрева двигатель мож) ) пере-
водить на другие режимы.
2. Правила эксплоатации системы смазки
Приводим основные правила эксплоатации системы смазки мо-
торов М-17.
Двигатель
Осмотр и, эксплоатационный ремонт
1. Картер. Осмотреть, нет ли течи масла из носка картера.
При наличии течи снять втулку с винтом, отвернуть гайки шпилек,
крепящих сальник, снять сальник, заменить набивку, установить саль-
ник на место. Поставить винт на место.
Проверить, нет ли течи масла в плоскости разъема картера. При
наличии течи проверить затяжку гаек по плоскости разъема и затяжку
гаек анкерных болтов. Если эти мероприятия не устраняют течи,
снять мотор с самолета, руководствуясь указаниями по смене
мотора.
Проверить, нет ли течи масла из нижних воздушных окон. При
наличии течи проверить, сняв передний воздушный патрубок, затяжку
штуцеров соединения масляной трубки, отводящей масло из переднего
отстойника мотора. Подтянуть штуцеры. Если это мероприятие не
устраняет течи, то необходимо снять мотор, так как в этом случае
течь указывает на наличие трещины в картере.
148
2. Масляный насос. Осмотреть крепление масляной помпы
к картеру мотора. Проверить, нет ли течи масла в штуцерных соеди-
нениях подводящего и отводящего маслопровода. При наличии течи
подтянуть гайки штуцеров.
Слить масло из картера. Снять фильтр маслоотстойника и про-
верить, нет ли металлических осадков на сетке фильтра, например,
кусочков баббита, стальных или бронзовых стружек, указывающих
на неисправность внутреннего механизма мотора. При нормальном
-состоянии фильтра промыть сетку фильтра керосином и установить
фильтр на место. Залить в картер шесть литров свежего масла, про-
верив с помощью ныряла уровень масла в заднем отстойнике.
Описанный осмотр производится через 8—10 часов полета.
3. Распределение. Определить по внешнему осмотру, нет ли
течи масла у распределительных валиков; при наличии течи подтянуть
гайки.
Залить направляющие клапанов смесью 5О°/о керосина и 50%
брайтстока из расчета 1—2 шприца на все цилиндры. Смазать пру-
жины клапанов тавотом, предварительно промыв их керосином. Поло-
жить небольшое количество тавота под ударники клапанов.
Проверить, нет ли течи масла из под кольцевых гаек кожухов
наклонных валиков, при наличии течи—подтянуть гайки.
Наружная масляная система
Осмотр и эксплоатационный ремонт
Осмотреть соединения маслопроводов, убедиться в отсутствии
течи. При незначительном подтекании масла слегка подтянуть гайку
подтекающего соединения AM. При обильной течи разобрать подте-
кающее соединение, заменить резиново-свинцовое кольцо и вновь
•собрать.
Проверить наличие предохранительных перемычек и хомутиков
на всех соединениях AM.
После каждых 8 —10 часов полета следует осмотреть все масло-
краны и удостовериться, нет ли течи; проверить контровку спускных
кранов.
Проверить состояние маслопровода от масляного бака к мотору.
Удостовериться, нет ли течи в соединениях, не соприкасается ли
маслопровод с краями перегородок или с деталями мотора. В местах
соприкосновения маслопроводы должны быть изолированными дюри-
товыми или резиновыми прокладками, которые должны быть надежно
закреплены.
Проверить состояние приемников (трансформаторов) и трубок
аэротермометров и масляного манометра. Удостовериться в целости
i и надежности креплений трубок к раме, в отсутствии перетираний
у: вмятин. Проверить крепление штуцеров.
' После 20 часов полета проверяются крепления масляного бака
и крепление маслопроводов. Течи бака устраняются пайкой, а кра-
нов—притиркой.
Через 100 часов полета проверяется манометр и аэротермометры
па работающем моторе. Если указательная стрелка перемещается
«скачкообразно при плавном изменении режима мотора или каких либо
149
других дефектов, вызывающих сомнение в правильности показаний
приборов, приборы направляются в мастерскую для осмотра и
ремонта.
