jkZevgZy gZmqgZy [b[ebhl dZ · И. Б. Гурвич — Технологические средства повышения срока службы двигателей 41 М. А

2

Вологодская областная универсальная научная библиотека www.booksite.ru

СОДЕРЖАНИЕС. А. Никитин — Реконструкция Ярославского м оторного завода . . . . . 1

КОНСТРУИРОВАНИЕ, ИССЛЕДОВАНИЯ, ИСПЫТАНИЯ

М. В. Васильев — Состояние и перспективы развития отечественного карьерного автотранспорта ......................................................................................................... 4

Н. С. Ханин, Б. А. Киселев — Исследование турбонаддува дизеля ЯМЗ-2Э8Н . 7A. В. Адамович — О выборе конструктивны х размеров и рабочих параметров

порш невых колец для автомобильных двигателей .......................................i 12М. П. Беляков — М етод расчета к экспериментальное исследование проточной

части тяговой турбины газотурбинного д в и г а т е л я ...................... . . . . 17B. А. Галашин, А. Д . Д ерб арем д икер — Стендовые испытания автомобиля с

пневматической подвеской на установившиеся к о л е б а н и я ........................... 21C. М. Трусов — Свойства комплексных ги д р о т р а н с ф о р м а т о р о в ...................... 24Р. В. Ротенберг — Особенности колебаний многоосных автомобилей . . . 30

ТЕХНОЛОГИЯ

И. В. О рлов— Хонингование отверстий закаленных шестерен алмазными брусками 35 Н. В. Никитина, В. В. Вологдин— Спекание металлокерамических изделий т. в. ч. 39И. Б. Гурвич — Технологические средства повышения срока службы двигателей 41М. А. Расторгуев — Конусные соединения в кл ю ча х-па тр о н а х ................................. 44

ИНФОРМАЦИЯ

Л. А. Егеров, Б. М. Фиттерман — Зарубежные аппараты на воздушной подуш ке 44

КРИТИКА И БИБЛИОГРАФИЯ

М. И. Лысов — Рецензия на книгу Е. Я. М алаховского, А. А. Лапина, Н. К. Веденеева «Карданные передачи», М ашгиз, 1962 .................................................... 3-я стр. обл.

Главный редактор К. П. И ВА Н О В

Р Е Д А К Ц И О Н Н А Я К О Л Л Е Г И Я :

А. А. Андерс, Е. Б. Арманд, В. А. Бабенко. М. И. Басов. Н. А. Бухарин, Г. М Вассер

ман, Г. М. Владимиров, А. С. Евсеев,|Г. В. Зимелев|. К. П. Иванов, М. Я. Иоаннесянц,

К. А. Калачев. И. И, Киселев, Л. В Косткин, Д. В. Лялин, П. В. Нагаев. Д. Д. Мель-

ман. М. А. Пашин, Э. С. Разамат, В Я. Селифонов, К. В. Строганов, Б. С. Фалькевич,

Г. А. Феста, С. Б. Чистозвонов. В. И. Шаховцев

А Д Р Е С Р Е Д А К Ц И И:

Москва, И-51, Неглинная, 23, 2-й этаж, комн. 203. Тел. Б 6-63-14 и Б 6-61-49

Технический редактор В. И. Модель Корректор Е. А. Давыдгсина

Слано в производство 7/XII 1962 г. Подписано в печать 23/1 1963 г.Т 01254 Тираж 15200 экз. Печ. л. 6. Уч.-изд. л. 9. Бум л. 3. Формат 60Х92'/в. Зак. 5028.

Типография изд-ва «Московская правда». Потаповский пер., 3.


2ФЕВРАЛЬ

П Р О М Ы Ш Л Е Н Н О С Т ЬЕ Ж Е М Е С Я Ч Н Ы Й Н А У Ч Н О - Т Е Х Н И Ч Е С К И Й Ж У Р Н А Л 1 9 6 3

ОРГАН ГОС У ДА РС ТВ ЕН НО ГО к о м и т е т а СОВЕТА М И Н И С Т Р О В С С С Р (гг V V / VП О А В Т О М А Т И З А Ц И И И М А Ш И Н О С Т Р О Е Н И Ю I J О Д И 3 Д А Н И Я Л Л I Л

Реконструкция Ярославского моторного заводаС. А. НИКИТИН

Гипроавтопром

Н А Я РО С Л А В С К О М моторном заводе осуществляется очередная техническая реконструкция, которая вызвана про

изводством семейства новых мощных V -образных четырехтакт

ных автомобильных дизелей.Вступив в число действующих автозаводов еще в 1925 г., за

вод к* своим автомобилям не производил двигателей, а получал их с других заводов. Только в 1947 г. завод начал выпускать четырехцилиндровые двухтактные дизели ЯАЗ-204 мощностью 110 л. с. для новых грузовых автомобилей большой грузоподъемности, а с 1951 г. — шестицилиндровые дизели ЯАЗ-206 мощностью 165 л. с. Оба двигателя отличаются весьма высокой степенью унификации деталей. Однако двигатели имеют недостаточные топливную экономичность и надежность в работе, большой удельный вес на единицу мощности, а также небольшой срок службы, особенно насос-форсунок.

Производство я ремонт этих двигателей трудны, они весьма требовательны к качеству топлива и масел. Поэтому переход завода к производству новых четырехтактных двигателей имеет большое народнохозяйственное значение, так как автомобильный транспорт получит современные высокоэкономичные автомобильные двигатели — шестицилиндровые мощностью 180 л. с., восьмицилиндровые мощностью 240 л. с., а также

двенадцатицилиндровые мощностью 360 л. с. с возможностью дальнейшей форсировки их при помощи турбонаддува.

В табл. 1 приводится краткая техническая характеристика базовых моделей новых четырехтактных дизелей, которые будет выпускать завод по мере осуществления его реконструкции.

Общий диаметр цилиндров и ход поршня, указанные в технической характеристике двигателей различной мощности, свидетельствуют о том, что они в значительной степени унифици-

Т а б л и ц а 1

Параметры

Модели двигателей

ЯМ 3-236 ЯМЭ-238

Номинальная мощность в л. с.Число цилиндров ..............................

Расположение цилиндров ...............Диаметр цилиндров в м м ...............Ход поршня в м м .............................Степень сжатия .................................Номинальное число оборотов в мину

ту ..........................................................Максимальный крутящий момент в

к г м ..........................................................Минимальный удельный расход топ

лива в г!л,с.1ч . . . ..........................Вес двигателя в кг .................................

1806

240

ЯМ 3-240

36012

V-обраЗное под углом 90°13014016,5

2100

67

165-170850

130 140 16,5

2100

90

165-1701050

13014016,5

2100

135

165-1701350

П р и м е ч а н и е . Вес двигателей указан без вспомогательного оборудования по ГОСТ 491-'55.

рованы между собой. Благодаря этому производство значительного количества одинаковых деталей имеет массовый характер, что позволит применить широкую механизацию и автоматизацию процессов их изготовления.

В начале текущей семилетки Ярославский завод получил новый производственный профиль и с 1960 г. прекратил выпуск грузовых автомобилей. После реконструкции завод будет крупнейшим в мире специализированным предприятием массового производства автомобильных дизелей большой мощности. Свои новые двигатели Ярославский моторный завод будет поставлять заводам автомобильной промышленности и заводам других отраслей.

По проекту специализированная продукция в общем товарном выпуске завода — двигатели, коробки передач и запасные части к ним — составляет около 95% от общего валового выпуска завода.

В течение длительного периода развития на заводе постепенно осуществлялось строительство отдельных цехов, необходимых для выполнения стоявших перед заводом задач. П о этому к началу настоящей реконструкции завод сложился как комплексный с заготовительными цехами — кузнечным и литейными, мощности которых развивались с учетом производства на этом заводе и двигателей и автомобилей.

При реконструкции завода и переходе к выпуску новых двигателей предусматривается максимальное использование ‘имеющихся фондов промышленно-производственного назначения. Однако при этом необходимо дополнительное строительство новых производственных площадей и приобретение значительного количества нового, преимущественно автоматизированного, оборудования, нужного для изготовления наиболее трудоемких и массовых унифицированных деталей двигателей.

В процессе реконструкции значительно изменяются в кузнечном цехе имеющиеся нагревательные устройства. Суще

ствующие печи заменяются автоматизированными полумето- дическими газовыми печами с кассетными питателями; на участке кривошипных ковочно-штамповочных прессов широко применен электронагрев заготовок в индукционных нагревателях с автоматической подачей заготовок; на участке горизонтально-ковочных машин предусмотрены автоматизированные щелевые проходные газовые печи.

По способу нагрева заготовок перерабатываемый в кузнечном цехе металл распределяется, как указано в табл. 2.

Коленчатые валы новых двигателей штампуются из периодического проката с фланцами и противовесами на имеющихся штамповочных молотах усилием 8 и 10 г в механизированной линии. Такая же механизированная поточная линия предусматривается для штамповки шатунов.

По видам штамповки проектная программа' цеха распределяется согласно табл. 3.

Для обеспечения необходимых условий труда и механизации технологического процесса изготовления поковок применены кантователи для молотов, манипуляторы для горизон-


2 Автомобильная промышленность № 2, 1963 г.


Способ нагрева

Количество металла в %

к общему весу заготовок

В автоматизированных полуметодических газовых печах ................................................................................................

В автоматизированных щелевых проходных газовыхпечах ....................................................................................

В электрических индукционных нагревателях..................

54.0

6,040.0


тально-ковочных машин, перекладчики для кривошипных ко- вочно-штамповочных прессов, подвесные конвейеры толкающего типа для внутрицехового транспортирования поковок и удаления облоя. На участке кривошипных ковочно-штамповочных прессов, устанавливаемых на ленточных фундаментах,

облой от прессов удаляется пластинчатым конвейером, расположенным в тоннеле, и проходит под обрезными прессами.

Для термической обработки поковок в кузнечном цехе осу ществляются следующие операции:

1) улучшение с использованием тепла при нагреве под штамповку в конвейерных печах с защитной атмосферой

('/з поковок по весу);2) нормализация при окислительном нагреве с последую

щей очисткой в дробеметных камерах и барабанах непрерывного действия (более половины поковок по весу);

3) закалка с отпуском в закалочно-отпускных конвейерных агрегатах (примерно 15% всех поковок).

Существенной реконструкции подвергается цех чугунного литья, так как в результате изменения профиля завода отпала потребность в ковком чугуне, а потребность в сером чугуне для новых двигателей увеличивается. В связи с этим расширяются площади формовочно-заливочно-выбивного и термообрубного отделений. К пяти существующим литейным конвейерам будет добавлен еще один конвейер, что не только полностью обеспечит потребность завода в литье серого чугуна, но и позволит организовать частично поставку его на другие предприятия.

Для автоматизации наиболее трудоемких и вредных процессов предусматривается формовка всех без исключения отливок в сырые земляные формы при одновременной максимальной унификации размеров опок. Это позволяет эффективно использовать проходные формовочные автоматы для крупных форм, четырехпозиционные встряхивающие автоматы с до- прессовкой для средних форм и двухпозиционные пескодувные автоматы для мелких форм. Формовочные автоматы устанавливаются в линиях, заканчивающихся автоматическими выбивными решетками на каждом литейном конвейере.

Для формовки основной части стержней приняты песко- стрельные стержневые автоматы, а для оболочковых стержней, для гильз и некоторых других деталей — пескодувные

автоматы карусельного типа.Особое внимание уделяется очистке литья, для которой при

менены конвейерные дробеметные камеры, дробеметные бара баны непрерывного действия и поточные линии зачистки отливок, оснащаемые специальными станками-полуавтоматами.

Все транспортные операции в цехе комплексно механизируются и частично автоматизируются при самом широком использовании ленточных пластинчатых и подвесных цепных конвейеров обычного и толкающего типа.

В проекте реконструкции предусматривается применение новых современных коксогазовых вагранок производительностью 20 т/ч с полностью автоматизированным процессом их р аб о

ты, включая навеску и загрузку шихты, осуществляемые с помощью бункеров с вибрирующими питателями и интегральными весовыми устройствами для шихтовых материалов и скиповых подъемников.

Особенностью вагранок является установка отдельно стоящих воздухоподогревателей, отапливаемых природным газом, подающим в вагранки воздух, подогретый до 450— 500°, вместо использования для этой цели отходящих ваграночных газов. Это значительно снижает расход кокса и уменьшает количество твердых частиц в ваграночных газах, следовательно, упрощает всю систему их очистки. Так как основная очистка ваграночных газов от твердых частиц происходит в искрогасительных камерах, находящихся над вагранками, предусматривается вторая ступень их очистки при помощи пенных фильтров, устанавливаемых на кровле плавильного пролета между искрогасительными камерами.

В соответствии с расчетами затраты труда на выполнение годовой программы распределяются согласно табл. 4.


Виды производственных работ

Затраты труда в % к общей трудоемкости годовой про

граммы

Литье всех видов, в том числе чугунное, точное стальное и цветное ......................................................................... 21,0

Изготовление поковок ............................................................... 4,0Механическая обработка ........................................................... 55,0Термическая обработка ........................................................... 3,0Холодная штамповка ................................................................... 3,0Сборка и сварка .......................................................................... 12,0

2,0

Итого . . 100,0

Как видно из табл. 4, основная доля всех трудовых затрат (55%) приходится на механическую обработку деталей.

П о сложившимся на заводе условиям, имеющимся возможностям для расширения существующих и строительства новых производственных зданий на промышленной площадке

механическая обработка деталей, сборка и испытание агрегатов и двигателей размещаются в двух существующих и в двух вновь' строящихся корпусах.

В новом корпусе № 3, предназначавшемся ранее для обработки агрегатов шасси и сборки автомобилей, размещается производство основных деталей новых шести- и восьмицилиндровых двигателей, а также унифицированных с ними деталей двенадцатицилиндрового двигателя. К деталям, обрабатываемым в этом корпусе, относятся блоки цилиндров, головки блоков, коленчатые валы, гильзы цилиндров, маховики, картеры маховиков, шатуны, крышки коренных подшипников, клапаны и некоторые другие массовые детали.

И з 32 наименований обрабатываемых деталей, закрепленных за новым моторным цехом, детали 11 наименований унифицированы. К ним относятся: гильза цилиндров, картер маховика, шатун с крышкой, зубчатый обод маховика, крышки коренных подшипников и др.

В существующем механосборочном корпусе № 1 сохраняется производство двигателей старых марок и оригинальных деталей двенадцатицилиндрового двигателя. В механосборочном корпусе № 2 размещается производство мелких агрегатов двигателей: масляных и водяных насосов, центробежных масляных фильтров, газотурбонагнетателей для шести- и восьми- цилиндровых двигателей, а также массовых деталей двигателей: поршней и поршневых пальцев, толкателей, коромысел клапанов и др. В существующем втором механическом цехе будут обрабатываться детали 111 наименований (преимущест

венно унифицированных), из них детали около 60 наименований унифицированы для двигателей ЯМЭ-236 и ЯМЭ-238, детали 40 наименований — для двигателей ЯМЭ-238 и ЯМЗ-240. Среди унифицированных деталей следует назвать поршни, поршневые пальцы, шестерни распределительного вала, клапаны, толкатели, коромысла клапанов, шестерни топливного насоса, детали вентилятора, крепления стартера и др.

Новый механосборочный корпус № 4 предназначается для механической и термической обработки деталей, сборки и испытания коробок скоростей, а также для размещения в нем сравнительно небольшого прессового цеха.

Технический уровень технологического процесса механичес

Вид штамповки

Количество поковок в %

к общему выпуску по

ковок

На кривошипных ковочно-штамповочных прессах, в том числе выдавливанием и с предварительной вальцовкой

На паровоздушных молотах . . . * .................................Высадка на горизонтально-ковочных машинах . . . .

41.053.0 6,0

Итого . . . . 100,0


№ 2, 1963 г. Автомобильная промышленность 3

кой обработки может быть охарактеризован составом принятого станочного оборудования, который приводится в табл. 5.


Оборудование

Распределение по механосборочным корпусам

№ 1 № 2 № 3 № 4

Автоматические станочные линии вшт....................................................................... 2 10 16 19

Станки, устанавливаемые в автоматические линии, в % от общего количества станков в цехе ........................................ 2 18 60 21

Специальные и агрегатные станки в %от общего количества станков в цехе . 20 37 78 50

Из табл. 5 следует, что наибольшее количество станков (60%), устанавливаемых в автоматических линиях, приходится на корпус № 3, в котором на автоматических линиях обрабатываются блоки цилиндров и головки блоков, вставные гильзы, втулки и седла клапанов и частично коленчатые валы. При этом блоки цилиндров и головки блоков новых двигателей 'ЯМЭ-236 и ЯМЗ-2Э8 отличаются только количеством цилиндров и, следовательно, длиной, а в остальном унифицированы. При заданной проектной программе выпуска указанных двигателей применение автоматических линий для обработки этих деталей при отсутствии их унификации было бы малоэффективным. Таким образом , унификация блоков цилиндров и головок блоков позволила применить и эффективно использовать для обработки каждой пары одноименных деталей свои общие для обоих двигателей автоматические линии.

Для термической обработки деталей в механических цехах на линиях обработки деталей или в соответствующих отделениях характерным является широкое применение нагрева т.в.ч. Более 60% деталей по программе (по весу) подвергается нагреву под закалку т.в.ч., а в существующем и в новом моторных цехах этот способ нагрева под закалку единственный.

Шестерни и валы коробок передач подвергаются газовой цементации с непосредственной закалкой и отпуском в механи

зированных конвейерных агрегатах.Сборка двигателей в новом корпусе в значительной мере

механизируется и производится на едином напольном вертикально-замкнутом непрерывном движущемся конвейере. Отличительной особенностью этого конвейера является наличие специальной унифицированной тележки, которая позволяет поворачивать собираемый двигатель в горизонтальной и вертикальной плоскостях.

Для сборки относительно трудоемких головок блоков принята автоматическая линия, состоящ ая из ряда сборочных станков, связанных между собой пульсирующим конвейером, и полуавтоматические сборочные стенды для других узлов.

Механизируется также подача деталей и узлов к рабочим местам сборки.

Предусматривается подача деталей и узлов на сборочный конвейер подвесной транспортной системой, состоящей из конвейеров толкающего типа и неприводных участков общей

трассы, на которых в специальных приспособлениях хранятся заделы подсобранных узлов, а также деталей, необходимых на том или ином рабочем месте на сборочном конвейере.

Для серийных испытаний двигателей, которые производятся на испытательной станции, установлен следующий режим: 30 мин — холодная обкатка и 2 ч 55 мин — горячая обкатка на холостом ходу и под нагрузкой.

В качестве агрегата для испытания двигателей принято тормозное устройство новой конструкции, вместо широко р а с пространенных гидротормозов. Это тормозное устройство представляет собой обычный, но сбалансированный асинхронный электродвигатель переменного тока с контактным!; кольцами. При работе на режиме холодной обкатки он питается от общецеховой сети, а на тормозном режиме — рабо тает как генератор, вырабатывающий электроэнергию. При этом значительная часть механической энергии испытуемых двигателей, превращенная в электрическую, рекуперируется в общезаводскую сеть электроснабжения по шинопроводам без

дополнительных преобразований.Вырабатываемая электроэнергия при 1100— 1400 об/мин

коленчатого вала двигателя поглощается в нагрузочных реостатах, а при 1500— 2100 об/мин — рекуперируется в сеть.

Проведенными испытаниями установлено, что коэффициент рекуперации электроэнергии находится в пределах 0,69— 0,82. При заданной в проекте реконструкции программе выпуска мощных двигателей и указанном выше режиме их испытания среднечасовая рекуперируемая мощность испытательной станции при двухсменной работе достигает 3000 кет и даст заводу в год более чем на 120 тыс. руб. бесплатной энергии.

Согласно расчетам дополнительные капитальные затраты на оборудование испытательной станции окупаются за 10 мес.

Наличие в составе завода заготовительных цехов, в том числе литейных, значительно увеличивает его внешний грузооборот, составляющий более 1 млн. т в год. Около 60% внешних перевозок осуществляется железнодорожным транспортом и 30% — автомобильным. Половина внутризаводских перевозок или межцехового грузооборота, составляющего 700,0 тыс. г в год, осуществляется внутризаводским безрельсовым транспортом, около 49% — с помощью средств непрерывного транспорта, главным образом конвейерами толкающего типа, протяженность которых составляет около 5 км, и по трубопроводам. Перевозка грузов механизированным способом составляет около 90% общего его объема.

При значительном количестве отходов в виде стружки черных и цветных металлов, обрезков листовой стали в прессовом и облоя в кузнечном цехах особую задачу для каждого машиностроительного завода представляет уборка и переработка их наиболее рациональным способом.

В производственных цехах Ярославского моторного завода количество отходов составляет около 60,0 тыс. т в год. Транспортирование и переработка их полностью механизируется. Чугунная и цветная стружка брикетируется в тех же цехах, где она образуется, а стальная (с учетом ее количества но маркам стали) дробится и центрифугируется в цехах, после чего отвозится на скрапоразделочную базу, где и брикетируется холодным способом на прессах. Листовые отходы пакетируются в прессовом цехе. Отходы горелой земли и шлам от скрубберов из литейных цехов транспортируются гидравлическим способом на расстояние до 3 км от завода.

На реконструкцию завода требуются значительные капиталовложения, распределение которых указано в табл. 6.