Особенности зимней эксплоатации
Для обеспечения нормальной работы моторов в зимних усло-
виях, масляные баки утепляются войлочными чехлами с полотняной
обшивкой, заготовленными по размеру баков. Маслопроводы утепля-
ются войлоком, затем шнуровым асбестом или киперной лентой
с последующей покраской.
По прилете из рейса слив масла из картера и бака производится
после слива воды. Моторы перед запуском прогреваются горячим
воздухом с помощью подогревателя. В конце прогрева производится
заправка масляной системы разогретым маслом.
3. Неисправности системы смазки
Неисправности смазки чаще всего обязаны неправильной работе
масляных насосов, неисправности маслопровода, а также неудовле-
творительному качеству масла. Наиболее частые неисправности сле-
дующие :
1. Давление масла ненормально мало. Это может быть вызвано’
увеличением зазоров в подшипниках, износом подшипников, неправиль-
ной регулировкой редукционного клапана, засорением фильтра или
маслопровода перед насосом, течью в подводящем маслопроводе,
образованием воздушных пробок в нагнетательном маслопроводе,
течью в нагнетательном маслопроводе, полной выработкой масла
из бака, чрезмерно высокой температурой масла.
2. Давление масла ненормально велико. Это может быть вызвано:
закупоркой нагнетательной магистрали, засорением фильтра, устано-
вленного после насоса, неправильной регулировкой редукционного
клапана, слишком низкой температурой масла.
3. Давление масла периодически меняется. Это чаще всего вызы-
вается попаданием пены вместе с маслом в нагнетательную маги-
страль.
4. Температура масла ненормально высока. Это может быть
вызвано неполным открытием или засорением перекрывного крана
в подводящем маслопроводе, выработкой масла в баке, общим пере-
гревом мотора, недостаточным обдувом картера двигателя, продол-
жительной работой мотора на земле на больших оборотах, неудовле-
творительным качеством масла, неплотностью поршневых колец
и прорывом газов из камеры сгорания в картер двигателя, перегревом
подшипников из-за возникновения полужидкостного трения, засоре-
нием или выключением масляного радиатора.
5. Белый дым у выхлопных патрубков. Появление белого дыма
у выхлопных патрубков двигателя свидетельствует о плохом состоянии
или поломке поршневых колец или о слишком обильной смазке.
1 ЕЛ
ОБОЗНАЧЕНИЯ, ПРИМЕНЯЕМЫЕ В ФОРМУЛАХ
А— термический эквивалент работы =------ . . . -----
427 кг •м
В — удельная подача масла..................... ......—
л. с. час
b — радиальная толщина поршневого кольца . . . мм
Ьм — объемный удельный расход масла................. —---
л. с. час
С—-постоянная интегрирования.................. —
с — поправка Гюмбеля на истечение масла с торцов
подшипника....................................... —
см— теплоемкость масла........................... Кал^
М О
кг С
D—постоянная интегрирования......................... —
О0 — диаметр пружины (средний)..................... мм
Ог — диаметр подшипника.............................. „
Dk — диаметр цилиндра коловратного насоса ... „
d — диаметр цапфы (шейки вала)...................... „
d0 — диаметр начальной окружности шестерни . . „
di — диаметр окружности выступов шестерен ... „
d2— диаметр окружности впадин шестерни .... „
di — диаметр проволоки пружины..................... „
dK—диаметр проходного сечения редукционного
клапана ....................................... „
dn—диаметр поршня.................................... „
dp — диаметр ротора коловратного насоса .... „
dm — диаметр трубки................................. ,,
d4 — диаметр цилиндра, диаметр поршневого кольца, см или мм
°Е — вязкость жидкости по Энглеру...............град. Энглера
е — абсолютный эксцентриситет цапфы........... мм
F — сила сухого трения........................ кг
Fo— сила трения покоя.......................... „
Fu—-сила трения колец одного поршня............