Наименование групп затрат

Затраты на промышлен

ное строительство в % к

обшей сумме затрат

Строительные работы .......................... 34,5Приобретение нового и модернизация существующего

оборудования .............................................................. 56,8Монтажные р а б о т ы ........................................................... 3,6Использование приспособлений, инструмента и инвен-

0,3Прочие затраты и непредвиденные расходы .................. 4,8

Итого . . 100,0

Применение современных технологических процессов, приобретение значительного количества нового оборудования,

главным образом автоматизированного, механизация и автоматизация в необходимых размерах производственных и вспомогательных процессов позволили определить экономическую эффективность реконструкции. В табл. 7 приводится со поставление себестоимости выпускаемого в настоящее время двигателя ЯАЗ-206А и нового двигателя ЯМЗ-2Э6 по проекту. Оба двигателя шестицнлиндровые, близкие по своей номинальной мощности.

Другим показателем эффективности реконструкции завода является себестоимость 1 т чугунного литья: по отчетным


Параметры

Двигатели

ЯМ 3-236 ЯАЗ-216А

Номинальная мощность в л. с.Вес двигателя в кгТрудоемкость изготовления в чел.-часах Себестоимость изготовления в руб.

18085038,9

6567

165950135,0

8166



данным завода за 1960 г. себестоимость 1 г чугунного литья составила 1580 руб., а по проекту — 943 руб.

Осуществление проекта реконструкции обеспечивает значительное повышение производительности труда. Выпуск на одного работающего увеличится почти в 2,3 раза, а на один производственный металлорежущий станок — в 1,65 раза.

Приведенные относительно высокие технико-экономические

показатели тем не менее имеют резервы для их улучшения.

Исключение из программы производства завода большого ко

личества наименований деталей в запасные части для старых марок двигателей, централизованное производство центробежных масляных фильтров, применяемых на всех современных двигателях, газотурбонагнетателей и других узлов позволило бы значительно уменьшить номенклатуру изготовляемых на заводе деталей и узлов. Одновременно с этим стало бы воз

можным дальнейшее углубление специализации завода, упрощение структуры и организации производства на нем, а также уменьшение размера дополнительных капитальных вложений в новое строительство.

Т Р У И Р О В А Н И Е С Л Е Д О В А Н И Я

С П Ы Т А Н И Я

Состояние и перспективы развития отечественного карьерного автотранспорта

Д -р теки, наук М . В. ВАСИЛЬЕВ

У ральский филиал А кадем ии наук СССР

ОТКРЫ ТЫ Й способ разработки полезных ископаемых в

нашей стране получает все большее распространение.Успешность применения автомобильного транспорта на

карьерах в большой степени зависит от выпуска разнообразных по грузоподъемности и конструкции карьерных автомоби

лей, отличающихся высокой надежностью и приспособленностью к сложным горно-техническим условиям.

К современным карьерным автомобилям предъявляются следующие требования:

1) увеличение грузоподъемности и мощности автомобилей для повышения производительности транспорта, увеличения провозной способности, снижения трудоемкости, уменьшения числа работающих в карьере автомобилей и получения бо

лее дешевой стоимости 1 ткм перевозок;2) снижение сухого веса автомобиля в целях увеличения

тоннажа перевозимого груза при той же мощности двигателя, экономии металла, удешевления стоимости автомобиля;

3) повышение удельной мощности двигателей и улучшения тягово-динамических качеств автомобиля, обеспечивающих хорошую проходимость и достаточно высокую максимальную

скорость движения на затяжных подъемах;4) увеличение маневренности автомобиля для возможности

удобного использования в стесненных условиях открытых горных работ, для работы в глубоких карьерах, при проходке

траншей и т. д.;5) усиление и упрочнение конструкций автомобиля для по

грузки их мощными экскаваторами и увеличение надежности автомобиля, особенно несущих узлов, тормозной системы, рулевого управления, что должно способствовать сокращению простоев из-за поломок и повышению производительности;

6) облегчение управления автомобилем при трогании с места, в процессе движения и при торможении для меньших за трат усилий водителя на вождение, а следовательно, для уменьшения его усталости при работе;

7) создание комфортабельных условий для водителей и об служивающего персонала, обеспечение более плавного движения с меньшими толчками, приспособление рабочего места (кабины) для работы в различных климатических условиях, а также улучшение обзорности и конструктивное упрощение узлов для облегчения ремонтных работ в целях улучшения условий и безопасности работы;

8) соответствие автомобиля по грузоподъемности, емкости и т. д. наиболее высокоэффективной работе с предназначенны

ми для него выемочно-погрузочными средствами.

Карьерные автомобили выпускают Минский, Кременчугский и Белорусский автозаводы. Первый из них выпускает автомобили грузоподъемностью до 7— 7,5 т, второй — от 10— 12 т и третий — от 25 г и выше (см. таблицу).

Н а Минском автозаводе в настоящее время основной моделью автомобилей-самосвалов является автомобиль МАЗ-205 грузоподъемностью 6 г. Этот автомобиль на протяжении 15 лет претерпел ряд конструктивных улучшений и неплохо за рекомендовал себя как транспортное средство при разработках небольшого масштаба мягких пород и использования экскаваторов с емкостью ковшей 1— 1,25 м3. Несмотря на модернизацию, автомобиль МАЗ-205 не может считаться современным автомобилем этого класса. Поэтому завод должен перейти на выпуск автомобиля-самосвала MA3-503 грузоподъемностью 7 т (базовый автомобиль МАЗ-500). Этот автомобиль прошел ведомственные испытания и в настоящее вреуя работает в производственных условиях на Овручском известняковом карьере. Автомобиль-самосвал MA3-503 спроектирован по схеме «кабина над двигателем». Такая компоновка имеет ряд преимуществ. При сохранении максимальной осевой нагрузки на дорогу она позволяет увеличить грузоподъемность, улучшить маневренность и снизить вес автомобиля.

Автомобиль MA3-503 будет выпускаться с кузовами универсального и ковшового типа, а также в зависимости от требований эксплуатации с подогревом кузова отработавшими

газами.Кроме автомобиля-самосвала MA3-503, завод выпустил

опытные образцы автомобиля-самосвала МАЗ-510, которые проходят в настоящее время ведомственные испытания. Д анный автомобиль отличается от автомобиля MA3-503 только тем, что имеет одноместную кабину, а это позволяет несколько

снизить расход металла.Н а базе автомобиля МАЗ-500 заводом выпущен тягач

МАЗ-504 с полуприцепом, имеющим кузов ковшового типа, грузоподъемностью 12,5 т, емкостью кузова 10 м3. Тягач оборудован дополнительно гидросистемой и шлангом с соединительной головкой для подачи жидкости к цилиндрам подъемного механизма. Автомобиль имеет разгрузку кузова назад, ци

линдр подъемного механизма установлен на полуприцепе. И спытания тягача МАЗ-504 с полуприцепом показали, что он имеет ряд серьезных конструктивных недостатков, в частности, неудачно выполнена подвеска, при которой разгружаемый односторонне груз, смещаясь в кузове, вызывает случаи опрокидывания всего автомобиля. Поэтому тягач МАЗ-504 с само-



свальным полуприцепом в на

стоящем виде не может быть рекомендован к использованию на производстве. Кроме того, он может быть заменен автомобилем-самосвалом КрАЗ-222 (Кременчугского завода) грузоподъемностью 10 т. Последний имеет лучшие маневровые качества и тягово-динамическую характеристику.

Кроме перечисленных автомобилей-самосвалов, на базе автомобиля МАЗ-200 в последние годы Минским автозаводом было выпущено несколько самосвалов МАЗ-506 грузоподъемностью 6 т, имеющих боковую разгрузку. Автомобили, выпускаемые в настоящее время Минским заводом, наиболее рационально можно использовать на небольших карьерах при работе экскаваторов с ковшами емкостью до 2 м3, на транспортировании преимущественно мягких и мелкокусковых полускальных пород на расстоянии не более 1,5— 2 км.

Кременчугский автозавод на базе ранее выпускавшегося Ярославским заводом автомобиля ЯАЗ-210 разработал ряд

конструкций бортовых автомобилей, самосвалов и тягачей средней грузоподъемности. Серийно выпускается автомобиль- самосвал КрАЗ-222 (модернизированный ЯАЗ-210Е). С а мосвал КрАЗ-222 нашел широкое применение на карьерных работах и строительстве. Это трехосный автомобиль — с кузовом гондольного типа. В 1962 г. на этом автомобиле модернизирована подвеска, а также усилена конструкция кронштейнов и штанг.

Намечается переход на новую марку автомобиля-самосвала КрАЗ-256, представляющего дальнейшее усовершенствование автомобиля К рА З:222. Самосвал будет иметь ту же грузоподъемность 10 т, но на

нем будет установлен новый четырехтактный двигатель ЯМЗ-238. Трансмиссия и ходовая часть самосвала остаются без изменений. Вводится новый опрокидывающий механизм с одноцилиндровым подъемником, имеющим вдвое большее давление масла. Общий вес подъемного механизма снижен на 160 кг. На автомобиле сохраняется кузов ковшового типа, однако вместо швеллеров, усиливающих днище, последнее выполняется из листового металла толщиной 6— 8 мм, стойки бортов штампованные. Объем кузова 6— 6,5 мъ. Н аря ду с усилением прочности и приспособлением кузова для транспортирования полускальных пород и руд вес его снижен на 200 кг.

В настоящее время завод р а ботает над новой конструкцией автомобиля КрАЗ-251 (рис. 1),

со< X со

ю £

«о I (М сч »—Ю | |

со<

(М 1—

со£Os

СМ СМ

со<

о» <мX со

I £

<%

о о о о 1C оо о о СЧ I- оЮ СМ СО СМ СО ЮN N 00 СО СО

I 1

со< X £

СЕ.

ю о о

со< X со

со gС*

си ю соСО »- СО (М сч

со• S 0

СО СО ОО < ® —а о о

О й UD <МСО о СПBt О. СЧ CS

со<

( см CNО ’ f й < 0 0 (N N r S

~ X < 8 2 ~ ”<o Otg

I I I Iо о о о о

О) з LTD СЧ <Мо со ао со

СО<%

»-н ю СЧ (М

СО<%

*Г СО сч о - отг а> со »

со<

х Ц* со

< к

>-н СТ> СМ © со соСО <0 1C см сч

со со со ю

госs;

1 ^to ГО сI X < § £

ю ^

со (ОС© f-H О

I "О О Ю 00 оЮ СО СО СОо О О (О *гг-t pH СО СЧ {М

I I

I * *о ин 2 ^о i ю_ % Л Л ff н О.Ч CJ

S Н и “о я О•Й О «У Q. 2X «в S- S—* о я ~ 5

я -&-0 e j Ch £а» о «СЭ ^

с , я

и » 2о- 0> 2 О *3 я те х * _ я- я n S S <4л о >> о я о ос? е; 0 . 0 . П О . eg щ U V ев >■» 4>5 Н _ Я « О . С£ о *—Я С» CU ffl «в ев^ д О X X У Я«о у

J а. 4»5 S х з — * х*> Ч S я * X ^: <и ± z х о. о• f t * s * s —5 £ « 0.5 Я *°П cq *4 Я Ш: оЭ еа: U

я S s О.сп сп о Рсо «о в> нИ л и и

So.о ^

= 3 *

* 5 Я- з*О е; к 0.0 О L.

CU СО >, Я



который должен стать серийным с 1965 г. Новый автомобиль-самосвал будет также трехосным, но иметь грузоподъемность И т. Самосвал будет иметь новую конструкцию кабины («над двигателем»). Кузов будет выполнен из легированных сталей со штампованными стойками, днище из металла толщиной 8 мм, а стенки — из металла толщиной 4 мм.

Автомобили-самосвалы КрАЗ-256 и КрАЗ-251 (опытные об разцы) проходят ходовые испытания на Балаклавском известняковом карьере и на строительстве Киевской ГЭС.

На базе всех типов самосвалов, намеченных к производству, предполагается выпуск тягачей для работы с полуприцепами. В настоящее время выпускается тягач КрАЗ-221. С вводом в серию автомобилей КрАЗ-256 будет организовано производство тягачей КрАЗ-258, а на основе автомобиля КрАЗ-251 начнется выпуск тягача КрАЗ-252. Нагрузка на седло будет10 и 12 т, тяговое усилие сможет достигать 15 и 20 г (первые значения при перемещении по грунтовым, вторые — по ш оссейным дорогам). В настоящее время для тягачей КрАЗ-221 и КрАЗ-258 заводом разрабатываются специальные полуприцепы грузоподъемностью до 16 т с разгрузкой назад, предназначенные для работы в карьерах.

Кроме автомобилей с задней разгрузкой, Кременчугским за водом в виде опытного образца на базе серийного автомобиля КрАЗ-222 выпущен автомобиль-самосвал КрАЗ-254, имеющий боковую разгрузку. Самосвал имеет грузоподъемность 10 т, двигатель мощностью 180 л. с., кузов опрокидывается на сторону одним телескопическим одноцилиндровым подъемником (давление масла в подъемнике 85 кг!см2, масляный насос производительностью 40— 50 л/мин). Автомобиль прошел испытания, на 1963 г. намечается выпуск небольшой партии.

Гамма автомобилей, выпускаемая Кременчугским автозаводом, наиболее рационально может быть использована на р а з работке карьеров средней производительности, расстояниях откатки до 2— 3 км, при погрузке экскаваторами с ковшами емкостью 2— 3 м3. При усилении кузова новых автомобилей КрАЗ-256 и КрАЗ-251 их можно будет использовать для перевозок скальных пород и нетяжелых руд.

Наиболее соответствующими горным условиям и большим масштабам работ современных открытых разработок являются карьерные автомобили Белорусского автозавода.

Из автомобилей-самосвалов большой грузоподъемности в настоящее время в нашей стране выпускается лишь МАЗ-525.

Однако автомобиль МАЗ-525, выпускаемый с 1952 г., по своей конструкции не отражает прогрессивных тенденций современного автомобилестроения. В связи с этим завод предполагает перейти на новую марку автомобилей — автомобиль-самосвал БелАЗ-540 грузоподъемностью 27 т, имеющий преимущества по сравнению с серийным автомобилем МАЗ-525:

1) сокращение базы на 1230 мм и общей длины на 1050 мм, расположение одноместной кабины рядом с двигателем позволит снизить собственный вес, значительно улучшить об зор ность и маневренность автомобиля;

2) снижение центра тяжести на 300 мм благодаря применению шин меньшего диаметра и наклона пола кузова при одновременном увеличении ширины на 260 мм повысит устойчивость автомобиля;

3) применение двигателя большей мощности и гидромеханической трансмиссии обеспечивает хорошие тягово-динамические качества и лучшую проходимость; гидромеханическая трансмиссия к тому же позволяет наиболее полно использовать максимальную мощность двигателя;

4) введение тормоза-замедлителя и раздельного привода колесных тормозов, введение дублирующего привода насоса усилителя рулевого управления, гидромеханической трансмиссии,

рамы коробчатого сечения повышает надежность автомобиля

и срок службы узлов;5) полуавтоматическое управление гидромеханической транс

миссией, гидравлический усилитель рулевого управления обеспечивают легкость управления автомобилем;

6) применение на обоих мостах пневмогидравлической подвески, установка удобного регулируемого сиденья, хорошая звуковая теплоизоляция кабины создают комфортабельны'; условия для работы водителя;

7) кратность грузоподъемности 27 т для наиболее распространенных пород и полезных ископаемых числу ковшей экскаваторов с емкостью ковша 3— 4 м3, увеличение ширины и глубины кузова обеспечивают наиболее производительную совместную их работу.

Из других конструктивных преимуществ автомобиля

БелАЗ-540 можно отметить отсутствие заднего скоса у кузова, что позволяет значительно снизить намерзание и налипание грунтов. В кузове нет дубовых прокладок, кузов изготовлен из специальной стали, в кабине имеется обогрев и вентиляторный обдув. Предусматривается также обогрев кузова отработавшими газами и возможна установка двух нейтрализаторов газов (системы Института горного дела Уральского

филиала Академии наук С С С Р ). Предполагается собственный вес автомобиля снизить до 20 т, а радиус поворота довести до 8,0 м. В результате всех конструктивных улучшений са мосвал БелАЗ-540 будет на 30— 35% производительнее самосвала МАЗ-525. Автомобили БелАЗ-540 проходят производственные испытания на Раздольском серном комбинате. При испытаниях на уклоне 6% они развивают скорость 13— 15 км/ч. Одновременно завод работает над новым двухосным

автомобилем-самосвалом БелАЗ-548 грузоподъемностью 40 т (рис. 2). Самосвал БелАЗ-548 будет иметь высокие эксплуатационные параметры и являться наиболее совершенным из

автомобилей этого класса. У автомобиля будет значительно сокращена длина, снижен до 0,65 коэффициент тары, удельная мощность увеличена до 7,8 л.с./т., минимальный радиус пово

рота будет 9,7 м. Автомобиль-самосвал БелАЗ-548 предполагается оснастить новыми шинами (20,00— 33"), кабина будет снабжена установкой для кондиционирования воздуха.

На базе этих двух новых разработанных конструкций автомобилей предполагается создать гамму автомобилей грузо подъемностью от 27 до 110 г с высокой степенью унификации отдельных узлов и деталей. Так, в 1962 г. выпущен опытный образец тягача БелАЗ-540В с безрамным полуприцепом БелАЗ-5271 грузоподъемностью 42— 45 г (с емкостью кузова 25 jk3), показанного на рис. 3. Полуприцепы к этому тягачу могут иметь как заднюю, так и донную разгрузку. Тягач будет



полностью унифицирован с автомобилем БелАЗ-540 и иметь дополнительно опорно-поворотное устройство для сцепа с полуприцепом. Седельный тягач на базе автомобиля-самосвала БелАЗ-548 предназначается для буксировки полуприцепа- самосвала БелАЗ-5272 грузоподъемностью 65 т (емкость кузова 34— 36 м3).

Кроме этого, Белорусский автозавод в 1962 г. разрабаты вает эскизный проект автомобиля-самосвала грузоподъемностью 65 т (рис. 4), представляющего собой трехосный автомобиль на базе агрегатов двухосного автомобиля грузоподъемностью 40 т путем добавления к автомобилю БелАЗ-540 одного ведущего моста.

Завершает типаж трехосный седельный тягач с двухосным полуприцепом грузоподъемностью 110 т (рис. 5).

Наряду с работой над названным семейством автомобилей, в течение 1961— 1962 гг. завод с о здал несколько новых марок автомобилей на базе серийно выпускаемого самосвала МАЗ-525. Выпущены опытные образцы тягача БелАЗ-525С с безрамным полуприцепом БелАЗ-5270, имеющим заднюю разгрузку (грузоподъемность 40 т, емкость кузова 23 м3). Тягач с полуприцепом работает на Саратовгэсстрое.

Изготовлен одноосный тягач БелАЭ-531 мощностью 375 л. с., который эксплуатируется со скрепером, но будет также полуприцеп с задней разгрузкой грузоподъемностью 30 г- Для полуприцепов с боковой разгрузкой Белорусским заводом выпущены образцы тягача БелАЗ-525Г. Тягач будет работать с полуприцепом ЧМЗАП-5502М Челябинского завода полуприцепов, имеющим

грузоподъемность 40 г и емкость кузова 18 м3.Кроме названных заводов, отдельные образцы автомобиль

ного оборудования, предназначенного главным образом для

выполнения земляных работ, начал выпускать Могилевский за вод подъемно-транспортного оборудования. В числе его двухосный тягач МОАЗ-542 и одноосный тягач МОАЗ-546 мощностью 240 л.с. Тягачи предназначены для работы как со скреперами, так и с землевозными полуприцепами. Наряду с тягачами в 1963 г. намечается выпустить опытный образец трехосного автомобиля-самосвала повышенной проходимости грузоподъемностью 18 т.

Из сказанного следует, что проблема обеспечения горнодобывающих предприятий ассортиментом необходимых автомоби. лей практически находит положительное решение. Однако раз работка типов и основных параметров карьерных автомобилей и даже выпуск опытных образцов не решают задачи быстрого

налаживания их производства.Кременчугский и особенно Белорусский автозаводы не распо.

лагают необходимыми конструкторско-экспериментальнымн базами, что вызывает длительность отработки созданных конст

рукций и чрезмерно затягивает период от выпуска опытного образца до серийного производства автомобиля, который нередко достигает 4— 5 лет. Кроме этого, указанные заводы не располагают нужными производственными площадями для ор ганизации выпуска карьерных автомобилей в количествах, нужных для удовлетворения потребности народного хозяйст

ва страны.Только замена выпускаемых ныне автомобилей большой

грузоподъемности новым автомобилем-самосвалом БелАЗ-548

грузоподъемностью 40 т даст экономию народному хозяйству

Рис. 5.

на один автомобиль 37,8 тыс. руб., а на годовой выпуск автомобилей около 19 млн. руб., при этом производительность автотранспорта возрастет более чем на 26%, а стоимость 1 т-км снизится на 17%. Значительно большая экономия будет получена с выпуском перспективных самосвалов грузоподъемностью 65 т и полуприцепов на их базе. Тогда стоимость 1 т-км

будет составлять не более 1,8— 2 коп. (а сейчас 6— 7 коп.).

Исследование турбонаддува дизеля ЯМЭ-238Н!Кандидаты техн. наук Н. С. ХДНИН, Б. А . КИСЕЛЕВ

Н АМ И

D РЕЗУЛ ЬТА Т Е работ, проведенных на Ярославском мотор- ном заводе и НАМ И в 1959— 1961 гг., были созданы тур

бокомпрессоры с радиальной центростремительной турбиной и центробежным нагнетателем, позволившие значительно улучшить показатели двигателей ЯМЭ-236 и ЯМЗ-238.