F& — активная площадь фильтра.................. мм
F' — сила жидкостного трения................... кг
F„'— сила трения поршня........................ „
f~ коэфициент трения движения............... —
/1е — коэф:циепт трения подшипника скольжения . —
/а — коэфициент трения 2-го рода................. см
f-2r — коэфициент трения подшипника качения ... —
tmax — максимальная стрела прогиба пружины . . . мм
151
— ускорение силы тяжести = 981 ------- .... _
сек2 сек2
л. с. час
И—ход поршня поршневого насоса . . • .... мм
Н3— длина камеры нагнетания шестеренчатого на-
соса (длина зуба шестерни) ............... ,,
Нк — рабочая длина цилиндра коловратного насоса. „
h — толщина слоя жидкости (зазор)............... —
/z0 —зазор в точке наибольшего сужения масляного
слоя...................................... —
hi— высота поршневого кольца...................... см
hmln— минимальный зазор в подшипнике................ мм
h°min—критическая толщина масляного слоя в под-
шипнике ............................................. „
i — число цилиндров двигателя..................... —
iH— передаточное отношение насоса.................. —
I — число шестерен насоса......................... —
. кг
k — среднее удельное давление в подшипнике . . ---5~
СМ"
К—площадь поперечного сечения камеры нагне-
тания насоса....................................... мм2
kr — „отвлеченная нагрузка" (Гюмбель)......... —
L — длина..................................... —--
Lo — длина пружины в свободном состоянии . . . мм
I — рабочая длина подшипника................. „
1п — высота боковой поверхности поршня за вы-
четом высоты поршневых колец................... м
М — масса..................................... —
т — модуль зубчатого зацепления..................... мм
N — полезная мощность масляного насоса .... л. с.
Ne— эффективная мощность двигателя............ „ „
TVj — индикаторная мощность двигателя.............. „ „
Nr — мощность механических потерь двигателя . . „ „
Ne— мощность, затрачиваемая для приведения
в движение нагнетателя............................. „ „
1УГд — мощность трения кривошипно - поршневой
группы.............................................. „ „
— мощность трения поршневых колец............... „ „
МГке — мощность трения коленчатого вала............. „ „
— мощность насосных потерь...................... „ „
МГп— мощность трения поршней................... „ „
^гпк — мощность трения поршневой группы .... „ „
^ГПМ — мощность, затрачиваемая на приводные меха-
низмы ........................................
N г ред — мощность трения редуктора................... „ „
МГи — мощность трения цапфы......................... „ „
МГц— мощность трения подшипника качения . ... „ „
152
п— число оборотов двигателя.................. - - —
мин
tii — число рабочих витков пружины................ „
пн—число оборотов насоса .................... „
Р— нагру ка.................................. кг
Р—поддерживающая сила всего подшипника . . „
Р' — поддерживающая сила на единице длины под-
шипника .................................... „
Ртах — максимальная нагрузка пружины................. „
р — гидродинамическое давление на единице пло-
щади элемента ..................................... —
кг
ра — среднее удельное давление поршневого кольца. -—
~ смл
рм— давление масла.................................. „
Ру — давление масла в зазоре (/г) подшипника, соот-
ветствующем углу (ф) . . ,.......................... „
р'—проекция давления (р^) на вертикальную ось
(направление нагрузки) ...................... „
Лрс — среднее давление цикла..................... __
см2
Q— объем жидкости, протекающей через сечение . —
Q/; — часовое количество тепла эквивалентного ра-
боте трения.................................... .. ал.
час
QM— количество тепла, которое должно уносить
протекающее через двигатель масло......... —
Qs — секундное количество тепла эквивалентного
„ Кал
работе трения.....................................
~ „ Кал
4гпк — тепло трения поршневой группы..........
Кал
Гред — тепло трения редуктора................. -
Q,—тепло трения цапфы......................... „
R — реакция.................................. кг
Ro — рздиус начальной окружности ведущего колеса. —
Рг — радиус подшипника..................... мм
R — радиус цилиндра коловратного насоса .... „
г — радиус катка.......................... см
г0 — радиус начальной окружности ведущего колеса. мм
гг — радиус цапфы........................... . „
к — радиус ротора коловратного насоса...... „
6' — величина поверхности трения................. —
К г — боковая поверхность поршня................ м2
S— ход поршня...................................... м
s — толщина пластинки коловратного насоса . . . мм
Т—сила трения.................................... кг
Тв—водное число прибора Энглера.................. сек
Т3—сила трения зубцов зубчатых колес............. кг
153
Тм—время истечения 200 см3 масла из прибора
Энглера...................................... сек
Тг — сила трения подшипника качения............... кг
t — температура масла............................. °C
th — максимальная продолжительность полета само-
лета ........................................ час
tex — температура выходящего масла............ °C
teblx— температура выходящего масла............
ty — средняя температура масла в подшипнике . . „
Д£— перепад температур........................... в град.