Номинальная мощность дизеля ЯМЗ-238 без наддува равна 240 л. с. при 2100 об/мин коленчатого вала. Для проведения испытаний двигатель был укомплектован топливным насосом с плунжерными парами диаметром 9 мм и ходом 10 мм.

В работе был использован опытный турбокомпрессор с центробежным нагнетателем с одним выходным патрубком и р а диальной центростремительной турбиной с раздельным подводом газов от каждого ряда цилиндров двигателя и колесами диаметром 135 мм. Этот турбокомпрессор типа ТКР-14 отличается от других модификаций отечественных образцов агрегатов наддува тем, что он рассчитан на длительную работу при высоких температурах газов перед турбиной (700— 800°).

Принципиальная схема и проточная часть нагнетателя и турбины являются прототипом для турбокомпрессора ЯМ З.

Исследование состояло в определении основных параметров двигателя без турбонаддува и в условиях совместной работы его с турбокомпрессором по нагрузочным характеристикам при 1000, 1200, 1400, 1600, 1700, 1850 и 2100 об/мин без каких-либо изменений в двигателе и его топливоподающей аппаратуре.

Вследствие действия центробежного автомата опережения

подачи топлива на 1000, 1200, 1400, 1600, 1700, 1850 и2100 об/мин угол опережения подачи соответственно увеличивался на 2; 4; 6,5; 9; 10,5; 13 и 16° поворота коленчатого вала.

Нагружение двигателя с турбонаддувом производилось до достижения температуры газов перед турбиной 700°. Уровень форсировки двигателя ограничивали значениями давлений и чисел оборотов соответственно 0,75— 0,8 ати и 45 000— 48 000 об/мин.



Для получения полного представления об изменении процесса работы дизеля ЯМЭ-238 за счет установки турбокомпрессора дополнительно к обычным для стендовых испытаний параметрам определялись пьезометрические давления и средние температуры по всему газодинамическому тракту, высокие и низкие давления в цилиндре и во впускном и выпускном трубопроводах, числа оборотов ротора турбокомпрессора, потери тепла в охлаждающую воду и масло и с отработавшими газами, а также перепад температуры воздуха до и после компрессора.

Стандартная часть испытаний и измерений производилась в соответствии с ГОСТом 491-55. Для индицирования низких давлений были использованы контактные мембранные датчики МАИ. Абсолютные величины давлений на диаграммах н асосных ходов определялись с точностью до 0,02— 0,05 к г/см2 по оценке давления в н. м. т. или несколько ближе к концу такта впуска, где оно выравнивается с давлением во впускном трубопроводе. Абсолютные значения давлений на диаграммах во впускном и выпускном трубопроводах определяли посредством приближенного приравнивания среднего давления этих диаграмм пьезометрическому давлению.

Число оборотов ротора турбокомпрессора измерялось с помощью емкостного датчика, установленного на входном патрубке нагнетателя, а число импульсов датчика определялось частотомером ИЧ-6 и контролировалось дуГлированием измерений счетчиком импульсов Б-2. Дымность отработавших газов (в условиях работы с турбокомпрессором — дымность газов за турбиной) определялась дымомером ИД-1 конструкции НАМИ. Расход воды в системах водяного и масляного охлаж дения определялся по перепаду давлений в соплах Вентури, протарированных весовым способом.

В связи с проведением опытов по определению теплового баланса и измерений средних температур и давлений по газовоздушному тракту на многих режимах для устранения случайных ошибок эти величины находили не непосредственно по экспериментальным точкам, а по осредненным кривым.

Р е з у л ь т а т ы и с с л е д о в а н и я . Анализ работы двигателя ЯМЭ-238 в исходном состоянии без наддува показывает следующее. Двигатель обладает удовлетворительной топливной экономичностью. Удельный расход топлива на номинальном режиме составляет 180— 183 г/л.с.ч. При понижении числа

оборотов по скоростной характеристике удельный расход топлива уменьшается до 170— 172 г/л.с.ч. Минимальный удельный расход топлива по нагрузочным характеристикам составляет 160— 175 г/л.с.ч. соответственно на 1000— 2100 об/мин (рис. 1). Удельный расход топлива при уменьшении нагрузки по нагрузочным характеристикам ухудшается относительно медленно. Так, удельный расход топлива 200 г/л.с.ч. наблюдается при нагрузках 2— 2,8 кг/см2 соответственно при 1000 и 2100 об/мин. Это обусловливает высокий удельный вес режимов работы двигателя с удельными эффективными расходами топлива до 200 г/л.с.ч., которые составляют 68% от всевозможных режимов работы двигателя, определяемых площадью многопара- метровой характеристики (рис. 2).

Сравнительно низкая температура отработавших газов, не превышающая 680— 700°, а также высокая топливная экономичность, сохраняющаяся вплоть до режимов работы, характеризующихся коэффициентами избытка воздуха a=l,3-f-l,4, свидетельствуют об удовлетворительной организации рабочего процесса, хотя дымность отработавших газов была повышенной.

Коэффициент наполнения на всех режимах двигателя находился в пределах 0,78— 0,87.

При рассмотрении результатов экспериментов с турбонаддувом прежде всего обращает на себя внимание значительное увеличение расхода воздуха и связанное с этим увеличение коэффициента избытка воздуха, особенно при работе двигателя на высоких числах оборотов. Из рис. 1 видно, что при повышении нагрузки с нулевой на холостом ходу при 1000 об/мин до ре = 9,5 кг/см2 расход воздуха двигателем увеличивается с 450— 460 до 530 кг/ч, т. е. на 18— 15%; аналогичное повышение среднего эффективного давления на 2100 об/мин сопровождается увеличением расхода воздуха с 1000 до 1490 кг/ч, т. е. уже на 49%.

Такое увеличение расхода воздуха, достигнутое за счет использования энергии отработавших газов в турбокомпрессоре, позволило значительно повысить значения среднего эффективного давления при сохранении максимальных значений температуры газов перед турбиной На уровне, не превышающем 700°. Максимальные значения среднего эффективного давления на J400— 1700 об/мин равнялись 10,5 кг)см2, а на 1850 o6Jmuh и

номинальном числе оборотов — соответственно 10 и 9,5 кг/см2. Этим было обеспечено повышение мощности двигателя ЯМЭ-238 свыше 320 л. с. за счет применения турбонаддува. Увеличение номинальной мощности равняется 37,5%, а увеличение среднего эффективного давления при числах оборотов

Рис. 1. Нагрузочные характеристики двигателя при 1000 (а) и 2100 об/мин (б ) :

I — с турбонаддувом; 2 — без турбонаддува.

ниже 2100 в минуту по сравнению с номинальным средним эф фективным давлением базового двигателя достигает 37,5— 51,5%, т. е. за счет соответствующей коррекции цикловой подачи топлива могут быть обеспечены нормальные для автомобильных дизелей значения коэффициента приспособляемости и отношения номинального числа оборотов двигателя к числу оборотов при максимальном крутящем моменте, соответствен

но равные 1,1 и 1,5,



Полученное при работе двигателя ЯМЭ-238 с турбонаддувом увеличение среднего эффективного давления сопровождалось улучшением топливной экономичности, что видно из нагрузочных характеристик (рис. 1) и из многопараметровой характеристики (рис. 2). Действительно, на всех режимах работы с

W00 1200 ПОО 1600 1800 гооо п об/мин

Рис. 2. Многопараметровая характеристика двигателя (штрих-пунктирные линии — двигатель без наддува, сплош

ные линии — двигатель с турбонаддувом).

нагрузкой выше ре = 6 кг/см2 значения удельного эффективного расхода топлива не превышают 175 г/л.с.ч. Практически на прежнем уровне сохраняются значения удельных расходов топлива на режимах малых нагрузок при малых числах об о ротов. Лишь при больших числах оборотов и значениях р е ниже 5— 6 кг/см2 величины удельного расхода несколько выше по сравнению с соответствующими величинами удельных расходов топлива в случае работы без наддува. При рассмотрении нагрузочных характеристик, по оси абсцисс которых нано

сится не среднее эффективное давление, а отношение— ~ — *Ре шах

и при малых нагрузках на всех числах оборотов видно, что значения удельного эффективного расхода топлива двигателя ЯМЭ-238 с турбонаддувом ниже соответствующих значений g e двигателя без наддува. В результате процент режимов с низкими значениями удельного эффективного расхода топлива возрастает. Так, удельный вес режимов работы при

g e < 200 г/л.с.ч. увеличивается до 73% при работе двигателя с турбонаддувом (в случае работы двигателя без наддува

68%) .Удовлетворительные значения удельного эффективного рас

хода топлива в известной мере обусловливаются сравнительно низким уровнем механических потерь.

Значения коэффициента наполнения т|г,А..,, отнесенные к условиям во впускном трубопроводе, определяемым осреднен- ными давлениями и температурой, изменяются от 0,84 до 0,98 (рис. I), увеличиваясь с повышением нагрузки. Увеличение значения ц УКЭ по нагрузочным характеристикам подтверждается индикаторными диаграммами насосных ходов и объясняется благоприятным влиянием увеличения нагрузки на протекание свободного и принудительного выпуска и очистку цилиндров от продуктов сгорания и отчасти улучшением условий наполнения за счет перераспределения давлений во впускном и выпускном трубопроводах.

Проведенное индицирование высоких давлений позволило установить величины и характер изменения по нагрузке и числу оборотов коленчатого вала двигателя максимального давления сгорания и скорости нарастания давления. На рис. 3 приведены результаты обработки снятых индикаторных диа

грамм. Из рис. 3 виден относительно невысокий уровень максимальных давлений сгорания в двигателе без наддува. Величина pz на всех режимах работы двигателя от холостого хода на 1000 об/мин до номинального режима находится в преде

лах между 37— 38 и 71—74 кг/см2. Значение рг растет по за кону, бличком-у к линейному, как с увеличением нагрузки при постоянном числе оборотов, так и с увеличением числа оборотов при неизменной нагрузке. Наряду с невысоким уровнем давлений в цилиндре данные рис. 3 свидетельствуют о значительной жесткости процесса сгорания, в первую очередь вызванной выбором завышенных углов опережения подачи топ

лива.Эксперименты обнаружили значительное изменение давле

ний в цилиндре в период насосных ходов. Так, максимальные амплитуды изменения этих давлений в случае работы двигателя без наддува от 0,4 кг/см2 на 1U00 об/мин увеличиваются

. кг/см'Рг,Рс;кг/сн1 йа <~град.

Рис. 3. Изменение давления сгорания и его скорости нарастания в зависимости от нагрузки (а) и числа оборотов (б) дви

гателя с турбонаддувом (сплошные линии) и без турбонаддува (штриховые линии).

до 1,5 кг/см2 на 2100 об/мин. При этом на всех числах оборо тов, кроме 1000, максимальные значения амплитуды давлений наблюдаются при прокручивании вала двигателя и уменьшаются до 0,5— 0,4 кг/см2 с повышением нагрузки до максимальной.

Аналогичный характер изменения имеют и величины насосных потерь. При этом насосные потери в случае прокручивания вала двигателя достигают значительных величин — 0,5; 0,8 и 1 кг/см2 соответственно при 1000, 1600 и 2100 об/мин. На режимах полной нагрузки при этих же числах оборотов двигателя насосные потерн соответственно равняются 0,12; 0,19 и0,45 кг/см2 (рис. 4). Такое резкое изменение насосных потерь в зависимости от нагрузки не может не сказаться на соответствующем значительном изменении суммарных механических потерь по нагрузочным характеристикам. Это указывает на условность использования методов прокручивания вала двигателя от постороннего источника, выключения цилиндров, выбега, холостого хода для определения суммарных механических потерь на различных нагрузочных режимлх.

Резко переменный характер имеют и кривые давлений в выпускном трубопроводе. Максимальная амплитуда, изменения давления при работе двигателя на номинальном режиме равняется 0,51 кг/см2. Максимальное изменение давлений во впускном трубопроводе доходит до 0,11 кг/см2 за цикл. Отмеченное значительное изменение давлений в выпускном и впускном трубопроводах, согласующееся с последовательностью ра боты цилиндров, обусловливается неравномерным опорожнением каждого из цилиндров двигателя от продуктов сгорания



и поступлением в них воздуха и неравномерными угловыми интервалами между рабочими ходами цилиндров каждого ря да.

Условное давление начала сжатия (давление, соответствующее продолжению политропы сжатия до н.м.т.), определенное

Риас.

0,8

0,6

ОМ

0.2

..................................

— х — Ю О О о б /м и н

- о - 1 6 0 0

л - й - 2 1 0 0

V vл \ч

v > - * .

ч Х— _

**

1С

______ I-------* "

— -X ___ _

-I 0 2 Ь 6 8 ре, кг/см4

Рис. 4. Изменение потерь насосных ходов по нагрузочным характеристикам с турбонаддувом (сплошные линии) и без

турбонаддува (штриховые линии).

Рцил ати

о) б)

Рис. 5. Индикаторные диаграммы насосных ходов при 2100 об/мин:

а — без наддува: б — с турбонаддувом; 1 — прокручивание; 2 — р е —

= 1 кг/см2; з — Ре — 5 кг/см2: 4 — р е = 7 кг!см2; 5 — Ре = 9 кг/см1.

по диаграммам насосных ходов, будучи почти неизменным в пределах каждой из нагрузочных характеристик двигателя, р а

ботающего без наддува, в случае турбонаддувг растет с повышением нагрузки (рис. 5).Этим объясняется рост давлений сжатия, а следовательно, и давлений сгорания по нагрузочным характеристикам при работе с турбонаддувом по сравнению с соответствующими

давлениями по нагрузочным характеристикам базового двигателя, работающего без наддува. И з рис. 3 видно, что в двигателе с турбонаддувом значительно повышается давление сгорания и особенно при высоких числах оборотов коленчатого вала двигателя. Так, при 2100 об/мин и Ре= 7 кг/см2 дэе ление сгорания возрастает до

91— 94 кг/см2 при работе с турбонаддувом (без наддува 71—74 кг/см2), а при Ре= 9 кг/см2 давление сгорания достигает 112— 114 кг/см2. Наряду с этим отмеченный значительный рост давлений сгорания одновременно сопровождается значительным (почти двукратным) уменьшением скорости нарастания давления.

Результаты экспериментов позволили обнаружить, что при уменьшении угла опережения подачи с 24 до 15° до в.м.т. значительно снижаются абсолютные величины давлений сгорания и особенно скорости их нарастания, но одновременно с этим возрастают температура газов перед турбиной и числа об оро тов ротора турбокомпрессора, а также повышается дымность отработавших газов. П о совокупности показателей оптимальным для рассматриваемой комплектации двигателя с система

ми топливоподачи и турбонаддува является установочный угол опережения подачи топлива, равный 20— 18° до в.м.т. При этом наряду с сохранением на указанном уровне основных выходных показателей двигателя максимальные давления сгорания и скорость их нарастания будет находиться соответственно в пределах 110 кг/см2 и 2— 4 кг/см2-град. Для обеспечения несколько лучшей топливной^экономичности при низких числах оборотов более целесообразно оставить угол опережения подачи топлива равным 24° до в.м.т., но одновременно ограничить дополнительное увеличение его за счет центробежного автома

та при увеличении числа оборотов двигателя с 1000 до 2100 в минуту на 10° вместо 16° поворота коленчатого вала.

Резко переменный характер изменения низких давлений в цилиндре в период насосных ходов двигателя Я М З ’-2Э8 без наддува сохраняется при использовании турбонаддува. Как и в двигателе без наддува, наибольшие колебания давления и цилиндре в период насосных ходов наблюдаются на режимах прокручивания. Величины максимальных амплитуд этих дав

лений на режимах прокручивания при 1000, 1600 и 2100 об/мин равняются 0,4; 1,2 и 1,6 кг/см2, а при нагрузке, соответствующей Ре — 9 кг/см2, уменьшаются соответственно до 0,2; 0,5 и 0,8 кг/см2.

Характер изменения насосных потерь также аналогичен изменению насосных потерь двигателя без наддува. От 0,55; 0,8 и1 кг/см2 при работе двигателя на режимах прокручивания при 1000, 1600 и 2100 об/мин с повышением нагрузки до Р е =• = 9 кг/см2 насосные потери соответственно уменьшаются до0,03; 0,25 и 0,53 кг/см2. Проведенные эксперименты указывают на неправильность определения среднего индикаторного давления двигателя с турбонаддувом из простейшего выражения: p i = Р е + Р т р , так как оно не учитывает действительной структуры составляющих баланса механических потерь.

Оценку параметров рабочего процесса двигателей с турбонаддувом следует проводить с использованием формулы для

подсчета среднего индикаторного давления:

Pi — Ре-\~ Рф Ч" Рагр + Рнх<

где р е — среднее эффективное давление;Р ф — среднее давление фрикционных потерь в двигате

ле;

Рагр — среднее давление потерь на привод вспомогательных агрегатов;

рнх — среднее давление потерь насосных ходов.

Угол п ов орот а коленчатого Вала

Рис. 6. Диаграммы давлений насосных ходов в цилиндретрубопроводах:

и во впускном и выпускном

— двигатель с турбонаддувом; б — двигатель без наддува: / — давление в цилиндре:выпускном трубопроводе; 3 — давление во впускном трубопроводе.

2 — давление



Опыты по определению теплового баланса косвенно подтверждают существующее мнение об относительно малой зависимости рф и Рагр от нагрузки, р нх, наоборот, в значитель

ной мере зависит от нагрузки.

Обращают серьезное внимание большие абсолютные значения и относительно высокая доля насосных потерь в общем балансе механических потерь дизеля ЯМЭ-238 как при работе без наддува, так и с турбонаддувом, особенно на режимах ма

лых нагрузок. Характерно, что большие насосные потери не сопровождаются понижением коэффициента наполнения.

Индицированием давлений в трубопроводах двигателя с турбонаддувом установлено увеличение амплитуд колебания давлений воздуха за компрессором и газов перед турбиной по сравнению с амплитудами, наблюдавшимися в трубопроводах двигателя без наддува. Так, при 2100 об/мин и р е = = 7 кг/см2 амплитуда давлений во впускном трубопроводе с 0,11 увеличивается до 0,42 кг/см2, а в выпускном трубопро

воде — соответственно с 0,51 до 0,92 кг/см2 (рис. 6). И з диаграмм давлений в трубопроводах двигателя видно, что значительное влияние на их характер оказывает неравномерность в чередовании работы цилиндров каждого ряда. Порядок работы цилиндров двигателя ЯМЭ-238 следующий: первый правый, первый левый, четвертый правый, второй правый, второй левый, третий правый, третий левый, четвертый левый, т. е. угловой интервал чередования работы цилиндров в ряду последовательно равняется 180, 90, 180 и 270“ поворота коленчатого вала. Это обстоятельство, как видно из рис. 6, делает процесс питания турбины турбокомпрессора в период работы цилиндров с интервалом в 270— 180° поворота коленчатого вала отчетливо импульсным, поскольку отношение максимального давления Pmi max в этот период к минимальному давлению Pm\ min доходит до 1,5; 1,7 и 1,86 соответственно при 1000, 1600 и 2100 об/мин и р е = 9 кг/см2. В период работы цилиндров с интервалами 90— 180° поворота коленчатого вала отно-

Рт\ шахшение -------- для этих же режимов составляет всего

Рт\ min _________ ;

лишь 1,35; 1,25 и 1,2 кг/см2, т. е. условия питания турбины близки к условиям в так называемых системах турбонаддува

постоянного давления. Таким образом , неравномерное чередование рабочих ходов в каждом из рядов двигателя ЯМЭ-238 при наличии одной турбины с двухсекционным подводом определяет неодинаковые условия опорожнения и наполнения различных цилиндров двигателя и неравномерный режим питания турбины. Системы турбонаддува двигателя ЯМЗ-2Э8Н следует относить к смешанным, так как в различных цилиндрах здесь сочетаются процессы обоих видов, т. е. и импульсные и постоянного давления.

Наряду с внешними и индикаторными показателями, данные по распределению тепла необходимы для всесторонней оценки качества двигателя в целом и особенно его рабочего процесса. На рис. 7 приведены результаты обработки некоторых из экспериментов по исследованию теплового баланса.

Значения и характер изменення коэффициента относительного полезного использования тепла qe — определяются значениями и характером изменения удельного эффективного р а с хода топлива. Для двигателя без наддува величины qe по нагрузочным характеристикам возрастают от нуля на режимах холостого хода до 36,9— 39% на нагрузках, соответствующих средним эффективным давлениям 5,5— 6,5 кг/см2. При дальнейшем повышении нагрузки величина qe начинает уменьшаться, достигая, например, на номинальном режиме 35%.

В двигателе с турбонаддувом минимальному значению удель. ного эффективного расхода в 157,5 г/л.с.ч. соответствует максимальное значение q , — 40,1 %. Н а режиме максимальной мощности 330 л. с. q, = 36,1%.

Потери тепла с отработавшими газами являются наиболее крупными из тепловых потерь. Это обстоятельство делает весьма эффективной утилизацию энергии, заключенной в отработавших газах, посредством применения турбокомпрессора.

Величины относительных потерь с отходящими газами qt в

двигателе без наддува на режимах холостого хода составляют 45— 55%. При увеличении нагрузки значения qг уменьшаются и на режимах, соответствующих среднему эффективному давлению 7 кг/см2 и 1000— 2100 об/мин, равняются 34— 41%.

Характер изменения абсолютных величин потерь тепла с отработавшими газами по нагрузочным характеристикам в случае работы с турбонаддувом остается таким же. как и в случае работы без наддува. При этом, несмотря на отмеченное увеличение расхода газа при одинаковых по сравнению с р а

ботой без наддува нагрузках, вследствие использования в турбине части тепла отработавших газов, величина Qt = I (ре) и qt в случае работы с турбонаддувом ниже, чем у двигателя без наддува. Значения q t от 40— 50% на режимах холостого хода понижаются до 32— 40% на режимах работы с полной нагрузкой. Меньшие значения qt , как и в случае работы без наддува, наблюдаются на режимах работы двигателя с низкими числами оборотов.

Относительные потери в воду системы охлаждения двигателя ЯМ5-238 без наддува qe с 27— 39% на режимах холостого хода быстро уменьшаются по мере повышения нагрузки и на режимах, соответствующих среднему эффективному давлению 7 кг/см2, составляют 24— 26, 18— 20% при 1000 и2100 об/мин. В двигателе с турбонаддувом характер измене-

Рис. 7. Тепловой баланс дизеля по скоростной (а) и нагрузочной (б) характеристикам при 1600 об/мин:

1 — без наддува: 2 — с турбонаддувом.

ния потерь тепла в воду системы охлаждения по нагрузочным характеристикам таков же, как и в случае работы без наддува. Однако абсолютные величины потерь в воду при одинаковых числах оборотов и нагрузках в случае работы двигателя с турбонаддувом за счет увеличения количества воздуха и газов, давления и средней температуры цикла несколько выше, чем без наддува. Соответственно этому относительные потери в воду также оказываются несколько большими.

Выделение контура масляного охлаждения в самостоятельную систему позволило определить отвод тепла в масло и характер его изменения по нагрузке и числу оборотов двигателя. Незначительное изменение абсолютных потерь тепла в масло при изменении нагрузки двигателя без наддува может служить косвенным подтверждением предположения о незначительном изменении потерь трения в кривошипно-шатунном механизме

при изменении нагрузки. Относительные величины потерь в масло в случае работы без наддува с q м — 5,7-f-8,7% на режимах холостого хода уменьшаются на режимах полной нагрузки до 1,2— 1,5%. Значения относительных потерь тепла в масло в двигателе с турбонаддувом составляют 6— 8% на режимах холостого хода и около 1% на режимах полной нагрузки. Остальные составляющие теплового баланса: химическаяэнергия отработавших газов, тепло, рассеиваемое нагретыми поверхностями двигателя, непосредственно не определялись и поэтому входят в качестве составляющих в остаточный член

Яост = Ю0— (qe + + qe + q „ ) . Величина q ocm , включаяпогрешности измерений, для абсолютного большинства режимов оказалась равной 4— 5% и лишь для отдельных режимов,

близких к режимам холостого хода, доходит до 10%, что свидетельствует о достаточной надежности приведенных данных по тепловому балансу.

Справедливость полученных по тепловому балансу данных была проверена по уравнению изменения энергии рабочего тела в двигателе

где ]ов — энтальпия 1 кг свежего воздуха;

А /к — приращение энтальпии воздуха за счет сжатия в нагнетателе;

Н н — теплотворная способность топлива;Ф — коэффициент продувки;

L0 — теоретическое количество воздуха, необходимое

для сгорания 1 кг топлива- rii — индикаторный к.п.д.;P i — среднее индикаторное давление;



0mn — доля тепла, отводимая от заряда в сгенки цилиндра, камеры сгорания и выпускного патрубка;

J т — энтальпия отработавших в двигателе газов, отнесенная к средним температуре и давлению в выпускном трубопроводе;

6 — коэффициент изменения веса заряда вследствие поступления топлива.

Величина 0 mn вычисляется по данным суммарного отвода тепла в воду и масло за вычетом количества тепла, соответствующего фрикционным потерям в двигателе, включающим потери на привод вспомогательных агрегатов.

Расчеты показали удовлетворительное (с точностью до 5% )

соответствие полученных по данному уравнению значений J m с определенными экспериментально. Этим определяется целесообразность применения подобных балансовых уравнений для оценки средней температуры газов, отходящих из цилиндров двигателя и др.

При обработке результатов экспериментов определение к. п. д. нагнетателя, турбины и турбокомпрессора в целом, а также определение других параметров системы турбонаддува базировалось на определенных в опытах манометрических значениях давлений и средних температур.

Режимы максимальных нагрузок при 1700. 1850 и2100 об/мин отличаются высокими значениями степени повышения давления в нагнетателе. Так, при 1700 об/мин. и ре = 10,5 кг/см2 гк = 1,68, при 1850 об/мин и р е = 10 кг/см2 ек = 1,76, а при 2100 об/мин и р , = 9,5 кг/см2 гк достигла 1,94. Соответствующие этим значениям ек давления воздуха за нагнетателем равнялись 1,64; 1,72 и 1,83 ата. Значения степени понижения давления газов в. турбине были ниже и на указанных режимах равнялись 1,43, 1,52 и 1,64, а соответствующие им давления перед турбиной — 1,53, 1,61 и 1,78 ата.

Значения среднего эффективного давления по нагрузочным характеристикам, при которых выравнивались средние величины давлений во впускном и выпускном трубопроводах, с о ответствуют 5,6— 8 кг/см2, повышаясь с увеличением числа оборотов.

Расчетный анализ экспериментов позволил обнаружить практическое постоянство по нагрузочным характеристикам вели-

ичин безразмерного параметра турбины — , где и — окруж-

с оная скорость колеса турбины; с0 — теоретическая скорость истечения газа, рассчитанная по величине действительного перепада энтальпии на турбину. С изменением числа оборотов дви-

игателя величина — изменяется незначительно, понижаясь

с ос 0,64 до 0,6 с повышением числа оборотов с 1000 до 2100 об/мин. Учитывая, что аналогичное малое изменение па-

ираметра — наблюдалось в ряде испытанных лабораторией

созарубежных автомобильных дизелей с турбонаддувом, вели-

ичина — может быть использована в качестве одного из

соисходных параметров при расчетах системы турбонаддува на переменных режимах.

Выводы

В результате исследований дизеля ЯМЭ-238 с турбонаддувом выявлено, что применение последнего без внесения каких-либо изменений в конструкцию дизеля и при сохранении того же предельного уровня температур отходящих из цилиндров газов, что и у двигателя без наддува, позволяет повысить его эффективную мощность более чем на 35%. При этом топливная экономичность на большинстве режимов работы оказывается такой же или лучшей топливной экономичности базового двигателя, и может быть обеспечено удовлетворительное для автомобильного двигателя протекание крутящего момента

от числа оборотов коленчатого вала.Экспериментами были выявлены характер 'ые закономерно

сти процессов в системе питания турбины, подлежащие учету в дальнейших исследованиях систем турбонаддува.

О выборе конструктивных размеров и рабочих параметров поршневых колец для автомобильных двигателей

Канд. техн. наук А . В. А Д А М О В И Ч

НАТИ

ПР А В И Л Ь Н О выбранные параметры поршневого кольца должны обеспечивать стабильность его качественных по

казателей и позволять специализированным заводам максимально унифицировать производство, а в дальнейшем переходить на внедрение автоматического производственного цикла.

Действующий в настоящее время ГОСТ 846-48 устанавливает ряд обязательных параметров, которые должны обеспечивать работоспособность поршневого кольца. Однако стандартизованные параметры не обеспечивают возможность унификации поршневых колец.

В то же время масштабы производства и те высокие требования, которые предъявляют к кольцам по точности изготовления и чистоте поверхности [1], определяют необходимость введения каких-то разумных ограничений и норм на конструктивные соотношения и рабочие параметры поршневых колец.

Автомобильная промышленность должна .в текущей семилетке выпускать кольца примерно семнадцати основных типоразмеров. С учетом ремонтных размеров это количество примерно утроится.

В табл. 1 приведены конструктивные размеры поршневых колец основных двигателей, а также некоторые расчетные параметры.

Все типы колец (табл. 1) спроектированы с учетом требований ГОСТ 846-48. Однако ГОСТ такие параметры, как удельное давление, рабочие напряжения, конусность рабочей поверхности (или размеры торсионной выточки), размеры замка ,в рабочем состоянии, высоту кольца, относительную радиальную толщину, число колец на поршне, высоту маслоотводящих прорезей и др., не регламентирует.

Исходя из данных, приведенных в табл. 1, можно установить пределы колебаний параметров поршневых колец для автомобильных двигателей (табл. 2).

Рассматривая используемые автомобильной промышленностью конструкции поршневых колец, можно выделить основные, наиболее типичные кольца, широко применяемые как у нас в Союзе, так и за рубежом. Номенклатуру типов Применяемых маслосъемных и компрессионных колец целесообразно

ограничить.

З а базовый тип компрессионного кольца следует, очевидно, взять плоское компрессионное кольцо. Это кольцо можно за счет выточек во внутреннем верхнем углу превращать в торсионное, т. е. с несколько скрученной (конусной) рабочей поверхностью при установке его в цилиндр. Аналогичный эффект можно получить проточкой рабочей поверхности на конус. При этом, угол конусности составляет примерно 30 мин. Д о полнительная проточка канавки (или скребка) на рабочей поверхности существенно улучшает маслосъемные свойства поршневого кольца. Таким образом , эти варианты могут обеспечить работу всех автомобильных карбюраторных двигателей.

Для двигателей с воспламенением от сжатия с целью снижения склонности к закоксовыванию в ряде случаев целесообразно использовать трапециевидные кольца.

Маслосъемные кольца можно применять двух типов; обыч

ные коробчатые с маслоотводящими отверстиями в середине

высоты кольца и скребковые, устанавливаемые по два в одну

канавку.

Н а рис. 1 приведены все рассмотренные выше типы поршневых колец с небольшими конструктивными вариантами.

Для принятия определенной методики расчета можно использовать формулы ГОСТа 7295-54, которые устанавливают зависимость между величинами удельных давлений, рабочих напряжений и размерами замка в свободном состоянии /.Вологодская областная универсальная научная библиотека

www.booksite.ru



Маркадвигателя

Диам

етр

цилиндра

в

мм

Пор

ядков

ый

н

ом

ер

кол

ьц

а

Внутре

нний

д

иам

етр

кан

авки

в м

м

Высота канавки на поршне в мм

Радиальная толщина в

мм

Высота кольца в

мм

Ширина

кро

мки

мас

лос

ъем

ног

о кол

ьц

а в

мм

Упругость в ленте

в кг

Маслоотводныеокна

Раз

мер

зам

ка

в ка

либре

в

мм

1За

мок

в

свобод

ном

со

стоя

нии

в м

м

Заз

ор

с дно

м

канав

ки

в м

м

Удельное

д

авл

ение

в к

г/с

м2

Напряжения в кг мм2

оcaнa>3"s4О*

m«HоCJ2Ю р

абоч

ее

мак

сим

ал

ьное К

XXаСОО)«=*«вS

ЗИЛ-120* 101,6

1,2 и 3 91*5—0,23ч+0,0603+0,035

4 ,+ °*24.2-0,1 3—0,012 - min 1,7** - -

0,25--0,45 и д

0,65-—1,06 1,12 15,5 28,9

1 91 ,0_0 23 4^79+0,025 л 9+0.2 4.2-0,1 4,755—0,02 2X1 mln 1,7** 10 i

0,15—-0,45 —i?32 J *68

1

- -

ЗИЛ-130 100,0

1,2 и 3 88,6—0,23 +0,052—0,07

5 + 0,15 2-0,012 - m !n 2 - -0,25—-0,6 10,9

0,55--0,97 2,0 20,1 49,4

1 89-0,23+0,025

5+0,05 4*3-0,2 5-0,012 2X0,5 - 8 1,80,25--0,6 - 1,2-1,5 - - -

1

ЗИЛ-375 108,0

1,2 и 3 96 ,6_о ,23„+0,052+0,07 5*45-0,15 2-0,012 - min 2,1 - -

0,15— —0,25

10,9— —13,1

0,25--0,52

1,94--2,32 17,9 48,4

т 97 >4-0,23,+0,055+0,023 4*3—0,2 5-0,012 2X0,5 m in 2,1 8 1,8

0,25--0,35 -

1,0-—1,32. 3,9 - -

ЗИЛ-111 100,0

1,2 88 ,6_0,2з„+0,05+0,07

5 + 0,15 2-0,012 - m in 2,3 - -0,15--0 ,4 12,4

0,55--0,96 2,3 21,8 44,5

1 |в9,0—о,23 ,+0,055+0,025 3*8±0,12 5-0,012 2X0,5 min 2,0 8 1,8

0,15— —0,4 - 1,7—1,9 4,0 - -

ГАЗ-21.Волга-

92,0

1,2 82,5 _ о,25 , ,+0,072.5+0,05 4,3± “ *12 2*5—0,012 - 1,75-2,5 - - 0,3-0,5

9,3— —13,2

0,25--0,77

1,52— —2,17 23,0. 35,0

1 82,5—0,25, ,+0,055 5.5+0,035

3,9±0,12 5.0-0,012 ЙХ1.0 1,6-2,2 8 1,5 0,3-0,5 -0,73--1,09

1,74— —2,39 - -

ГАЗ-13.Чайка*

100,0

1,2 88,6—0,23,+0,072+0,05

4,85=^0.15 2—0,012 - 1,7-2,5 - -0,15— —0,4 10-14,8

0,58-—1,1 1,7-2,5 25,1 38,0

1 89,0—о,23, + 0,0555+0,035

4,3±0.12 5-0,012 2X1 1,6—2,2 8 1,5 0,3-0,5 -10,8—-14,4 1,6-2,2 -

ГАЗ-52 82

1,2 72,7—0,25 9 4+°*072.4+0,05

4±0,12 2>4-0,012 - 1,9-2,7 - -0 ,2-

-0,459 ,3-

-13,1 0,4-0,91,93--2,76 27,1 1 36,9

1

1 72,5-0,25 ,+0,0555+0,035

3,7±0,12 5-0,012 2X0,9 1,8-2,6 8 1,50,2—

—0,45 -0,93-

—1,32,45--3,53 - -

ГАЗ-51М-20

ГАЗ-12

82

1,2 72>7—0,25 9 4+°»072*4+0,05

4±0,12 2*4—0,012 - 1,9-2,7 - -0 ,2-

-0,459 ,3-

-13,1 0,7-0,91,93—-2,76 27,1 36,9

1,2 72,5—0,25 .+0,0554+0,035

3,7±0,12 4-0,02 2X0,75 2-2,8 9 0,9 0,2-0,8 - 0,8-1,33,26--4,55 “ -

МЗМА-407 76,0

1,2 и 3 68,2—0,25 , ,+0,056 2--г+0,031

3,2±0,2 2,185_0>012 - 1,3-1,8 - -0,41 — —0,76 4,9-6,8

0 ,5--0,82

1,56— -2,17 12,8 30,4

1 67,2-0,25 ,+0,0574+0,027

3,2±0,12 3,99—0,02 2X1 1,4-2,0 8 1,20,41— —0,76 -

1,08— —1,44

1,84—-2,53 -

МеМЗ-965 66,0

1,2 s9—0,2„+0,062+0,04 з±о*1 2-0,012 --

1,4—1,8; 1,3-1,8 - -

0,35--0 ,6

10,0--13,2

0 ,4--0,66

2,13— —2,73 31,3 25,2

1 58—0,2,+0,064+0,04 3±0*1 4-0,02 2X1 1,4-2,0 8 1,6

0,35--0,6 - 0,9-1,2

2,12—-3,04 - -



Продолжение табл. 1

Маркадвигателя

Диам

етр

цилиндра

в

в м

м

Пор

ядков

ый

н

ом

ер

кол

ьц

а

Внутре

нний

д

иам

етр

кан

авки

в м

м

Высота канавки на

поршне в мм

Радиальная толщина в

мм

Высота кольца

В мм

Ши

ри

на

кро

мки

мас

лос

ъем

ног

о кол

ьц

а в

мм

Упругость в ленте

в кг

Маслоотводные

окна

Раз

мер

зам

ка

в ка

либре

в

мм

Зам

ок

в св

обод

ном

со

стоя

нии

в м

м

Заз

ор

с дн

ом

кан

авки

в м

м

Удельное

д

авл

ение

в кг

см

г

Напряжения в кг мм'

кол

ичест

во

вы

сота

в м

м

раб

очее

мак

сим

альное

над

еван

ия

ЯМЭ-236 130,0

1,2 и 3 П 7 ,5 _ о ,14 , ,+0,03 3.1+0,01 5 ,г - 0*1 3,5—0,048 - 2,3**—3,0 - -

0,45--0,65

14,2—-18,8

0,95—-1,22

2,64--3,52 42,3 24,7,

1.2 H 7 .5 _ o .14 к « + 0'05 6.55 +0,035

5,7±0,1 к с-0.013 6.5-0,027 2X1 2,5**—3,4 10 2,7

0,45--0,65 -

0,45--0,72

4,23--6,53 - -

Я А 3-204

Я АЗ-201

108

1,2,3 и 4

98±0,13 3,42+0,04 4,24-0,16 3,15—о,015 - 1,7** - -0,5— —0,65

7 ,8-—11,6 0,6-0,9

1,51 — -2,27 19,5 26,1

1.2 97±0,1 |f,78+M3 3,89-0,16 4,24-4,08 1 1 0,45** 6 j 0,35 | Л?65 - 1,0-1,б| —2^78

- 1-♦ Везде данные первого ряда относятся к компрессионным кольцам, а второго — к маслосъемным.

** По техническим условиям упругость задана не в ленте, а при приложении нагрузки по диаметру, т. е. в 2,63 раза большая по величине, чем указана в данной таблице.


Двигатели

Параметры карбюраторные

с воспламенением

от сжатия

Удельное давление р колец в кг'см*:1,12-2,76 2,64-3,52

маслосъемных ....................................................... 1,6—4,15 4,23-6,53Рабочие напряжения компрессионных колец

в кг ’см1 ...................................................................... 15,5-31,0 42,3Напряжение надевания ан компрессионных ко-

25,2-49,4 27,4

Отношение ^ ..............................................................t

Высота в мм:

19,8—26,3 25

2,0-3,0компрессионных колец Ьк ................................. 3,5

4,0-5,0 6,9

Зазор дно канавки — кольцо в м м ...................... 0,25-1,93 0,95-1,22Высота маслоотводящей прорези:

0,9-2,0абсолютная в м м ................................................... 2,7относительная в % от высоты кольца . . . . 22,5-40,0 41,5

Высота рабочих кромок на маслосъемном коль-0,5-1,0 1,0

Количество компрессионных к о л е ц ...................... 2—3 3Число маслосъемных к ол е ц .................................... 1—2 2Замок в рабочем состоянии д в м м ...................... 0,15-0,8 0,45-0,65

Согласно ГОСТу 7295-54 условный модуль упругости

Е = 14,2'---- — ---- —~1^3 ,- М / - Д ) I t I

и D — диаметр цилиндра;t — радиальная толщина кольца;Д — замок кольца в рабочем состоянии;

Ьк — высота кольца.Усилие в ленте, характеризующее упругость кольца,

bKDО з = Р к ~ ,

О)

равно

(2)

где р к — удельное давление кольца на стенку цилиндра.П о формулам (1) и (2) можно определить размер замка I,

который необходимо задать кольцу в свободном состоянии, чтобы обеспечить верхний предел по удельному давлению Рт ах и упругости в ленте (<2з)тах, при максимально допустимых размерах высоты и радиальной толщины кольца Ьт ах

И ^тах.Модуль упругости Е в этом случае задается также достаточ

но высоким (около 9500 кг/мм2).П о определенному таким образом замку / подсчитывается

/го формуле (1) величина Q3, соответствующая минимальным

допускным размерам поперечного сечения. Эта величина со поставляется с усилием ((Зз)т 1п, которое определяется по ф ор муле (2 ) для минимального значения удельного давления p m in,

причем Q з должно быть больше (Q s jm in . Величины ртах и р min берутся по соответствующим нормам.

Если (2з=(<3з)т1п, то, очевидно, что никаких колебаний в модуле упругости допустить нельзя, что ставит очень жесткие требования к литейной части м материалу колец, который, кроме того, имеет некоторую остаточную деформацию (до 10%), снижающую величину Q3.

2 '

а )

6)

Рис. 1. Типы поршневых компрессионных (а ) и маслосъемных (б ) колец, рекомендуемые для использования в автомо

бильных двигателях:

/ — плоские; 2 — трапециевидные; 3 — торсионные; 4 — конические; 5 — скребковые; 6 — коробчатые: 7 — двойные скребковые.



В этом случае величина минимально допустимого модуля

упругости

£ m.n = 9 5 0 0 (- ^ ^ . (3)Оз

Таким образом, могут быть установлены и фактические пределы колебания модуля. Необходимо, чтобы рабочие напряжения, а также напряжения при надевании кольца на поршень в максимально нагруженном сечении кольца — против замка не превышали допустимых для данного сорта чугуна величин.

Эти напряжения определяются по следующим формулам:

Е • t ( f - А)

Практически все нормы рекомендуют скачкообразное изменение высоты кольца с интервалом примерно в 0,5 мм.

Высота маслосъемного кольца зависит от ширины маслоотводящих прорезей. Немецкими нормами предусмотрены маслосъемные кольца с нормальной прорезью, составляющей 0,3 от высоты кольца, и широкой прорезью, составляющей 0,45 от

высоты кольца.

°Р ° ’42 ( D - t ) 2 ’

2 ,5 Е ^ 1 — 0 , 1 1 5 y j

( т - Г

(4)

(5)

Руд

2.4

2.2

2,0

1.8 1,6

1.4

1,2

1.0

кг/см2

Задаваясь удельным давлением и допустимыми напряжения

ми, можно рассчитать геометрические размеры кольца — высоту, радиальную толщину, замок в свободном состоянии, а также проверить величины рабочих напряжений с тем, чтобы они не превышали допустимых аеличин. Одновременно устанавливаются пределы колебаний условного модуля упругости.