V—скорость тела................................ —
Уб — объем масляного бака..................... л
Vs — действительная производительность масляного
насоса........................................ ——
мин
VM — количество масла, необходимого для отвода
тепла ...................................
VM'— количество выгорающего масла в двигателе .
Vp — количество масла, протекающего через редук-
тор ...........................................
Vm— теоретическая производительность масляного
насоса ......................................
Уц— объем масла, протекающего через подшипник.
V — количество масла, протекающего через на-
пруженную часть подшипника...................
V" — количество масла, протекающего через нена-
груженную часть подшипника...................
v — скорость скольжения.......................
Vj — фиктивная скорость фильтрации............
х — обозначение координатной оси..........
У я я „••••••••
z— число зубьев одной шестерни...........
zK — общее число колец на поршне..........
а — угол зацепления зубчатых колес.......
«0 — угол, включающий диаметр отверстия на шейке
вала..................................
“1 — угол, включающий диаметр отверстия во вкла-
дыше .....................................
Тл — удельный вес масла...................
А — диаметральный зазор в подшипнике......
8 — радиальный зазор.....................
е — степень сжатия двигателя.............
л
час
СЖ3
сек
л
мин
CMS
сек
м
сек
град-
мм
М-, мм
154
' ria — коэфициент полезного действия зубчатой пере-
дачи .......................................
— механический коэфициент полезного действия.
Ъред — коэфициент полезного действия редуктора . .
rlv — коэфициент подачи насоса...................
л — коэфициент надежности подшипника.........
а — „характеристика режима" работы подшипни-
ка ...........................................
об
сантипуаз ---
мин
кг
см2
Xjj ^2 — коэфициенты внешнего трения жидкости о по-
верхности ...................._..................
\кр — критическая „характеристика режима" подшип-
ника .....................................
оо
сантипуаз-----
мин.
кг
см2
р — коэфициент вязкости......................
— вязкость, в технических единицах.........
—вязкость, в физических единицах...........
у — кинематическая вязкость..................
к— отношение длины окружности к диаметру=3,14
— допускаемое напряжение кручения..........
кг сек
м2
г (масса)
см сек
L2T~2
кг _
мм*
р-плотность ................................. £(масса)^
см*
р— радиус закругления конца пластин коловрат-
ного насоса......................................... мм
т — сила трения на единице скользящей поверх-
ности .......................................... —
<р — произвольный угол.............................. —
X — относительный эксцентриситет цапфы .... —
— относительный зазор в подшипнике................. —
to — угловая скорость цапфы = 0,1047 п....... —__
сек
155»

БИБЛИОГРАФИЯ
1. Е. F а 1 z — Grundziige der Schmiertechnik. Русск. пер. — Основы сма-
зочной техники, Госмашметиздат. 1934.
2. Аббот Е. — SAE, Journal № 3, 1935.
3. П е т р о в Н. П. — Трение в машинах и влияние на него смазывающей
жидкости. Сборник „Гидродинамическая теория смазки". ГТТИ, 1934.
4. р о п с е 1 е t — Introduction a la mecanique industrielle, 3-ieme ed.
5. Archbutt L. and D e e 1 e у R. Lubrication and Lubricants, русск. nep. —
Трение, смазка и смазочные материалы, ГГНИ, 1934.
ОЛТц6 ЕЗЗб'1 Б а Р А-М. и др. — Сборник статей. Антифрикционные материалы,
7. Т е х н и ч е с к а я Э н и и к л о и е д и я, т. 4.
8. Орлов П. И. — Коэфициент трения, торцевое истечение' и тепловой
баланс полного цилиндрического подшипника, .Техн. Возд. Флота”, 1935, № 1.