В случае, если величины напряжений превышают допустимые, то следует изменить радиальную толщину кольца, за счет чего уменьшится замок й понизятся рабочие напряжения.

Из приведенной схемы расчета видно, что высоту кольца Ь можно жестко нормировать, так как для получения нужных пределов по удельному давлению и напряжениям достаточно изменять только радиальную толщину кольца tK.

При рассмотрении вопроса выбора типовых параметров поршневых колец нельзя пренебрегать тем опытом, который накоплен мировой практикой в вопросах конструирования поршневых колец. Этот опыт довольно четко и лаконично изложен в чешских, немецких, английских и американских нормах или стандартах, на геометрические и механические параметры

колец (I], [2].На рис. 2 приведены графики удельных давлений компрес-

Dсионных колец на стенку цилиндра и величины отношения— ,

рекомендуемые немецкими нормами Д И Н — 73102(a), Т .Е .(б), заводскими нормалями фирмы Н О В А (в), а также английским стандартом СМ М Т № 21 (г) и американскими нормами САИ (д).

Из приведенных графиков видно, что удельные давления кольца на стенку цилиндра снижаются по мере роста диаметра цилиндра. Так, для компрессионных колец диаметром

60 мм рекомендуемое удельное давление доходит до 2 кг/см2 (нормы Т.Е.). А для диаметров 130— 140 мм рекомендуемые давления не превышают 1,4 кг/см2 при нижнем пределе поряд-

Dка 1 кг/см2 Соответственно отношение — либо растет с уве

личением диаметра, либо остается постоянным, что указывает на некоторое увеличение абсолютного размера радиальной толщины кольца.

Аналогичное явление можно проследить и на маслосъемных кольцах. Однако величины давлений для маслосъемных колец выбираются значительно более высокими и колеблются в за висимости от профиля кольца. Для колец обычного коробчатого профиля удельное давление не превышает 4 кг/см2. Н о при наличии специальных фасок или проточек на рабочих кромках колец давление может быть увеличено до 10—11 кг/см2 (для колец малого диаметра).

На рис. 3 приведены нормы на напряжения, которые можно допустить в кольцах, изготовленных из низколегированного или природно-легированного чугуна. Для колец диаметром от 60 до 140 мм напряжения не должны превышать 28— 26 кг/мм2 по английским нормам и 29—23 кг/мм2 по нормам Т.Е. П о нормам Д И Н напряжения не должны превышать 21,7— 19.3 кг/мм2.

При выборе высоты компрессионного кольца следует учитывать оборотность двигателя. П о соотношениям, рекомендуемым К. Энглишем [1] для двигателей, работающих с оборотами выше 3000 в минуту, высота компрессионного кольца должна составлять 2— 2,5 мм.

/ /л

1 — я—£ —■

Т -

-_х — *

Г ” 1fclJ-

& % Iж JL

к" *

tД . .

в{\

6 а (

Л Рцд

1 \

7/г< Т/'/ V771___

k772г/У.. 'UuJL V /7

Vs/г

В_

t25

24

23

2221

D

t

21

26

25

24

23

22

21

20

19

20 W 60 80 100 120

Рис. 2. Величины удельного давления р уд и отношения -

“ГУ p4s K

Я У /, я ? 7т.-7> T-r-r

% Ш У /, % У /.ya У / 'У / УЛ ■У/ 'У< У / , / г

ш .

ЛЧчл

Ы Ш У

1-

1

САИНормальноедавление

ij

VW уЛ '

/

Гд л

tСАИ

дабление 1 1 1

1.6

1.4 .

1.2

1.0

140 160 180 D m*

Ъ[ отношения -

для компрессионных колец.

бр ю/ммг

32

30

28

26

24

22

20

18

1 I " 1. j ,—

1 • L 1 1

.

.... | |

1

N N ' 6 \7у !7

i

|1

Щ

1

1

йгйй

i

ш

шр 2

I

11

а

i

ш

1

0

4щV//

1

11 1щ

'У//

—

, 9

— 1—

20 М 60 80 100 120 Ш 160 В мм

Рис. 3. Допустимые рабочие напряжения в кольцах по немецким Д И Н и Т.Е. (а), английским СМ М Т (б) и американским

СА И (в) нормам.



Из расемт>грения этих норм следует, что высота маслосъемных колец также задается скачками с интервалом в 0,5 мм и может быть ограничена достаточно узкими пределами.

Существенными параметрами, определяющими работоспособность кольца, являются посадочные размеры кольца и канавки,

а также величина теплового зазора и зазор между кольцом и дном канавки.

По немецким нормам Т.Е. допуск на высоту кольца состав- —о.ою

ляет —0,022 мм-

По нормам САИ для колец диаметром до 150 мм допуск на —о.поя г,

высоту равен _о ,о22 мм- Допуск на высоту верхней канавки

поршня равен +o,'oi2 мм- а остальных канавок +о°,о2Я мм-

Для поршней диаметпом более 120 мм поле допуска на канавки сдвинуто на +0.016 мм.

Зазоры между дном канавки и поршневым кольцом, рекомендуемые различными нормами, колеблются от 0,5 до 1 мм в зависимости от диаметра и назначения кольца.

Для определения диаметра дна канавки американские нормы рекомендуют следующие формулы: для компрессионных колец

D Kat = \D — (2f x - D + 0.5)]^_o,025 I

для маслосъемных колец

D Ka4 = — (2^ -f ■ x ■ D -f- 1.5)]%,025 .

где D — диаметр цилиндра;t — ратиальная толщина кольца;х — коэффициент, равный для алюминиевых поршней

0.006 и для чугунных — 0.004.Аналогичные величины зазоров рекомендуются нормами, ко

торыми пользуются в Германии.Зазор, который служит для компенсации теплового расши

рения кольца или замок кольца при установке его в калибр, определяется перепадом температур между кольцом и стен

кой цилиндра в наиболее холодном месте.По немецким, английским и американским нормам для авто

мобильных колец допуск на величину замка не превышает

0,2 мм, а средняя величина замка составляет 0.3— 0.4 мм.Помимо приведенных выше соотношений и норм, которыми

рекомендуется пользоваться при проектировании колец, имеются стандарты, устанавливающие все размеры определеннух стандартизованных типов поршневых колец.

Немецкий стандарт Д И Н нормирует размеры колец, пред

назначенных для автомобилей, локомотивов, компрессоров и т. д. с цилиндрами диаметров до 1000 мм.

Нормами Д И Н стандартизуются также наиболее ходовые профили поперечного сечения кольца. Этим профилям даны специальные условные названия [21.

Аналогично Д И Н построены чешские стандарты на поршневые кольца. Каждому типу кольца соответствует определенный стандарт. В этом стандарте указаны: диаметры колец (от 30 или 50 до 150 мм), радиальная толщина, высота, упругость в ленте, замок в калибре и примерный вес кольца. Стандартизованы также поперечные сечения колец (стандарт

ЧСН-2120). Для этих сечений даны все основные размеры профиля кольца.

Помимо общих норм на параметры и посадочные размеры колец, в практике проектирования используются некоторые со отношения, которые определяют отдельные элементы профиля

поперечного сечения кольца. В частности, представляют интерес нормы на размеры трапециевидных колец, которые приведены на рис. 4. Имеются нормы на относительные размеры торсионной выточки или фаски, которая несколько скручивает кольцо при установке его в цилиндр (рис. 5). Это скручивание создает наклон рабочей поверхности, что улучшает работу кольца [3].

Анализируя конструктивные параметры поршневых колец отечественных автомобильных двигателей и сопоставляя их с нормами и стандартами .на поршневые кольца, действующими в различных странах (Чехословакия, ГДР, Англия, СШ А ),

можно установить целесообразные величины таких параметров, как удельное давление, допустимые рабочие напряжения, размеры колец по высоте и допуски на эти размеры, зазор: дно канавки — кольцо, высота маслоотводяших окон и т. д.

Другие параметры — замок в свободном состоянии, упругость в ленте, радиальная толщина кольца — M O iy i быть получены расчетом.

Для указанных на рис. I сечений, которые рекомендуется использовать как типовые, следует ограничивать число установленных на поршень колец. Н а поршни карбюраторных дви

гателей целесообразно устанавливать два-три компрессионных кольца и одно маслосъемное, на поршни дизелей — три-четыре компрессионных и одно-два маслосъемных, причем второе маслосъемное кольцо может устанавливаться под поршневым пальцем.

Для высоты колец рекомендуются следующие размеры: компрессионных — 2,0; 2,5 или 3,0 мм\ маслосъемных — 4,0; 5,0 или 6,5 мм.

Трапеция

'Значения размера h в мм при высоте Ь кольца в мм

2,0 | 2,5 j У,0 3,5 | 4,0 | 4,5 | 5Д1

ОдносторонняяДвусторонняя

1,5951,806

2,0952,306

2,5952.8С6

3,0953,306

3,5953,806

4,0954,306

4,5954,806

Рис. 4. Соотношение элементов профиля трапециевидного кольца по нормам Т. Е.

Рис. 5. Относительные размеры торсионной выточки или фаски.

Ш ирина прорезей для отвода масла должна составлять 0,3—

0,4 от высоты кольца.Удельное давление компрессионного кольца на стенку ци

линдра можно рекомендовать для карбюраторного двигателя 1,5— 2 5 кг/см2 и для дизеля 2.5— 4,5 кг/см2, а маслосъемного кольца — соответственно 2.5— 3 5 и 2,5— 4.5 кг/см2.

При этом у компрессионных колец с выточкой на рабочей поверхности допускается повышение удельного давления до

уровня маслосъемного кольца.З азор в замке кольца при измерении в калибре, равном диа

метру иилиндра двигателя, целесообразно ограничивать следующими пределами: при диаметре цилиндра менее 100 мм — от 0,25 до 0,50 мм, при диаметре цилиндра, равном или более 100 мм, — от 0,4 до 0,7 мм. Рабочие напряжения в кольцах,

изготовленных из низколегированного серого чугуна, предусмотренного ГОСТом 846-48, не должны превышать 30 кг/мм2.

Радиальный зазор между внутренней поверхностью маслосъемного кольца и дном канавки в поршне должен быть 0,5—1,5 мм, а радиальную толщину кольца целесообразно выбирать0,04— 0,05 от диаметра цилиндра. Радиальная толщина, величины замка кольца в свободном состоянии, а также упругость при обжиме в ленте или другом приспособлении определяются по приведенной выше методике.

Указанные параметры, а также схема конструирования поршневых колец в сочетании с требованиями ГОСТа 846-48 являются той исходной базой, которая позволит унифицировать

поршневые кольца по конструкции и произвести необходимые усовершенствования технологии их производства, улучшающие качества поршневых колец автомобильных двигателей.

Л ИТЕРАТУРА

1. Е н г л и ш К. Поршневые кольца, Машгиз, 1962.

2. «D IN M itte iliingen» , № 11, 1957.3. А д а м о в и ч А. В. «Автомобилестроение», сб. № 1,

1861.



Метод расчета и экспериментальное исследование проточной части тяговой турбинь; газотурбинного двигателя

м. П. БЕЛЯКОВ

НАМИ

М С П О Л Ь З О В А Н Н Ы И метод расчета осевой тяговой турби- “ ны экспериментального автомобильного газотурбинного

двигателя позволил фактически получить осевой выход потока по длине лопатки и обеспечил постоянную по высоте работу газа, что привело к достижению весьма высоких показателей ее работы.

В формулах применены общепринятые обозначения и, кроме того, обозначения безразмерных скоростей:

— и - с — wи = — ; с = — ; w — — ,

с0 со со

где

*-1

Со — теоретическая скорость адиабатического теплоперепада;

# = 1 —

К

8 - —

~ Рг 2

^0 * То

КG =

— коэффициент расширения газа в

гурбине;

— степень расширения газа в турбине;

— коэффициент расхода;

— безразмерный расход;

( - )\секjугловая скорость вращения тур

бины.В основу использованного метода расчета профилирования

тяговой турбины положены условия преобразования располагаемого теплоперепада в работу на лопатках турбины Бри с о

блюдении уравнения неразрывности вдоль каждой элементарной линии тока. При этом сделано допущение о незначительности влияния соседних слоев.

Во всех сечениях по радиусу проточной части происходит один и тот же рабочий процесс, подчиняющийся одним и тем же закономерностям. Параметры турбины во всех сечениях должны определяться одним уравнением (или уравнениями) подстановкой соответствующих значений характеристической величины (например, р).

Основное уравнение, характеризующее процесс преобразования энергии в лопаточной машине, было дано Эйлером. Это уравнение после некоторых преобразований может быть представлено в виде

у\и = 2м [ У 1 — р • COS а\ Ци • COS а2 0 )

Для турбины без потерь величина с2 определяется из условия баланса энергии

•Д ,- Дф- c ^ l -72ь2’ (2)

где Ду и Дф — потери энергии в сопловом аппарате и на

рабочих лопатках.Для системы, состоящей из ряда сопловых и рабочих дрпа

ток (рис. 1), составим уравнение неразрывности между сечением / за сопловыми лопатками и сечением 2 за рабочими лопатками, условно выделив произвольно выбранную линию тока и спроектировав ее на меридианальную плоскость

d G 1 = d G 2. (3)

Рассматривая частный случай d F t = dF2, получим

откуда

с1а

С2а

71 ' Cla = 72 ' С2а

У Т ^ р

V l — ГШ

sin а1 = J2.

• Sin 0L2

(4)

турбины для конкретных условий. Например, для условия

ct2= const находим из уравнения (4) значение cos аь которое после подстановки его в уравнение (1) приводит последнее к расчетной форме, названное основным уравнением расчета осевой турбины.

■ (1 — lo ) ' Ь’2 • sin я2 ± ]/" 1 — гш ■ cos я2. (5)

/ t

J a

2 а

Полученная форма уравнения Эйлера устанавливает зависимость между к.п.д., окружной скоростью, степенью реактив

ности и углом 0 2 . При заданных "Пи, д и а 2 соотношение (5) устанавливает изменение степени реактивности по радиусу

(т. е. и). Получаемые численные соотношения степени реактивности и безразмерной окружной скорости определяют значения всех углов и всех скоростей на -соответствующих р а диусах. Уравнение (5) устанав

ливает, что величины и и р , а также значения всех углов и скоростей взаимосвязаны и не могут в этом случае 'назначаться или выбираться независимо или -произвольно для конкретных расчетных условий

В частном случае 02^90°, че

му соответствует С\и «и—const, уравнение (5) может быть пре-Рмс.

образовано

г

Схема проточной части.

откуда получим

р2— pi :

V\ —= Б ,

■ГШ) (б \ - б >2

(6)

(7)

Дифференцирование уравнения (6) дает

df_

da

j L2йз

1 - ( 1 - * ) '

1

К — 1

i

[ i — (i — p ) »]

кк - Г

Полученное уравнение (4) дает второе независимое уравнение, позволяющее решать задачу расчета профилирования

(8)

Это уравнение устанавливает зависимость степени реактивности от заданного условия протекания процесса преобразования энергии газа в работу на венце колеса (т;ц = const) и свойств рабочего тела.

Анализ различных способов профилирования (ci2=90°=

= const, a i = const, cio = const, f = const) показал возможность

получения турбины с наименьшими растягивающими напряжениями в корневом сечении (при равных r j со, G ), если бу

дут соблюдаться условия r)u = const; a2=90°=const вдоль р а диуса. Для тяговых турбин автомобильных двигателей долж

ны обеспечиваться максимальные значения эффективного к.п.д.



и большие ресурсы работы. В этих условиях способ профили

рования a2=90°=const при r iu=const вдоль лопатки, обеспечивающий снижение напряжения в корневом сечении на 5— 12% по сравнению с другими способами, следует признать

наиболее предпочтительным.Для реальной турбины с учетом потерь общепринятыми ко

эффициентами ф и ф основное расчетное уравнение, после приведения его к биквадратной форме и после решения, примет

вид

г - | / £ 2Л — у2 (1 — Р)

2 (1 — <У0 Б2

/ F Б^А — (1 — р)

2 (1 — ф2) Б2 ф2

где

Б =

Л = ф2 1*2(1 - р ) + р - ъ 1 ;

___________1 — yg (i — р ) »

К

Ь \«-1[ 1 - ( г , а+ л ) а ]

Зависимость (9), устанавливающая связь между окружной

скоростью и и реактивностью, решается подстановкой ряда аначений р . Определяемая из этой формулы зависимость

u—f ( р) позволяет найти значение всех остальных величин

"«10 = 9 V 1 — Р ; 0 ° )

■ПиС\и — — I

2 и

с \а= «Р2 (1 — Р) — = с , Б;

щ = V ч2 о — р )+ ц2— ^ ;

w3 = < \ > y r ?2(1 — р) + р + U2— l u l

(11)

(12)

(13)

(14)

с2= Y +2['f2( i - p ) + p - i « ] - ( i - W “2 ; 05)

с2 • Ба\ — arc sin •

Pi = arc sin

, = arc sin

/tV—+ V f 2 (1— P)

'f'2 (1 — P) + U2 — y\u

C2

+ Р+ц2 — rm

(16)

(17)

(18)

Расчет по формуле (9) требует обеспечения не менее четырех знаков для уменьшения разброса точек на кривой

a i—f(u). Пропускная способность турбины определяется интегралом

О = J с\а • 7 i • d F = J са • fa • d F . (19)

Подставляя в формулу значения величин и переходя к без

размерной форме, получим расход через рабочие лопатки

ЧУА — (1 — ф2) « 2

( 1 - 9 )

к

К — 1

1 - ( Ч « + Л )»и ■ du. (20)

Поскольку в основу расчета положено условие равенства

расхода в элементарной форме, достаточно пропускную спо

собность рассчитывать по одной формуле.

По результатам расчета по формуле (9), формулам (10) — (18) « одной из формул расхода строится график профилирования в безразмерной форме (рис. 2). Безразмерные кривые расчета делают график профилирования пригодным для расчета турбины любой мощности, оборотности и расхода, если т)„, # и коэффициенты потерь те же самые.

(9)

Рис. 2. Расчетный график профилирования турбины и опреде

ление размеров ее проточной части.

П о р я д о к р а с ч е т а . П о заданному перепаду давления определяются коэффициент расширения ■&, теоретическая скорость адиабатического теплоперепада Со и коэффициент рас хода К.

Определяется величина безразмерного расхода в турбине с— G

установленным числом оборотов, т. е. G = ~ .К

Отрезок, соответствующий полученной величине безразмер

ного расхода G, откладывается в масштабе построения гра- фика__на оси безразмерного расхода (рис. 2). Проекция на

ось и точек пересечения абсцисс, проведенных с концов отрез

ка G до пересечения с кривой G = f ( u ) графика, определяет величины безразмерных окружных скоростей, соответствующих наружному л внутреннему диаметрам облопачивания

D , =2 u ic 0

О *

2 и3с0

Высота лопатки / = — (щ — щ ).

Разбивая участок между точками ut и и2 на требуемое число сечений и восстанавливая в .них перпендикуляры, .находим значения всех углов и скоростей в этих сечениях на кривых графика.

Э к с п е р и м е н т а л ь н ы е д а н н ы е . Испытанная турбина при среднем диаметре 333 мм и высоте лопатки 68,5 мм имела

срD Cp I t—— = 4,87; — = 1,42; —— = 0,686;

о Ср ЬСр

а,■ср= 0,135,

где I — высота лопатки;ЬСр — хорда профиля среднего сечения; tCp — шаг лопатки на среднем сечении;

а сР — ширина канала в горле среднего сечения.Турбина рассчитана на степень расширения

6 = 1,59 (» = 0,109); f = 0,97; ф = 0,95.

Испытания проводились на воздухе при температуре 120— 140°. Шеститочечными гребенками снимались поля температур



и полных напоров перед турбиной и за ней, по четыре гребенки с каждой стороны. З а турбиной измерялся скос потока двумя трехдырчатыми чечевицеобразными насадками, установленными в координатниках с дистанционным управлением. Н а трех режимах снималось поле направлений потока за турбиной по радиусу. Обороты измерялись точным часовым тахометром, момент — по показаниям весов балансирной платформы, .несущей редуктор и тормоза. В этом случае весы показывали чистый крутящий момент на выходном валу турбины. Потери момента в подшипниках турбины, ,на трение диска о газ и т. п. не учитывались и при обработке результатов испытаний к измеренной весами тормозов величине момента ничего не добавлялось.

Тяговая турбина ТТ-050 рассчитывалась по изложенному выше методу с соблюдением условий: к.п.д. на ободе колеса riu =0,877 (постоянен вдоль по длине лопатки) и угол d2=90°,

также постоянный по радиусу.В процессе испытаний насадки для определения направления

потока за турбиной на трех режимах р 0*=1,35, ро* —1,54, р0*=1,73 перемещался с шагом в 5 мм по всей длине лопатки для определения поля углов а 2 потока. Результаты измерений приведены на рис. 3. Кривые 1, 2 н 3 — для испытанной турбины, кривая 4 — показывает типичное изменение угла а 2 в турбинах, рассчитанных распространенными методами.

Из графика следует постоянство угла потока аг=90± 1° на большей части длины лопатки на режимах, близких к расчет

ному (ро*=1,54 и ро*=1,73). Существенное отклонение (до 10°) имеет место при приближении к концу лопатки и у диска, где сказывается искажающее форму потока влияние ограничивающих поверхностей и радиального зазора . Эти экспериментальные данные указывают .на точное выполнение в турбине р а с четных условий.

Для примера на рис. 3 показан также характерный экспери

ментальный график зависимости угла a2= f ( l ) в турбине, р а с считанной по одному из общепринятых методов с соблюдением уравнения радиального равновесия (кривая 4). Расчет выполнен для условия a2=90°=const, что, однако, не подтверждалось экспериментом.

Для суждения о выполнении второго расчетного условия — постоянства работы газа (т. е. к.п.д.) по высоте лопатки, до

статочно проследить за изменением заторможенной температурой газа за турбиной t2*, поскольку работа газа пропорцио-

t* t*Lo, сг

Рис. 3. Изменение угла а 2 и средних температур газа на входе в турбину t0* и за турбиной t2* по длине лопатки:

2 — 5т = 1,73, "ы = 0,640 ; 2 — im = 1,55, и = 0,615; S — Ът =130,

и = 0,607 ; 4 — типичное изменение угла щ для турбин, рассчитанных с соблюдением уравнения равновесия.

мальна разности заторможенных температур перед и за турби

ной. Графики зависимости t2* —f( l ) показаны .на рис. 3. В средней части длины лопатки, несколько отступая от зазора, температура газа t2* сохраняет практически постоянное значение

Только вблизи зазора радиальные перетекания приводят к за метному возрастанию температуры t2*, искажая действительное закономерное ее протекание.

Выполнение расчетных условий обеспечило получение высоких показателей работы турбины по к.п.д.

6)

П1,0

0,9

0, в

ад

а -0,8 у 0,6 0,5 й-ЦЬ /

V» 1,5 3,0 3,5 62,0 г,5

I )

Рис. 4. К.п.д. тяговой турбины автомобильного газотурбинного двигателя (величины к.п.д. определены по эффективному

моменту на выходном валу турбины):

а эффективный к. п. д. турбины; б — к. п. д. турбины в параметрах заторможенного потока; в — адиабатический к. п. д. турбины.

Н а рис. 4 приведены графики зависимости к.п.д. турбины от

полной степени расширения газа при u=const. Наибольшее значение эффективного к.п.д. ri =0,87. Область высоких значений (выше 0,85) по степени расширения охватывает диапазон

от 6=1,36 до 6=2,65 при значениях ц=0,6-н0,7.К.п.д. в параметрах заторможенного потока достигает ве

личины г)*=0,95 при степени расширения около 3,0 и снижается до 0,93 на режиме 6=1,7 . Область значений т]*>0,92 ограничена в пределах режимов проведенных испытаний наименьшей степенью расширения 1,4 и распространяется до 6>3,5.

Рис. 5. График зависимости адиабатического к.п.д. цад , коэффициента потерь на рабочих лопатках я|) и средней степени

Рвт Рперреактивности рСр — ----- ------ от безразмерной окружной

скорости и.



По полученным величинам эффективного к.п.д. и к.п.д. в параметрах заторможенного потока был определен адиабатиче-

„ад .} = 1 — tj — 1 j . Наибольшее зна-ский к.п.д. турбины

чение tl0<? =0,96.Величины к.п.д., определенные по показаниям весов тормо

за, контролировались температурными измерениями. Получена

сходимость результатов в_ пределах ±0,5% . —

Из формулы Tia d = r i+ C 2 , после подстановки значения с3

согласно уравнению (15), представляется возможным определить коэффициент потерь 1|з и зависимость его от режима ра^ боты по известным значениям степени реактивности р, Ti и коэффициента <р. Степень реактивности определена как среднеарифметическая величина между значениями на внутреннем и наружном диаметрах облопачивания. С этой целью сопловый аппарат дренирован по наружному и внутреннему бандажам

в пределах шага лопаток. Д,£я <p=0,985=const и 0=1,73 на

рис. 5 показан график г|i= f ( u ) и р = f(u ) .

Г0,9

0,7

1\

4

’ 0,5 0,6 0,7 0,8 0,9 и

Анализ работы тяговой турбины в системе двигателя подтвердил высокие показатели ее работы. Эти данные приведены на рис. 7. г м

Данные по к.п.д. турбин зарубежных автомобильных газотурбинных двигателей приведены ,в таблице.

Двигатель Турбина

О К

х Z

§ 2 L °u н

Боинг 502-6 (СЦ)А) Боинг 502-10 (СШ А) Бсинг 540 (СШ А) GT-300 (СШ А) . . . GT-300 (СШ А) . . GT-304 (С Ш А ). . . GT-304 (СШ А) . . . GT-305 (СШ А) . . . GT-305 (СШ А) . . . Остин (Англия) . .

GT (СШ А) . . . . GT (СШ А) . . . . НАМ И (СССР) . .

Тяговая

ДвухступенчатаяКомпрессорнаяТяговаяКомпрессорнаяТяговаяКомпрессорнаяТяговаяКомпрессорнаяТрехступенчатаяКомпрессорнаяТяговаяТТ-050

195319551958195319531955195519581958

1953

0,790,8150,860,800,810,840,730,840,810,83

0 ,86*0,83*0,87

* Значения к. п. д. турбин, достижение которых предполагается в будущем.

Рис. 6. График изменения крутящего момента на валу турбины от числа оборотов (числа на кривых — давление воздуха

перед турбиной).

Зависимость крутящего момента от режима работы турбины

показана на рис. 6. Испытания проводились как на рабочем режиме, так и на режиме торможения. График показывает вы-

Рис. 7. К.п.д. тяговой турбины по результатам работы ее в системе двигателя при степени

расширения 6т = 1,2-г-1,4 (кривая 1) и по результатам стендовых испытаний (кривая 2).

сокую эффективность торможения автомобиля переключением

: урбины на обратный ход.

Выводы

1. Полученный экспериментальный материал подтвердил со ответствие расчетных предпосылок, реализованным в турбине. Экспериментально подтверждена возможность получения постоянного к.п.д. по длине лопатки при осевом выходе потока.

2. Соответствие расчетных предпосылок г]ц = const и аг= = 9 0 ° = const, определяющих геометрические формы пера лопатки, фактически реализованным, обеспечило достижение высоких к.п.д.

3. Высокие показатели работы турбины подтверждаются как результатами двух независимых измерений (по моменту и по температурам), так и результатами испытания двигателя в целом.

4. Анализ экспериментальных данных показывает, что использование предлагаемого метода расчета профилирования позволяет получить гораздо более равномерную структуру по

тока за турбиной. Особенно важно получение /2* = const, т. е постоянство энергетического уровня на выходе.

5. Полученные данные дают основание считать предлагав мый метод расчета заслуживающим дальнейшего изучения

ЛИТЕРАТУРА

1. «АТА», 1954, № 12, стр. 779— 784.

2. «A v ia t io n M agaz in » , 1959, № 280, стр. 24 — 25.

3. P re p r in t SA E , 1959, № 24Т, «The GT-305 Regenerative Eng ine in F ireb ird 1Ш».

4. P aper tASJME, 1957, 57-GTP-2. «A us tin Vehicle gas T urb ine» .



Стендовые испытания автомобиля с пневматической подвеской на установившиеся колебания

В. А . ГА Л А Ш И Н , А . Д . ДЕРБАРЕМДИКЕР

МВТУ им. Баумана, М осковский карбю раторны й завод

Д О Н А С Т О Я Щ Е ГО времени работы по исследованию у с

тановившихся колебаний автомобиля с нелинейными характеристиками пневматических упругих элементов и гидравлических амортизаторов не проводились.

Рассмотрим результаты проведенных М ВТУ имени Баумана совместно с Московским карбюраторным заводом [1] испытаний подвески, у которой параметры упругих элементов и гидравлически^ амортизаторов выбраны на основе теоретического анализа колебаний автомобиля с нелинейными характеристиками подвески, а также с учетом трения в направляющих устройствах.

На рис. 1 представлены характеристики упругих элементов и гидравлических амортизаторов. Изотермная и адиабатная характеристики упругого элемента имеют примерно линейный участок в диапазоне прогибов z — ±4 см, который выбран с

учетом допустимых ускорений г < 6000 см/сек2 при заданной частоте колебаний кузова п<100 кол/мин. Участок возрастающей жесткости г > +4 см обеспечивает при сжатии

йРиг

зооо

т о

woo

— — 1 -• ? I ,

-3 ! /*

/ у//у,/ У

/

р,-5,5ати. *7*

---- ----pf-3amu

-7,5'-5 -2,5 0 2,5 5 7,5г,см

Отбой Сжйтие

а)

Рис. 1. Характеристики упругих элементов и гидравлических амортизаторов при V0= 6 л;

а — нагрузочные характеристики рессоры; б — характеристика гидравлического телескопического амортизатора; / — адиабата; 2 — изо

бара; Я — изотерма.

коэффициент нагрузки Ксж =Qo

= 3 ,5 ч- 4 и опреде

ляет максимальное ускорение до момента пробоя рессоры, не превышающее 1500— 2000 см/сек2. Участок характеристики упругого элемента с уменьшающейся жесткостью (z < — 4)

на отбое выбран с целью улучшения сцепления колеса с по

ст ахверхностью дороги Кот = — = 0 .3 -г- 0,4.

Qo

Характеристики гидравлических амортизаторов несимметричны и нелинейны. На сжатии и отдаче в диапазоне скоростей колебаний 30— 40 см/сек характеристики приближаются к квадратичному виду, а в диапазоне скоростей свыше 30— 40 ' см!сек они также нелинейны, но коэффициенты сопротивления меньше, чем на начальном участке. Момент начала открытия клапанов в амортизаторах при скорости 30—

40 см/сек выбран с учетом линейного участка характеристики упругого элемента, т. е. в пределах, допустимых, с точки зрения плавности хода, ускорений колебаний кузова [2].

В табл. 1 приведены параметры эквивалентной колебательной системы, полученные при свободных колебаниях подвески методом подтягивания, и данные по упругому элементу и амортизатору. Испытания подвески на установившиеся колебания проводились на стенде с беговыми барабанами, который позволял плавно изменять частоту возбуждения синусои

дальной неровностью высотой <7о = 1 см.


Параметры

Автом обиль

Нагруженный

Ненагру-женный

Подрессоренная масса в кг- сек ^ 'м ......................Неподрессоренная масса в кг • секР'м ...................Собственная частота колебаний кузова в кол^ман Относительный коэффициент затухания колеба

ний кузова ..................................................................Давление сжатого воздуха (избыточное) в кг'см?Объем упругого элемента в смг ..............................Эффективное сечение упругого элемента в смг . Диаметр рабочего цилиндра амортизатора в мм .Максимальный ход амортизатора в м м ...............Количество амортизаторов ........................................Количество упругих элементов .............................

-—120 — 23 85-90

0,15-0,20 5,4-5,6 5,8-6- 103 200-205

40 210

2 2

-60

95-100

0,26—0,28 3,0—3,2 5,8-6- 10» 190-195

40 210

2 2

В процессе испытаний определялись следующие параметры: относительные и абсолютные перемещения кузова, ускорения кузова, изменение давления сжатого воздуха в пневмореосоре и усилия, развиваемые амортизатором. Измерялись также температуры нагрева амортизатора и упругого элемента.

Все указанные параметры, кроме температур, регистрировались на пленке осциллографа с помощью coeipe менной тензометрической аппаратуры.

Рис. 2. Амплитудно-частотная характеристика колебаний кузова автомобиля при р0=5,5 ати.

На рис. 2 показаны амплитудно-частотные характеристики вынужденных установившихся колебаний кузова груженого автомобиля, что соответствует давлению сжатого воздуха в пневморессоре р0 = 5,5 ати, без амортизаторов (а) и с ам ортизаторами (б). Из этих характеристик видно, что амортизаторы, обладающие квадратичной характеристикой, умень

шили резонансные амплитуды более чем в 2 раза и практически не изменили резонансные частоты. Однако в межрезо- нансной области амплитуды колебаний кузова с амортизаторами и без них практически равны. Это свидетельствует о правильном выборе амортизаторов с квадратичной характеристикой для данной подвески. Испытания такой подвески с амортизаторами, имеющими линейную характеристику, пока

зали существенное повышение ускорений кузова в межрезо-

нансной области.В табл. 2 приведены основные параметры, характеризующие

резонансные колебания подвески. Частоты резонансных колебаний кузова и оси определялись при максимальной амплитуде перемещений. Предполагая, что испытанная колебательная

система эквивалентна линейной системе, и считая, что п ^ п ч



на основании полученных амплитудно-частотных характеристик можно оценить величины относительных коэффициентов затуханий г|) для кузова и колес автомобиля:

1

> 1 / ( z af'c max V

У \ Яо )Яо

Яо

О )

(2)

Эти выражения получены путем преобразования формул (3) и (4) работы [3]. Величины коэффициентов относительного з а тухания для кузова и колес вне резонансных режимов колебаний нельзя сравнивать с г|з0 и if* при п = пч ввиду нели

нейности характеристики амортизаторов. Формула (2) для является приближенной, так как относительные перемещения, хотя и незначительно, но отличаются от абсолютных перемещений колес.

Из сопоставления колебательных параметров, полученных для подвески при испытаниях на свободные колебания (см. табл. 1), и приведенных в табл. 2 данных видно, что частоты собственных колебаний имеют некоторое различие и что при установившихся колебаниях коэффициент относительного з а

тухания оказывается выше, чем при свободных.Эти факты указывают на различие в работе пневматичес

кой рессоры при ее возбуждении периодической возмущающей силой и при свободных колебаниях.

В результате этого происходит некоторое изменение жест кости пневморессоры и коэффициента ф0, величины которых зависят от теплопередачи в упругом элементе. У диафрагмен- ной пневморессоры с металлическими воздушными колпаками (цилиндрами) могут быть различные условия для теплопередачи (в зависимости от скорости движения автомобиля, наличия ветра и т. п.). Повышение температуры сжатого воздуха при установившихся режимах колебаний и соответствующие условия теплопередачи приводят к увеличению жесткости пневморессоры и частоты резонансных колебаний подвески.

Это явление можно отнести также за счет нелинейности системы при больших величинах готн > ±4 см. Поэтому р а с смотрим величины перемещений кузова по амплитудно-частот- ным характеристикам. Как видно из рис. 2, максимальное пе

ремещение кузова получено в области низкочастотного резонанса. При высокочастотном резонансе повышение амплитуды перемещения кузова незаметно. Высокие значения относительных перемещений колеса наблюдались в области высокочастотного резонанса (табл. 2). Испытания автомобиля на беговых барабанах с неровностью д0 = 1 см показывают, что полученные амплитудно-частотные характеристики мало отличаются от характеристик линейной системы. В этом случае максимальные перемещения подвески не превышают 2—4 см,

т. е. находятся в диапазоне, линейного участка характеристики пневморессоры *оти < ±4 см. Отмеченные различия в поведении диафрагменной пневматической подвески связаны с различными термодинамическими процессами в упругом

элементе при свободных и установившихся колебаниях.Как показывают испытания на установившиеся колебания у

диафрагменной пневматической подвески с гидравлическими амортизаторами, наблюдается сближение кузова и оси колес; т. е. динамическое положение кузова ниже, чем статического, несмотря на противоположное влияние нагретого упругого

элемента.На рис. 3 показана увеличенная осциллограмма колебаний

кузова автомобиля с давлением воздуха в рессоре ро = = 5,5 ати, из которой видно, что сближение кузова и колес по

к г/см ■

Рис. 3. Осциллограмма колебаний кузова при высокочастотном резонансе:

О —О — средняя линия динамического положения кузова: O '—О' — средняя линия статического равновесия кузова; z о т к — амплитуда

относительного перемещения кузова и колес; А рх — амплитуда изме

нения давления сжатого воздуха; — усилия сопротивления ам ор

тизатора при отбое: Р ° — усилия сопротивления амортизатора при

сжатии


Автомобиль

Параметры нагруженный

ненагру-женный

П е р в ы й р е з о н а н с

Подрессоренная масса в кг• с е к *]м ......................Частота колебаний в кол 'м ин .................................Максимальные амплитуды перемещения в мм:

абсолютные кузова...............................................относительные кузова и к ол ес ..........................

Относительный коэффицент затухания колебанийкузова ........................................................................

Ускорения кузова в см!сек2 .................................

— 120 90-95

20-2220-22

0,20—0,25180-200

-60100-105

16-1715-17

0,28-0,32200-220

В т о р о й р е з о н а н с

Неподрессоренная масса в кг- с е & 1 м ..................Частота колебаний в кол !м ин .................................Максимальные амплитуды перемещений в мм:

абсолютные к у зов а ...............................................относительные кузова и колес ..........................

Относительный коэффициент затухания колебаний кузова ..................................................................

-23500-540

2-4-35

-0,15

450-480

4-526-28

0,21-0,19

Ускорения кузова1 в с м 'с е к * ................................. 1000--1500

1 Высокочастотная составляющая.

сравнению с начальным положением равновесия составляет

около 5 мм.Это объясняется неодинаковой силой сопротивления амор

тизатора отбою и сжатию. Такая величина смещения не м ожет существенно влиять на колебательный процесс и тем б о лее вызывать нелинейные колебания. Однако это относится к амортизатору с квадратичной характеристикой.

При испытании подвески на стенде с беговыми барабанами относительные перемещения кузова и оси являются результатом сложения установившихся колебаний с одинаковой частотой возбуждения. Принимая, что колебания гармонические, можно построить кривую изменения максимальной относительной скорости перемещения поршня амортизатора. На рис. 4 показаны кривые изменения скорости относительных колебаний подвески и соответствующие максимальные усилия амортизатора при давлении сжатого воздуха в рессоре Ро = 5,5 ати. Усилия амортизатора определялись из осциллограммы и по его характеристике (рис. 1).

И з представленных графиков следует, что в области низкочастотного резонанса при амплитудах относительных колебаний, не превышающих 3— 4 см, относительные скорости перемещений оказываются меньше критической величины и„>=

= 30ч-40 см/сек. Такое же положение наблюдается в широкой области межрезонансных колебаний (при ?о=1 см). Амортизаторы при этом работают на режиме калиброванных отверстий. В этом случае амортизатор с квадратичной характеристикой будет всегда обеспечивать меньшие усилия сопротивле



ния, чем с линейной характеристикой. Если учитывать и трение, то амортизаторы с квадратичной характеристикой могут обеспечивать усилия сопротивления в подвеске во всех случаях при v n < 30н-40 см/сек меньшие, чем амортизаторы с

Рис. 4. Графики изменения максимальной скорости относительных перемещеНИИ z усилий сопротивления амортизатора при отбое р ° maj[ и ежа

тии р с‘ о max

Свободные колебания пневморессоры протекают со значительным затуханием. Поэтому в условиях низкочастотного резонанса удается получить увеличение коэффициента отно

сительного затухания до 1|зо=0,2ч-0,25.

Однако процессы дросселирования, проис

ходящие в пневморессоре, в отличие от гидравлических амортизаторов зависят не только от скорости относительных .перемещений кузова и колес, но и от частоты колебаний, от степени сжатия воздуха в основном и дополнительном объемах, а также от других параметров. Поэтому необходимая величина относительного коэффициента затухания \|>о, достигнутая во в|ремя испытаний на свободные колебания, может оказаться недостаточной при вынужденных колебаниях

подвески.

Из рассмотрения амплитудно-частотных характеристик при пневматическом упругом

элементе с дополнительным объемом выявляется следующая особенность.

В области низкочастотного резонанса наблюдается растянутый резонанс, который начинается при меньшей частоте колебаний, соответствующей рабочему объему сжатого воздуха 10 л, и кончается при частоте колебаний, свойственной пневморессоре, с рабочим объемом 6 л.

Протекание амплитудно-частотных характеристик в межрезонансной области и в зо не высокочастотного резонанса ничем су щественно не отличается от аналогичной характеристики подвески без дополнительного объема.

I — некагруженный автомобиль; 2 — нагруженный автомобиль; 3 — усилия амортизатора при отбое по характеристике; 4 — усилия амортизатора при сжатии по характеристике; 5 — усилия амортизатора при отбое по осциллограмме; 6 — усилия амортизатора при

сжатии по осциллограмме {3 и б для нагруженного автомобиля)

линейной характеристикой при наличии трения в подвеске.

Это видно из того, что при колебаниях кузова нагруженного автомобиля (р=5 ,5 ати) и ненагруженного (Ро=3 ати) в области низкочастотного резонанса амплитуда перемещений изменяется на 30%, а вес подрессоренной части — на 1007о. Температура нагрева амортизаторов при стендовых испытаниях не превышала 30° в области низкочастотных колебаний и только при высокочастотном резонансе поднималась до 50— 70°. Как показывает анализ осциллограмм, амортизатор работает без заметного сдвига фазы на всех колебательных режимах.

На основе изложенного можно считать, что подвеска при малых относительных перемещениях ведет себя как линейная колебательная система.

Диафрагменная пневморессора, обладающая широким диапазоном нагрузочных характеристик, не требует дополнительных объемов воздуха для уменьшения жесткости подвески. Однако применение дополнительного объема у диафрагмен- ной пневморессоры можно использовать для увеличения затухания в подвеске за счет дросселирования сжатого воздуха С этой целью проведены испытания на установившиеся колебания диафрагменного упругого элемента с дополнительными объемами сжатого воздуха. К воздушному колпаку пневморессоры (основной объем) при помощи шланга диаметром проходного сечения около 25 мм подсоединялся дополнительный резервуар (дополнительный объем) емкостью 4 л, что

увеличивало рабочий объем сжатого воздуха примерно на 80%. Как и следовало ожидать, это мероприятие существенно снизило собственную частоту колебаний кузова. Уменьшился также коэффициент нагрузки КСж ■

Ниже приведены основные колебательные параметры диа-

фрагменной пневморессоры с дополнительным объемом нена

груженного автомобиля.