9. Davis, Lapeyrouse and Dea и,—Oil and Gas II, 1932, AS 46.
10. Hill and Cootes,— „Ind. Eng. Ghem", 1928. Xs 6.
И. Метод определения индексов вязкости смазочных масел по Грамениц-
кому — Журавлеву (Проект общесоюзного стандарта).
12. S t a n t о n Т. Е. — Friction, русск. пер.,—Общая теория трения, ОНТИ, 1935.
13. Рейнольдс О.—Гидродинамическая теория смазки и ее применение
к опытам Тауэра. Сборник .Гидродинамическая теория смазки", ГТТИ, 1934.
14. D о п a t h Е. — Dinger’s Polyt. Л ССХ1V.
15. S t a n t о n T. E. — The friction of Pistons and Piston Rings, Rep. & Mem, № 931,
July 1924, E12.
16. Ф о м и н В. H. и К о к о р е в И. А. — Исследование трения легкого двига-
теля, Гострансиздат, 1931.
17. К о с с о в Г. С.—Поршневые кольца. Главная редакция авиационной лите-
ратуры, 1935.
18. Г и н з б у р г Б. Я. — Теория поршневого кольца, Госмашметиздат, 1934.
19. Е bi h аг а К.—Research он the Piston Ring, .Inst, of Phys, and Chem. Res.
1929. № 182, 25/11.
20. R i c a r d о H. R.—The Internal Combustion Engine. Русск, пер. — Быстроход-
ные двигатели внутреннего сгорания, Гострансиздат 1932.
21. Тейлор Ф.—Увеличение тяговой мощности в звездообразных моторах
воздушного охлаждения, SAE, апрель 1931. Русск. пер. — Сборник переводных
статей. „Основные вопросы развития быстроходных двигателей внутреннего
сгорания". Гос. Авиац. и автотракт, из-во 1932.
22. Judge A. W. — Automobile and Aircraft Engines. Русск. пер. — Автомобиль-
ные и авиационные двигатели ч. I, Госмашметиздат, 1933.
23. Petre А. Р. — Leakages Tests of Piston Rings ,J1 Soc. Automotive Eng.“, 1931,
vol. 28, № 6.
24. M о s s H. — Motoring Losses in Internal Combustion Engines. Aeronaut. Research
Com., Rep. № 1128. London, 1928.
25. R. d e-V i 11 i ё r e s — Le moteur a explosions, русск. nep.—Легкие двигатели
внутреннего сгорания, т. I, Госиздат, 1929.
26. Bradford L. J. a G г u n d е г L. J. — Oil Film Pressures in a Complete Bea-
ring, „Techn. Bulletin. Eng. Exp. Station Pa. State College1*, № 42. July 1933.
27. 0 p л о в П. И. — К применению гидродинамической теории смазки для
расчета подшипников авиационного мотора. «Техн. Возд. Флота", 1934, № 5.
, 28. 3 а й ц е в А. К.—Исследование антифрикционных свойств свинцовистых
бронз. Сборник статей по антифрикционным материалам, ОНТИ, 1936.
29. Dennison Е. S. — Film Lubrication Theory and Engine Bearing 'Qesign
Trans", Jan. 1936, Vol. 58, № 1. ?
30. Трейер В. H.— Теория и расчет подшипников качения, ОНТИ, хл.
Ред. Лит. машиностр. и металлообработки, 1936.
.156
31. Техническая энциклопедия. — Зубчатые колеса, т. 8, 1931.
32. Д о л л еж ал ь В. А.—Редукторы числа оборотов авиационных двигате-
лей. Главная редакция авиационной литературы, 1936.
33. Масленников М. М.—Влияние температуры и давления посту-
пающего воздуха на работу карбюраторного двигателя, Гл. ред. авиационной
литературы, 1935. —
34. Испытание мотора BMW \ I в камере низкого давления института авиа-
ционного моторостроения. Сборник ,Испытание авиационных двигателей в вы-
сотных условиях". Госмашиздат 1933.
35. В а г п а г d D. Р. — The Mechanism of Lubrication „Trans. SAE“, v. 17, 1922,
Oil Flow in Plain Bearing, .Ind. and Eng. Chemistry1*, v. 18. May 1, 1926, № 6.