Полученные результаты работы лневмо- реесоры с дополнительным объемом объясняются дросселированием воздуха, причем в диапазоне частот для данной системы от 50 до 100 кол/мин дросселирование в основном

сказывается на увеличении относительного затухания, и при этом уменьшается динамическая емкость. В диапазоне частот от 100 кол/мин и выше ввиду увеличения скорости процесса эф фект затухания быстро уменьшается, подвеска приобретает прежнюю динамическую емкость. Однако шолучевный резуль-

Собственная частота колебаний кузова в кол м и н ..................... 80—82Относительный коэффициент затухания (при испытаниях на

свободные колебания).......................................................................... 0,2—0,'25Давление сжатого воздуха в кг\см3 .................................................... ~3Объем упругого элемента в см ? ............................................................10 • 10sЭффективное сечение упругого элемента в см * .............................. 190—195Количество упругих элементов ........................................................... 2

Рис. 5. Амплитудно-частотные характеристики изменения дав лений сжатого воздуха А/ь и усилий A Q p в пневморессоре.

гат может существенно измениться при увеличении амплитуды

колебаний.Основными недостатками работы пневморессоры с дополни

тельным объемом являются: значительное уменьшение динамической емкости упругого элемента при больших амплитудах колебаний в области низкочастотного резонанса, усложнение конструкции упругого элемента и нежелательный нагрев

воздуха при его дросселировании.Рассмотрим амплитудно-частотные характеристики давле

ний сжатого воздуха. На рис. 5 показаны изменения давления сжатого воздуха (р о = 5,5 ати) в упругом элементе при нагруженном автомобиле в зависимости» от частоты вынужденных колебаний подвески при наличии гидравлического

амортизатора и без него.



М ожно отметить небольшие абсолютные величины изменений давлений Др*тах=0,6-г-1,0 кг/си2 для р0= 5,5 ати, Дрт ах = =0,264-0,5 кг/см2 для ро=3 ,0 ати.

Амплитудно-частотные характеристики давления показывают, что в случае отсутствия амортизаторов в условиях резонанса резко возрастает перепад давлений. Так, например, при низкочастотном резонансе величина Др* увеличивается на 50%. На основании амплитудно-частотных перемещений кузова и колес автомобиля можно построить график изменения усилий пневматической рессоры. На рис. 5 показаны построенные таким способом зависимости величины A Q p — f (/iv ) для

нагруженного автомобиля. При резонансных режимах работы подвески сила рессоры A Q P примерно в 2 раза превышает

усилия в рессоре, полученные за счет изменения только эффективного сечения. Таким образом , сила рессоры AQ p при дан

ных амплитудах относительных перемещений (линейный участок Характеристики) примерно в равной степени зависит от увеличения эффективного сечения Fa и уменьшения объема сжатого воздуха. Это является особенностью диафрагменной пневматической рессоры. Полученные во время испытаний данные измерения величин Др* и A Q P дают исходный материал для расчета рамы, кузова и мостов автомобиля на прочность. Однако при небольших величинах усилий ДQ p следует также учитывать усилия в амортизаторах и силы трения в направляющих устройствах подвески. В испытанной подвеске сила трения в шарнирах направляющего устройства составляла около 50— 60 кг.

Пользуясь амплитудно-частотными характеристиками усилий

в упругом элементе и учитывая силы трения в подвеске, м ож но оценить величину максимальных ускорений кузова при ре

зонансе.

Выводы

1. Одним из путей улучшения подвески автомобиля является применение пневматических диафрагменных упругих элементов. Стендовые испытания подвески показывают, что высокой плавности хода при резонансных и межрезонансных режимах колебаний можно достигнуть выбором линейной нагрузочной характеристики упругих элементов на среднем участке

( го т н < ±4 см) и применением амортизаторов с квадратичным законом сопротивления.

2. Использование дополнительного объема в диафрагменных упругих элементах с целью получения необходимого з а тухания не может быть рекомендовано при принятой системе дросселирования воздуха.

Л И Т ЕРА ТУРА

1. Г а л а ш и н В. А. «Известия высшей школы», 1959, № 3.2. Д е р б а р е м д и к е р А. Д. «Автомобильная промыш

ленность», 1960, № 2.3. Р о т е н б е р г Р. В. «Автомобильная и тракторная про

мышленность», 1956, № 11.4. П а р х и л о в с к и й И. Г. «Автомобильная и тракторная

промышленность», 1957, № 3.

Свойства комплексных гидротрансформаторовКанд. техн. наук С. М . ТРУСОВ

НАМИ

В Н А СТ О ЯЩ Е Е время широкое распространение в автомобильных силовых передачах получают комплексные гид

ротрансформаторы, сочетающие свойства гидротрансформатора и гидромуфты. Гидротрансформаторы этого типа обладают рядом положительных качеств.

В таких гидротрансформаторах можно реализовать наиболее высокий к.п.д. при i=0,6-=-0,9, а также на режиме гидромуфты. Эти гидротрансформаторы позволяют получать как

прозрачную, так и непрозрачную нагружающие характеристики k i= f ( i ) . Кроме того, данные гидротрансформаторы отли

чаются сравнительно большой энергоемкостью, компактны и имеют наименьший вес. Характер протекания зависимости

позволяет производить блокировку этих гидротрансформаторов при сравнительно больших передаточных отношениях ( i = 0,854-0,95), вследствие чего процесс блокировки происходит достаточно плавно.

Комплексный гидротрансформатор может достаточно эф фективно работать на режиме гидромуфты при i = 0,94-0,98, обеспечивая при этом передачу значительного крутящего момента.

Одной из особенностей комплексного гидротрансформатора является необходимость установки колес реактора на муфтах свободного хода [1]. Однако для получения высоких показателей на режиме гидромуфты комплексный гидротрансформатор должен удовлетворять также ряду других важных требований.

Для обеспечения высокого к.п.д. на заданном режиме рабо ты следует стремиться к тому, чтобы на этом режиме турбинное колесо преобразовывало максимальный напор [2]. В этом случае расход Q на данном режиме будет иметь минимальное значение. В связи с этим потери на трение в межлопаточных каналах, которые пропорциональны квадрату относительной скорости, в общем случае будут также минимальны. Ранее [3], [4] было показано, что режим, на котором турбинное колесо преобразует максимальный напор, в основном опреде-

Г «>2ляется параметром / 2 = —- (рис. 1).

глС учетом отмеченного обстоятельства было установлено, ка

ким условиям должен отвечать круг циркуляции комплексного гидротрансформатора. В частности, параметр f2 должен

находиться в пределах 0,5— 0,65, так как в этом случае при 1=0,95ч-0,98 (на режиме гидромуфты) турбинное колесо пре

образует максимальный напор.Другое условие эффективной работы гидротрансформатора

на режиме гидромуфты заключается в симметричном распо

ложении насосного и турбинного колес в круге циркуляции, г~ Рз>т. е. в выполнении равенства

Л = - - . где, / 1 = — . f\ Г\\

Рис. 1. Основные размеры круга циркуляции (а) и развертки

лопаток с обозначениями углов (б):

/ — насосное колесо; 2 — турбинное колесо; 3 — колесо первого реак* ТОра; 4 — колесо второго реактора; 5 — внутренний тор; 6 — наружный тор; 7 — ось вращения (стрелками показано направление враще

ния насосного и турбинного колес).Вологодская областная универсальная научная библиотека www.booksite.ru


При выполнении этого условия существенно уменьшаются углы атаки при входе рабочей жидкости в насосное и турбинное колеса, на режиме гидромуфты, когда расход мал.

В таблице приводится фактический материал, характеризующий круги циркуляции ряда' отечественных и зарубежных комплексных гидротрансформаторов, в частности, даются све-

Г С ' ---дения о параметрах /2 и ft, а также о параметре а = — ,

определяющем площади проходных сечений в'круге циркуля

ции (рис. 1).

Г идротрансформатор/ l Г12

а = — h

Дайнофлоу 1948 г.............................. 0,55 0,59Пачэрглейд (Шевроле) 1953 г. . . .0,55 0,45ЗИЛ-111, Крайслер, ТШ-3 . . . . М-21 „Волга», ГАЭ-13 „Чайка-,

0,54 0,50

Ф о р д ................................................ 0,54 U,49Студебекер ........................................ 0,61 0,43Трансфлюй д..................................... 0,52 0,47У ай т ................................................... 0,60 0,49Рокфорд ............................................ 0,55 0,48Гидро-Медиа..................................... 0,56 0,50Г-4, Аллисон, MA3-530 .................. 0,66 0,43ЛГ ( Н А М И ) ..................................... 0,56 0,53Экспериментальный гидротранс- ..

0,62 0,36

Проходные сечения рабочих колес (без учета стеснения) в выполненных конструкциях обычно примерно одинаковы. Вместе с тем в некоторых комплексных двухреакторных гидротрансформаторах площадь на входе в первый реактор выбирается несколько больше площади на выходе, что способствует уменьшению диффузорности в первом реакторе.

Из таблицы видно, что параметр /2 для большинства кон

струкций находится в пределах 0,52— 0,56, а параметр а— =0,454-0,55.

Нагружающие свойства комплексного гидротрансформатора в основном определяются следующими параметрами

(рис. 2): максимальным значением коэффициента первичного

7

0.8

0,6

0.4

0,2

0

Рис. 2. Характеристики комплексного гидротрансформатора.

момента Х(Шах; коэффициентом прозрачности П\ =lmax

*1л

(Х-1 м — коэффициент первичного момента при переходе на режим гидромуфты); коэффициентом обратной прозрачности

Л 2 =Ч 'т а х

*10

(Хю — коэффициент первичного момента при

i= 0 ) .Коэффициент первичного момента Xiimax и параметры П i и

П2 определяются величиной момента M i на насосном колесе и характером изменения момента M i в зависимости от значения ».

Величина момента на насосном колесе может быть определена при помощи известной формулы

м Q H u т(1)“1,

где Q — расход в м31сек-,

Н\ — напор, создаваемый насосным колесом, в .и;V — объемный вес рабочей жидкости в кг/ж3;

(Oi — угловая скорость насосного колеса.Величина напора Ни создаваемого насосным колесом, с уче

том поправки на конечное число лопаток определяется из уравнения

г — л

H i = — («12 + Ст 13 Ctg Р,2 — Дс„) Г12 — Ст 32 Ctg р32 Г32 , (2)g 1 J

где и — окружная скорость;ст — меридиональная скорость;

с и — проекция абсолютной скорости с на направление окружной скорости;

г — радиус соответствующего колеса;Р — угол между направлением лопатки и направлением

окружной скорости (с.м. рис. 1).

В формулах первый индекс обозначает рабочее колесо (1 — насосное; 2 — турбинное; 3 — колесо реактора), второй индекс — вход или выход, причем цифра 1 обозначает вход, цифра 2 — выход. .При наличии двух реакторов первый ре актор дополнительно обозначается одним штрихом, второй — двумя. Параметры соответствуют средней струйке.

Величина Дс„, характеризующая отклонение потока от направления лопатки на выходе из насосного колеса, нахо

дится на основании формулы Стодола [5]. Угол выхода из ко

леса реактора Рзг определяется с учетом угла отставания б на основании формулы

Рзз = Рза -f- 8.

Величина меридиональной скорости связана с расходом со отношением

_ Q.с т — р •

Вы ражая площадь F через величины г12 и а, получим ф ор

мулу

(4)

(3)

F = (I — а) г212рх,

где Pi = 1,45ч-1,55. Учитывая соотношения (1), (2), (3) и (4) и полагая в целях упрощения, что cm» c mi2« c m32 и г32игц,

получим

1 9 в -

M i = ~g ' b>1 Ст ^ ^ х

(— Дс„ 1 — — \

1 + ст ctgpis— — — — cmctgp32 ,

«13 / l /

(5)

где ст = — .«12

Поскольку Xi

чим

M i

7 D 5n2 ’ на основании уравнения (5) полу-

А с.. 1 _

где

Pip2Cm (1 — а) 1 + ст ctg Ри —---— — ст ctg р3;\ «12 /1 =1,(6)

2 .5о), ГР2 =

1 '12

п\Р*

D — активный диаметр (рис. 1).Анализ уравнений (5) и (6) позволяет изучить влияние от

дельных параметров гидротрансформатора на величины M i

и A,i.■ В выполненных конструкциях комплексных гидротрансформаторов в наиболее широких пределах изменяется угол выхо

да из насосного колеса Pi2=854-130°. Изменение угла f?i2 ока

зывает существенное влияние на нагружающие свойства гидротрансформаторов и, как следует из уравнений (5), (6)

увеличение угла Р 12, должно сопровождаться уменьшением величин M i и Л].

С целью изучения влияния угла Pi2 на свойства гидротрансформатора выполним следующие построения. Используя



уравнения (1) и (3), представим характеристики насосных колес комплексного гидротрансформатора с фиксированным углом выхода из реактора Рз2 и различными значениями углов выхода из насосного колеса. Для рассматриваемого примера на рис. 3 показаны характеристики насосных колес H x= f (Q ) и M i= / (Q ) гидротрансформатора с £>=242 мм (г12=0,115 мм) при п, =2000 об/мин [3]. Угол выхода из_реактора гидротранс

форматора Р32 = 34°, расчетный угол Р " принят равным 39°;

а=0 ,5 ; f2=0,54.

В работах [3] и [4] установлен характер изменения расхода в круге циркуляции комплексного гидротрансформатора. В этих исследованиях, в частности, показано, что у комплексных гидротрансформаторов расход с увеличением передаточного отношения уменьшается.

Типичный характер изменения расхода для комплексного гидротрансформатора дан также в работе [5], где показана зависимость Q = / ( i ) для гидротрансформатора Л Г , р азрабо танного в НАМ И.

Н а рис. 3 для гидротрансформаторов с различными параметрами насосных колес нанесены примерные границы изменения расхода.

Кривая а— а определяет расход на режиме трогания при «'=0, кривая Ъ— b при iM ( iM — передаточное отношение, при котором происходит переход на режим гидромуфты). Момент

Рис. 3. Характеристики насосных колес комплексных гидро трансформаторов.

М , достигает максимального значения при Q a — — или со-

с тЬ пответственно при с та = гДе Vi> и стЬ — расход и ме

ридиональная скорость при Н != 0 (рис. 3).

Отмеченное обстоятельство наглядно подтверждается за висимостями, приведенными на рис. 3, и легко может быть доказано аналитически в результате исследования уравнения (5).

Поскольку расход Qa, соответствующий с т а , находится для большинства комплексных гидротрансформаторов между кривыми а— а и Ь— Ь (рис. 3), то для определения Xt max =

■ 1 шах— ------— на режиме гидротрансформатора можно исполь-

lD*n\

ic\ ~ ~ Стазовать уравнение (6), подставляя в него с т = с та = --- .

«12Для гидротрансформаторов, у которых Pi2<80-h90° (с загнутыми вперед лопатками), cmn может находиться за пределами рабочей зоны. Поэтому в указанном случае для определения

A*imax нужны дополнительные исследования.

С учетом отмеченных обстоятельств на основании уравнения (6) были получены расчетные кривые A,imах = / (Pi2>, показывающие изменение коэффициента момента Ximax в зависимости от угла выхода из насосного колеса для гидротранс

форматоров с характерными параметрами а = 0,484-0,52; f2= «■0,52-7-0,56 (рис. 4).

На этих же кривых нанесены экспериментальные данные по

ряду выполненных конструкций, у которых параметры /2 и о находятся в указанных пределах.

Как видно из рис. 4, уменьшение угла Р12 приводит к увеличению значения X,imax. Наряду с углом выхода из насосного колеса на величину А, т а х влияет также угол выхода in

Рис. 4. Свойства комплексных гидротрансформаторов.

реактора рза- Поскольку этот угол в имеющихся гидротрансформаторах изменяется в пределах Рз2=25-т-35°, на рис. 4 нанесены зависимости X iimax=/(Pi2), причем кривая 1 соответствует Рз2=31-т-35°, а кривая 2 р32= 25-^30°. Как видно из рис. 4, с увеличением угла Рз2 коэффициент Ягщах повышается. Однако, как показывают экспериментальные исследова

ния, выполненные в Н АМ И , увеличение угла Рз2>33-г-35° нецелесообразно, так как при этом снижается максимальный к.п.д. и сужается зона с к.п.д. т]>80%.

Уравнения (5) и (6) позволяют также исследовать влияние некоторых других параметров на величину ^imax. Как следует

из уравнения (6), уменьшение параметра /г= ~ способствуетf\

увеличению коэффициента A,fmax, однако практически выполнить /2<0 ,5 трудно из-за необходимости размещения муфты свободного хода. Увеличение параметра /*>0,65 приводит к ощутимому снижению энергоемкости гидротрансформатора, что подтверждается экспериментальными данными. Для иллюстрации этого положения сравним гидротрансформаторы

Г-4* [6] и ЛГ-440-8А. Круги циркуляции этих гидротрансфор

маторов приведены на рис. 5, данные по параметрам /2 и а, приведены в таблице. Как видно из рис. 6, эти гидротрансформаторы обладают примерно одинаковыми преобразующими свойствами; углы наклона лопаток на выходе из насосного колеса и второго реактора отличаются также незначительно:

у гидротрансформатора ЛГ-440-8А Pi2=124°, р ^ =26°; у гид

ротрансформатора Г-4 р 12= 128е, Рз2=28в. М ежду тем коэффи

циент момента Ximax у гидротрансформатора ЛГ-440-8А почти на 30% больше, чем у гидротрансформатора Г-4. На рис. 4 дана зависимость A ,imax=/(Pi2) (кривая 3), для гидротрансформатора с кругом циркуляции, показанным на рис. 5, а, у

которого параметр f2= 0,66 и Рз2=26-7-32®. Таким образом , на

* Гидротрансформатор Г-4 и гидротрансформатор автомобиля MA3-530 имеют аналогичные круги циркуляции, так же как и ряд других параметров.Вологодская областная универсальная научная библиотека

www.booksite.ru


основании приведенных материалов можно заключить, что увеличение параметра /2> 0,65 сопровождается ощутимым снижением энергоемкости.

Ось вращения ' '

-----------------------U \ ------------1------------ : ._ |------а) О в) г)

Рис. 5. Круги циркуляции комплексных гидротрансформаторов:

,1 _ |'-4, MA3-530; б — T ill, ЗИЛ-111; в — ЛГ (Н А М И ); г — экспериментальный НАМ И.

На величину A,imax существенное влияние оказывает также

параметр а. Исследования, приведенные в Н А М И , показали,

что, если существенно уменьшить параметр а и расширить проходные сечения, то можно значительно увеличить расход, а следовательно, и момент М ,, передаваемый гидротрансформатором, как это следует из формулы (5). На рис. 5, г показан

Рис. 6 . Характеристики гидротрансформаторов ЛГ-440-8А (а) и Г-4 (б).

круг циркуляции гидротрансформатора, разработанного в НАМ И, с относительно малыми параметрами внутреннего то

ра (а=0 ,36). Экспериментальные исследования показали, что коэффициент момента у этого гидротрансформатора примерно на 20— 25% выше, чем у гидротрансформатора ЛГ-8 А, при

тех же значениях углов наклона лопаток по средней струйке (Рз2=26°). П о преобразующим свойствам (Ко=4,3; т]*=84— —85%) этот гидротрансформатор не уступал гидротрансфор

матору ЛГ-8 А. Приведенные данные показывают, что можно существенно увеличить энергоемкость гидротрансформатора,

если уменьшить размеры внутреннего тора.Кривая 4 на рис. 4 характеризует изменение коэффициента

Ximax в зависимости от величины Ри для гидротрансформато

ра с кругом циркуляции, выполненным по рис. 5, г, у которого

параметр а=0 ,36 и р32= 26-^30°.Нагружающие свойства гидротрансформаторов определя

ются, кроме того, коэффициентами П\ я Я 2. В некоторых ранее опубликованных работах для оценки прозрачности использовался коэффициент Я , представляющий отношение коэффициента первичного момента Х10 к коэффициенту момента (см. рис. 2 ). Этим параметром удобно пользоваться для оценки прозрачных гидротрансформаторов, у которых отсутствует зона обратной прозрачности. Если имеется зона обратной прозрачности, удобно пользоваться коэффициентами П\ и Я 2.

На рис. 4 приведена экспериментальная зависимость I7 i= f ( ^ n ) , которая характеризует изменение коэффициента прозрачности П\ в зависимости от величин Pi2. Данная зависимость получена в результате анализа имеющихся конструкций.

Для оценки зоны обратной прозрачности используется коэффициент П 2. Н а рис. 4 приведены данные, характеризующие изменение коэффициента Я 2 в зависимости от величины р 12.

Особенно существенно увеличивается обратная прозрачность с ростом коэффициента трансформации Ко при i = 0 , что связано с увеличением расхода Q при /= 0 (см. рис. 3).

На рис. 7 показан характер изменения зависимости

K0= f ( n 2) для гидротрансформаторов типа Л Г ( а =>0,52) и экспериментального (а=0 ,36 ).

Чтобы уменьшить величину Я 2 при заданном значении

„ и 12 “Ь c m\i c tg Pl2 — hca — С,„22 ctg Р2 2 /2К.0— _ 1 ’ '

«12 + «mla ctg Э13 — дca — Cm32 Ctg Р32 —/ 1

нужно увеличить угол выхода из турбинного колеса р22 и п араметр U (ctg в яС О ).