36. Ш e p e м e т e в Л. Г. — Теплопередача в масло и нагрев его в авиацион-
ных двигателях. „Техн. Возд. Флота", 1934, № 3.
37. К омск и й М. С. — Курс авиационных топлив и масел. Гл. ред. авиа-
ционной литературы. 1936.
38. Фейгин А. Л. и 3 е м н я к В. В. —О современных авиационных топли-
вах и маслах. „Техн. Возд. Флота", 1935, As 12.
39. С е м е н о в Н. Б., Т у с е е в а А. Т. и И о д л е п е н е ц Е. II. — Стабиль-
ность авиа-масел и работа их в авиадвигателях. Сборник статей „Технология
топлив и смазочных масел". Главк. Ред. Горно-топл. лит-ры, 1936.
40. Т у м а н с к и й С. К. — К вопросу о проектировании шестерен масляных
помп авиамоторов. „Техн. Возд. Флота", 1936. № 3.
41. о р л о в II. И. — „Смазка легких двигателей", ОНТИ, 1937.
42. А ш н е р Ф. и М а т т е у с Л —Испытание коловратных и шестеренчатых
насосов, Motorwagen, 1927, XXX, Heft 7, S. 139.
43. Т и х о н р а в о в М. К. — Авиационные баки, Госмашметиздат, 1934.
44. Т и х о н р а в о в М. К. •— Системы питания и смазки авиамотора на само-
лете, Гл. редакция авиационной лит., 1936.
45. ITT и п а н о в Г. В. — Теория, расчет и методы конструирования авиацион-
ных приборов, Гл. ред. авиац. лит. 1936.
46. 0 р л о в II. И. — Современное состсяние теории и практики охлаждения
масла в авиации, „Техн. Возд. Флота', 1935, № 4.
47. С б о р н и к и н с т в у к ц и й, по техническому обслуживанию самолета
ПС-9 с двумя моторами М-17, НИИ ГВФ, 1936.
48. Сборник инструкций, по техническому обслуживанию самолета
ПС-5 с моторами М-17, НИИ ГВФ, 1936,
49. С б о р н и к и н с тр у к ци й по техническому обслуживанию самолета
Сталь-3 с моторами М-22, 1936.
50. Сборник инструкций, по техническому обслуживанию самолета
П-5 с мотором М-17, 1936.
51. „Техн. Возд. Флота", 1934, As 7.
52, Труды Центрального научно-исследовательского института авиаци-
онного моторостроения, 1935, вып. 17.
157
ОГЛАВЛЕНИЕ
Стр.
Предисловие ................................................. 3
Введение...................................................... 4
I. ТРЕНИЕ
1. Сухое трение ................................................ 5
Природа сухого трения...................................... 5
Законы сухого трения....................................... 8
2. Жидкостное трение .......................................... 11
Природа жидкостного трения................................ 11
Закон жидкостного трения 11
Вязкость.................................................. 12
Вязкость авиационных масел................................ 17
Гидродинамическая теория смазки........................... 20
3. Полусухое трение. Трение твердых поверхностей, покрытых адсорбированными
пленками....................................................... 25
Граничная смазка.......................................... 25
Адсорбированные пленки................................... 25
Маслянистость............................................. 25
4. Трение качения.................... . . . .................. 27
Природа трения качения . . . 27
Закон трения качения ..................................... 28
Влияние смазки на трение качения.......................... 29
!). ТРЕНИЕ В АВИАЦИОННЫХ ДВИГАТЕЛЯХ
1. Трение поршневых колец..................................... 30
Сила трения колец........................................ . 30
Мощность трения колец..................................... 33
„Насосный эффект" колец .... ........ ................. 33
Маслосбрасывающие кольца.................................. 35
2. Трение поршней.............................................. 37
Сила трения поршня........................................ 37
Мощность трения поршней................................... 37
3. Трение поршневой группы.................................... 39
Мощность трения поршневой группы......................... 39
Влияние давления в цилиндре на мощность трения поршневой
группы.................................................... 39
Влияние температуры масла на мощность трения поршневой
группы.................................................... 41
Влияние нагара на мощность трения поршневой группы .... 42
Тепло трения поршневой группы............................ 42
4. Трение скользящих подшипников . 43
Способы создания давления в слое смазывающей жидкости .... 43
Применение уравнения Рейнольдса к скользящему подшипнику . . 45
Поддерживающая сила подшипника...............'.............
Сила трения подшипника.................................... 52
158
Мощность трения............................................. 52
Тепло трения................................................ 53
Диаграмма Герои............................................. 53
Тепловой баланс подшипника.................................. 55
Расчет подшипника........................................... 57
Изменение зазора подшипника в эксплоатации.................. 61
Влияние температуры масла на мощность трения коленчатого вала 61
Зависимость несущей силы подшипника от зазора и температуры
масла....................................................... 61
Подвод масла и смазочные канавки в подшипниках.............. 62
Антифрикционные материалы................................. 63
5. Трение в подшипниках качения.................................. 70
Сила и мо' 40СТЬ трения в подшипниках качения................ 70 ,
Смазка пс^ипников качения................................... 71
6. Трение в зубчатых передачах................................... 71
Трение зубьев............................................... 72
Сила и мощность трения...................................... 73
Смазка зубчатых колес....................................... 74
7. Трение в двигателе........................................... 75
Механические потери......................................... 75
Влияние числа оборотов двигателя, давления на всасывания и
высоты над уровнем моря на мощность механических потерь . 76
Методы определения мощности механических потерь............. 78
ill. СМАЗКА АВИАЦИОННЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ
1. Назначение смазки ............................................ 51
2. Циркуляция масла в двигателе.................................. 52
Протекание масла через подшипники........................... 52
Нагрев масла................................................ 56
Количество протекающего масла.............................. 56
3. Требования, предъявляемые к смазочному маслу и системе смазки авиацион-
ного двигателя................................................... 88
Требования к смазочному маслу.............................. 58
Требования, предъявляемые к системе смазки авиационного двига-
теля.......................................................
IV. КОНСТРУКЦИЯ И РАСЧЕТ ОРГАНОВ СМАЗКИ. СХЕМЫ СМАЗКИ ДВИГАТЕЛЯ
1. Конструкция и расчет масляных насосов......................... 94
Редукционный клапан........................................ 94
Поршневые насосы............. ........................- • 9£
Шестеренчатые насосы...................................... ‘Г?
Коловратные насосы......................................... *{“
Характеристики насосов..................................... 118
2. Детали масляной системы двигателя ........................ 119
Маслопроводы . . . '......................................... ^9
Уплотнения..................................... ... ... 12U
Отстойники и успокоители....................................
Фильтры . . ..............................................
3. Масляная система двигателя...................• .............. 123
Смазка рядных двигателей................................... jf3
Смазка звездообразных двигателей........................... 1Л>
V. НАРУЖНАЯ МАСЛЯНАЯ СИСТЕМА ДВИГАТЕЛЯ
.... 129
7- Масляные баки..........................................
Констрмкция масляных баков............................... 131
Расчет "масляных баков...............................
159
2. Масляная арматура............................................ 131
Маслопроводы.............................................. . 131
Соединения . ... . .............. ........ . 131-
Краны ................................................... 133
3. Контрольно-измерительные приборы............................. 134
Манометры.............................................. 134
Аэротермометры............................................ 135
4. Масляные радиаторы........................................... 135
Назначение радиатора ..................................... 135
Основные требования, предъявляемые к радиаторам............ 136
Конструкция масляных радиаторов........................... 136-
5. Схема маслопроводки........................................ 143
VI. ЭКСПЛОАТАЦИИ СИСТЕМЫ СМАЗКИ
1. Запуск двигателя............................................. 148
2. Правила эксплоатации системы смазки.......................... 148
Двигатель.................................................. 148
Наружная масляная система.................................. 149
Особенности зимней эксплоатации........................... 150-
3. Неисправности системы смазки............................... 150
Обозначения, применяемые в формулах............................. 151
Библиография.................................................... 15&
160
Разрез по А-Л
25
।
Разрез по 6-6
Фиг. 106. Масляный насос мотора Райт „Циклон".
Фиг. !.*2 ('хеып сыл-iM дпигатг-* 43*Р11.

Фиг. 135. Схема смазки двигателя Пратт и Уитней „Хорнет .
Фиг 137. Схема смазки цшгатшя РаПт «Цш он*.
»• w . « mi <Kii pe .v тира ц-игдт»- « ('нГт „Циклон".

В таблице 12 указано изменение содержания кокса и золы (в %)
в результате испытания.
Таблица 12
Масло Свежее После испытания при 120 °C в течение
3 час. 6 час.
Кокс 0,90 0,97
ААС |
'"Зола 0,0083 0,0062 0,0074
Сураханский 1 Кокс 0,93 0,97 1,06
брайтсток J Зола 0,0030 0,0050 0,0052
ж) Действие масла на металлы. Масла содержат связанные и
свободные кислоты, которые в присутствии воды вызывают коррозию
стали и других металлов. Органические ки-
слоты, как известно, увеличивают „масляни-
стость", поэтому небольшой процент их
допустим в масле. Избыточное содержание
органических кислот, однако, способствует
коррозии деталей двигателя. Присутствие
неорганических кислот недопустимо, так как
они вызывают сильную коррозию шеек вала
и поверхности цилиндров.
Фиг. 94. Схема универсаль-
ного прибора системы проф.
Зайцева (модель I) с вертуш-
кой Вилькенса для излуче-
ния стабильности смазочных
масел.
Фиг. 95. Изменение кислотности авиационных
масел от соприкосновения с воздухом при 100° С
в зависимости от времени испытания на при-
боре проф. Зайцева.
90
Я
л
сЗ
Ж
Я
а
з
W
Д)
3
©
0
Я
а:
о
а
сЗ
йЗ
Д
ЛИ
Физико-химические константы некоторых авиационных масел
нэияе'п’ и «ни!/ ихоояевя овоГнд с се О с< ь» ОС <о <о U0 ГС 00* —О? ОС Ь- 00 Ь- СП О. О СО. О. см^ О со тг" 1гГ о1 —<" %гл Ь- 00 Ь- О> 00 О k
НОМ гж я ЕИН0В1ЧКО OITOHJj <Х СС С о: о ОШ СМ ОО — О О О* —’ О Ю ь-. ТГ ф °. ю о До 1 «* с* э о э с
НОЯ w я О1гэиь eoHxoiroHjj с см О ос о с 0,48 0,04 0,01 0.04 1.86 , 0,07 [ 0,06 0,02 “О Tt з> с о с
% я чхоончвое ос С с и: Е о с •< с с с с V)VVZ,-r 0,0026 0,0022 Нет с с • S с VjiU-VV 0,004 Нет 1
о/о я Лнооив<1ноя оп чхэоиоЛэмол/ ОС о се ос с с а с > СМ о тг -L ’Ч >* о” о" о 0,78 Л по 0 О 00 п тг со >* О* — 30 О тз. —«_ 1—< т—’
-не ВННВЯНХЭ BdAxndouMOj, О' О' <£ О' <£> се ГО — »-* — II II ОО со о> см »-* см — —* II 11 ГМ <£> 1 1
ерат. шки Аноянэйд оп »-» <£} ю —1 О Tf со о ем см см см с 0 О' о и: М СХ Ш О> ТГ О со со см см см см <с гм с
Темп вспы Аиояанод -ЭНОХСКОД ои \Г. се е- Е о ь. Ь- СО см со со о: см см см см 1 Й ’ см эо СМ -М см см
л о с О о Ьц о с о 8 о 00 со о о ю о ст см" со см см ио CM Tf* —« ОО. г- <о о см см см* со 2,58 3,19
X СО R <4 о с ? о ю см се Ю СО <£>. о" Г о" г** см с UN СО СМ СХ со о ь- —* со. ю Ю* Г-* о" СМ СМ т-ч со 17,52 23,00
% V- д SXJL 2Я Э0Я VI4H4IT9CA 1Л О0 тг С СО Ь- ср о> СП СП < ОО со СО с о* о* сГ < 1 э с 0 00 Tf- XT CM N 5 о см ю см о 0 00 О’-* Q О Г> СО 02. 00^ 5 о" о о" о" сГ О о сх< СМ ZD XI СО О* о*
91