Следует, однако, отметить, что угол выхода из турбинного

колеса нельзя выбирать произвольно, так как отклонение от оптимальных значений, лежащих для комплексных гидротрансформаторов в пределах $22= 148-4-153, связано со снижением к.п.д. гидропередачи на определенных режимах работы.

К выбору параметра / 2 также нельзя подходить произвольно, так как увеличение параметра f2 сопровождается ощутимым снижением энергоемкости, а также неблагоприятно сказывается на режиме гидромуфты.

Рис. 7. Изменение Ко в зависимости от Я 2 для комплексных

гидротрансформаторов с различными значениями параметра а.

Исследования, выполненные в НАМ И , показали, что для уменьшения обратной прозрачности при постоянном значении Ко целесообразно применять гидротрансформатор с уменьшенными размерами внутреннего тора. В этом случае параметр /з увеличивается, как видно из рис. 5, однако благодаря расши-



рению проходных сечений энергоемкость не только не уменьшается, но, наоборот, увеличивается. Дополнительные исследования также показали, что для гидротрансформатора с уменьшенным тором в ряде случаев допустимо некоторое увеличение угла Ри- Сравнение зависимостей /С0= / ( Л 2) для гидротрансформаторов типа Л Г и для экспериментального

гидротрансформатора с уменьшенными размерами внутренне

го тора а=0,36 показывает, что характер этой зависимости для

экспериментального гидротрансформатора носит более благоприятный характер, так как позволяет реализовать более высокое значение Ко при фиксированном значении П 2 (рис. 7).

Влияние углов наклона лопаток на входе в рабочие колеса на нагружающие свойства гидротрансформатора носит косвенный характер и связано с особенностями изменения расхода в зависимости от передаточного отношения. Например, если углы при входе в рабочие колеса выбрать таким образом, чтобы изменить режим безударного входа в сторону меньших значений передаточного отношения, то расход на режиме тро- гания увеличится. Предположим, что граница изменения р а с хода при г = 0 в этом случае будет соответствовать линии с— с (рис. 3). Это несущественно изменит величины П\ и Я 2 для гидротрансформатора с 012=90°.

Для гидротрансформаторов, имеющих Pi2>90°, коэффициент А.Ю и момент М\ существенно уменьшатся, что должно сопровождаться увеличением коэффициента обратной прозрачности П 2. Соответственно, если углы наклона лопаток на входе в рабочие колеса выбрать таким образом , чтобы изменить режим безударного входа в сторону больших значений передаточного отношения, то расход на режиме i = 0 уменьшится. О характере изменения зависимости А-i= / (t) в каждом конкретном случае можно судить в результате изучения зависимостей, приведенных на рис. 3.

Преобразующие свойства комплексных гидротрансформаторов характеризуются зависимостями K = f ( i ) и r|= /( i) . Х а рактерными параметрами являются: коэффициент трансфор

мации Ко при i= 0 ; максимальное значение к.п.д. г)*; передаточное отношение »*, соответствующее т]*.

Рассмотрим вопрос о рациональном выборе углов наклона лопаток на выходе из рабочих колес для получения высоких показателей на заданном режиме работ.

Н а с о с н о е к о л е с о . Угол выхода из насосного колеса P ij для выполненных комплексных гидротрансформаторов изменяется в пределах 85— 130°.

Для получения высоких показателей в диапазоне малых значений передаточного отношения t=04-0,4 более предпочтительно использовать насосное колесо с загнутыми назад лопатками и углом на выходе |3i2= 120-4-135°, что объясняется следующими причинами.

При загнутых назад лопатках увеличивается коэффициент реакции, т. е. уменьшается динамическая или скоростная часть напора, создаваемая насосным колесом. Поскольку турбинное колесо при (=0ч-0,4 вращается сравнительно медленно и не может преобразовывать большой скоростной напор, увеличение коэффициента реакции насосного колеса следует рассматривать как положительное явление, способствующее уменьшению потерь.

Кроме того, при загнутых назад лопатках уменьшается диф- фузорность в межлопаточных каналах насосного колеса; это способствует более устойчивому характеру течения, что о со бенно важно при больших расходах и значительных углах атаки, наблюдающихся в комплексных гидротрансформаторах при 1=0-н0,4.

Для получения высоких к.п.д. при i=0,54-0,8 также предпочтительно использовать насосное колесо с загнутыми назад лопатками. Однако угол выхода из насосного колеса в этом случае может быть уменьшен и должен составлять 105— 120°. Это связано с тем, что турбинное колесо при t =0,5-=-0,8 вращается с достаточно большой скоростью и может преобразовать значительный скоростной напор. Поэтому желательно некоторое уменьшение коэффициента реакции насосного колеса тем более, что при этом увеличивается энергоемкость гидротрансформатора.

На режиме гидромуфты разница в скоростях вращения между насосным и турбинным колесом невелика; причем турбинное колесо вращается с относительно высокой скоростью и может преобразовывать большой скоростной напор. Поэтому для режима гидромуфты наиболее предпочтительным являет

ся насосное колесо с углом выхода Pi2=90°, так как при этом достигается увеличение коэффициента A,imax и, следовательно, увеличивается передаваемый момент при фиксированных размерах гидропередачи.

Таким образом , каждому значению передаточного отношения соответствует оптимальное значение угла выхода из на

сосного колеса.На рис. 8 приведена зависимость угла Pi2 для комплексных

гидротрансформаторов от передаточного отношения. Поскольку точные значения угла Pi2 указать трудно, указанная зависимость представлена в виде полосы.

При загнутых назад лопатках насосного колеса угол выхода потока жидкости из насосного колеса изменяется в более узких пределах с изменением I, чем при радиальных лопатках

Рис. 8. Изменение углов выхода из рабочих колес в зависимости от передаточного отношения.

или загнутых вперед. В связи с этим при загнутых назад лопатках можно обеспечить безударный вход (или вход с малыми углами атаки) в турбинное колесо в более широком диапазоне передаточных отношений, что должно способствовать

расширению зоны с высоким к.п.д.Экспериментальные данные подтверждают это. Как видно

из рис. 9, при фиксированном значении т)* в гидротрансфор-

Xч%

\

/ \0328мм '

/3,7=33°

v \Л Г-8 А

\ \

ЛГ-8А

а 1,1,09340мм

1

''ЛГ-4А 6А \„ = з з ° Рз!=27°1

г,5 з и к0

Рис. 9. Изменение г|* в зависимости от Ко-

маторах с загнутыми назад лопатками можно получить более

высокое значение Ко-

Т у р б и н н о е к о л е с о . Угол выхода из турбинного колеса изменяется в сравнительно узких пределах и для выполненных конструкций составляет 148— 153°. К.п.д. гидротрансформатора определяется из следующего уравнения:

_“з_ [“ 12 Ч~ ст\г Pl2 — Аси — («22 Ч~ с тЮ c tg Рзз)/^]

1 — Н \ ~ ап / - 1 \[ «12 + Ст l2c tg Р12 — Дс а — Ст 32 Ctg р32

(8)

Как следует из уравнения (8), увеличение угла Р22 при фиксированном значении ст приводит к увеличению напора, преоб



разуемого турбинным колесом и, следовательно, к увеличению к.п.д. Однако в действительности величина меридиональ

ной скорости ст при изменении угла Р22 не остается постоянной. В частности, при увеличении угла значительно возрастает относительная скорость W& на выходном участке меж- лопаточного канала турбинного колеса в соответствии с ф ор

мулой

Кроме того, повышается ст2г вследствие увеличения стеснения, что приводит к увеличению потерь. Оптимальные значения угла определить с требуемой степенью точности расчетным путем в настоящее время невозможно, вследствие чего в ряде случаев возникает необходимость в доводочных работах, связанных с определением оптимального угла выхода из тур

бинного колеса для конкретной конструкции в результате экспериментальных исследований [7].

Выполненные в НАМ И исследования показали, что эффективность работы турбинного колеса при малых значениях i может быть улучшена в некоторых случаях в результате уменьшения стеснения путем укорачивания лопаток через одну на выходе из турбинного колеса. Для литых турбинных колес тиЪа. ЛГ-6 и ЛГ-3 указанный способ позволяет увеличить коэффициент Ко на 5— 10% и несколько увеличить к.п.д. при малых /=0,04-0,3 без снижения показателей на других режи

мах работы [5].В диапазоне малых значений передаточного отношения тур

бинное колесо имеет сравнительно небольшую угловую скорость и не может преобразовывать значительный скоростной напор. Поэтому для повышения эффективности работы турбинного колеса на этих режимах целесообразно увеличить коэффициент реакции и, следовательно, угол р22, чтобы таким образом повысить напор, преобразуемый турбинным колесом при малых числах оборотов. Однако увеличение угла Р22 более 150— 154° нецелесообразно из-за роста потерь в результате увеличения относительных скоростей на выходе из турбин ного колеса.

При увеличении передаточного отношения (/=0,54-0,9) в связи с повышением угловой скорости турбинное колесо получает возможность преобразовывать значительный скоростной напор, вследствие чего допустимо некоторое уменьшение коэффициента реакции и, следовательно, угла Ргг-

На режиме гидромуфты, когда скорость турбинного колеса велика и примерно равна скорости насосного колеса, а р а сх о ды малы, более предпочтительно иметь турбинное колесо с углом ^22=90°, потому что такое колесо позволяет пропустить наибольший расход, что способствует увеличению коэффициента Яцпах. Рассмотрев особенности структуры потока в турбинном колесе на режиме гидромуфты, можно заключить также, что наиболее целесообразными для этого режима работы являются радиальные лопатки, так как турбинные лопатки с большими углами поворота имеют большую кривизну, что способствует возникновению обратных токов при малых расхо дах и, следовательно, увеличению потерь.

Оптимальные значения угла р2г для комплексного гидротрансформатора в зависимости от передаточного отношения

приведены на рис. 8. Поскольку точные значения угла (32з указать трудно, как и для насосного колеса, зависимость Ргг=/(с) представлена в виде полосы.

При использовании материалов рис. 8 следует учитывать, что они соответствуют в основном гидротрансформаторам, у которых f2=0,524-0,56.

При увеличении /2> 0,64-0,65 в некоторых случаях допустимо некоторое увеличение угла § 2 2 больше 148— 153° с целью повышения коэффициента трансформации Ко, так как при этом стеснение на выходе из турбинного колеса уменьшается.

К о л е с о р е а к т о р а . Угол выхода из второго реактора

?32, а для трехколесного гидротрансформатора из реактора,

находится обычно в пределах 26— 35°. Известно, что для получения устойчивого течения и снижения потерь наиболее удачным является канал конфузорного типа. Чтобы увеличить конфузорный характер течения, угол выхода из второго реак

тора (в случае трехколесного гидротрансформатора из реактора) целесообразно выбирать как можно меньше. Однако при Рз2< 194-20° в каналах реактора существенно увеличиваются относительные скорости и стеснение, что приводит к повышению потерь. Кроме того, при этом снижается энергоемкость. Применение угла рзг< 194-20°, по-видимому, нецелесо

образно, так как при этом относительные скорости на выходе из реактора достигают больших значений. Минимальное значение угла выхода из реактора в некоторых американских комплексных гидротрансформаторах с поворотными лопатками равно 194-21° [8].

Экспериментальные исследования гидротрансформатора типа Л Г показали, что применение реактора с Рз2=2б4-28° дало лучшие результаты, чем в случае применения реактора с Рз2= 324-33°. Особенно существенное снижение к.п.д. для гидротрансформатора типа Л Г наблюдалось при р32>35°.

В двухреакторном гидротрансформаторе течение в первом реакторе носит диффузорный характер. Поэтому, чтобы уменьшить диффузорный эффект, целесообразно плавно изменять проходные сечения, причем площадь на входе в первый реактор должна быть несколько больше площади на выходе.

Учитывая, что первый реактор симметричен второму, выполнение этого условия будет способствовать увеличению диффу- зорности во втором реакторе. Однако, выбирая угол р32 до

статочно малым (Рзг=264-30°), можно получить конфузорный характер течения и во втором реакторе. Приведенные сообра жения о выборе проходных сечений в реакторе имеют место в ряде конструкций, в том числе в гидротрансформаторах Л Г.

Для получения высоких показателей на режиме гидромуфты целесообразно увеличить угол Рзг>2б4-35°. Свободно вращающийся реактор на режиме гидромуфты оказывает тем меньше сопротивление, чем меньше угол поворота в реакторе. Поскольку при увеличении Рз2 угол поворота уменьшается, то показатели на режиме гидромуфты с увеличением Рз2 также улучшаются [1].

На рис. 8 приведены данные, показывающие оптимальные значения угла Рзг в зависимости от передаточного отношения.

Так же, как и ранее, зависимость Рзг=^(0 показана в виде полосы, потому что указать точные значения Рз2 в каждом

конкретном случае затруднительно.Н а рис. 8 также приведена зависимость тi= / ( i ) . Эта зави

симость показывает, какие значения к.п.д. можно реализовать при наличии безударного входа и рекомендованных значений углов выхода из рабочих колес p i2, Р22, Рзг. Указанная зависимость представлена в виде полосы и получена на основе исследований гидротрансформаторов.

Кроме углов наклона лопаток, на преобразующие свойства гидротрансформатора влияние оказывает параметр /2 [3], [4]. Увеличение параметра /а приводит к повышению коэффициента Ко, однако сопровождается снижением к.п.д. при 1 = 0,74-0,9 и на режиме гидромуфты, а также приводит к существенному снижению энергоемкости.

Существенное влияние на преобразующие свойства гидротрансформатора оказывают также углы наклона лопаток при входе в рабочие колеса, определяющие режимы безударного входа.

Как показано в работах [3], [4], в комплексном гидротрансформаторе режим безударного входа не совпадает с режимом максимального к.п.д.

Это объясняется тем, что минимальные потери на трение в комплексных гидротрансформаторах соответствуют i3 = = 0,954-0,97 (|'э — передаточное отношение, при котором турбинное колесо преобразует максимальный напор). Поэтому, выбирая режим безударного входа, например при ig — 0,5, по

лучим i3 > i * > i g .Практически режим безударного входа в комплексных

гидротрансформаторах выбирают при i s =0,354-0,7, причем в чистом виде безударный вход, как правило, отсутствует. Из мощностного баланса следует, что с уменьшением значения ig увеличивается коэффициент Ко, а величина т)* уменьшается.

На рис. 9 приведены экспериментальные данные, показывающие изменение коэффициента Ко в зависимости от т}* для гидротрансформаторов типа Л Г , которые получены в резуль

тате изменения режима безударного входа путем изменения углов наклона лопаток на входе при фиксированных углах

выхода.Обобщенные материалы, характеризующие преобразующие

свойства комплексных гидротрансформаторов (Ко), даны на рис. 4, причем зависимость ^ o = / (P i2) для комплексных гидротрансформаторов с двумя реакторами определяется полосой между кривыми 5 и б, с одним реактором между кривыми7 и 8.

Приведенные зависимости характеризуют диапазон изменения величины Ко в зависимости от угла выхода р [2 при рекомендованных значениях параметров: Рг*>= 1484-153°; р32=

= 264-33°; а=0,454-0,52; f2= 0,524-0,56 и получены в результате анализа гидротрансформаторов.



На рис. 4 нанесены также экспериментальные точки. Верх- чяя. K o= /(P i2) соответствует повышенным значениямКо и снижением т\* =0,844-87%. Эта кривая примерно соответствует ig =0,354-0,5. Нижняя кривая 6 соответствует пониженным значениям Ко и повышенным т)*=884-90%. Эта кривая примерно соответствует iff =0,54-0,6.

При iff> 0,604-0,7 практически отпадает необходимость в первом реакторе. Диапазон изменения коэффициента Ко для гидротрансформаторов с одним реактором показан полосой

между кривыми 7 н 8.Данные, приведенные на рис. 4, соответствуют гидротранс

форматорам с активным диаметром 300— 340 мм. При увеличении размеров от 340 до 440 максимальный к.п.д. повышается на 1—2% , коэффициент Ко — на 3—8% ; на рис. 9 показаны зависимости ('П*)» полученные экспериментальным путем для гидротрансформаторов типа Л Г с активными диаметрами 340 и 440 мм.

На основе приведенных рекомендаций и зависимостей, а также накопленного опыта профилирования лопаточных систем в НАМ И разработано семейство гидротрансформаторов Л Г с различными активными диаметрами. Гидротрансформаторы обладают различными нагружающими и преобразующими свойствами, которые хорошо согласуются с зависимостями, приведенными на рис. 4.

Выводы

1. Приведенные на фиг. 4 зависимости, характеризующие свойства комплексных гидротрансформаторов, могут быть использованы для выбора основных параметров при проектировании с целью получения образца с определенными свойствами.

Особенности колебанийД -р техн. наук

ДВ И Ж Е Н И Е многоосных автомобилей по дорогам с неровной поверхностью сопровождается колебаниями, ко

торые имеют свои особенности, связанные с числом осей. Р а с смотрим в первом приближении основные закономерности, з а менив автомобиль эквивалентной колебательной системой.

Э к в и в а л е н т н а я к о л е б а т е л ь н а я с и с т е м а . Повышение проходимости, а иногда и грузоподъемности автомобилей, все чаще осуществляется за счет перехода на трех- и четырехосные модели с неблокированной подвеской колес.

При проектировании таких автомобилей и их испытании на плавность хода необходимо учитывать особенности колебаний, отличающие многоосные автомобили от двухосных.

Многоосный автомобиль можно представить в виде колебательной системы (рис. 1 ,а). Если число опор (осей) равно /, то число степеней свободы исходной колебательной системы будет больше, чем у обычного автомобиля, и равно по крайней

мере /+2.Плавность хода автомобиля нарушают в основном колеба

ния в области низких (основных) собственных частот. При этих колебаниях перемещения кузова являются значительными. Ог

раничивая рассматриваемую задачу неблагоприятной областью частот и считая, что между низкими и высокими собственными

частотами есть достаточная разница, можно существенно упростить задачу, пренебрегая неподрессоренными массами.

Тогда колебательная система, эквивалентная многоосному автомобилю, будет иметь две степени свободы (рис. 1 ,6). В этом случае подрессоренная масса автомобиля М опирается на упругие элементы жесткости 2 с j, эквивалентные жест

кости упругих элементов подвески и шин, включенных после

довательно.

Исследование колебаний такой системы существенно облегчается благодаря теории подрессоривания гусеничных машин, созданной работами ряда исследователей (П. М. Волков,

Н. С. Пискунов, Д . А. Попов и др.).У современных автомобилей обычно колебания подрессо

ренной массы на передней и задней подвесках мало зависят друг от друга. Это дает значительное формальное преиму

2. Для комплексных гидротрансформаторов с характерными параметрами /2= 0,524-0,56 оптимальные значения углов выхода приведены на фиг. 8. Указанные зависимости могут быть использованы для обоснованного выбора углов выхода из р а бочих колес с целью получения высоких показателей на за

данном режиме работы.3. Заслуживает внимания изучение особенностей профили

рования комплексных гидротрансформаторов с уменьшенными

размерами внутреннего тора ( а = 0 ,354-0,38), так как эти гидротрансформаторы обладают большей энергоемкостью и их использование может способствовать уменьшению веса и р а з меров гидропередачи.


.1. Т р у с о в С. М. «Автомобильная и тракторная п ромышленность», 1956, № 8.

2. Л а п и д у с В. И. , П е т р о в В. А. Гидравлические трансмиссии автомобилей, Машгиз, 1957.

3. Т р у с о в С. М. Исследование автомобильных одноступенчатых гидротрансформаторов, Труды НАМ И, вып. 88. Машгиз, 1959.

4. Т р у с о в С. М. «Автомобильная промышленность».

1959, № 6.5. Т р у с о в С . М. «Автомобильная промышленность».

1960, № 11.6. К о р о т о н о ш к о Н. И., М а з а л о в Н. Д., Т р у

с о в С. М. «Автомобильная и тракторная промышленность» 1956, № 12.

7. Н а р в у т А. Н. , Х а р и т о н о в Н. П. «Автомобиль

ная промышленность», 1959, № 9.

8. W a l k e r F. Н . M u lt itu rb in e forque converters. SAIE P reprin ts № 359. С.

многоосных автомобилей. В. РОТЕНБЕРГ

щество: колебательная система, эквивалентная автомобилю, распадается на две простые, не зависящие друг от друга, колебательные системы1.

Рис. 1. Схемы колебательных систем:

а — многоосный автомобиль; б — эквивалентная расчетная схема

1 Р о т е н б е р г Р В Подвеска автомобиля и его колебания, Машгиз, 1960.


№ 2, 1963 г. Автомобильная промышленность 3\

Для многоосного автомобиля приходится отказываться от такого подхода и описывать колебания подрессоренной части двумя обобщенными координатами: вертикальным перемещением центра тяжести подрессоренной массы г0 и углом ее по

ворота в продольной плоскости а.Структура дифференциальных уравнений движения много

осного автомобиля остается такой же, как и у двухосного

автомобиля.Вертикальные и угловые колебания кузова связаны между

собой, так как в общем случае коэффициенты связи указанных колебаний не равны нулю. У многоосных автомобилей центр тяжести чаще всего располагается посредине, подвеска выполняется симметричной и вертикальные и угловые колебания становятся независимыми друг от друга. Для этого слу

чая

(1а)

(16)

го "Ь 2Лг.г 0.4" шг — Q z\

а + 2Л« “ + “ а а = Q* ■

Колебания кузова многоосного автомобиля, в частности пе

ремещения и ускорения, зависят от коэффициентов этих уравнений. Значение данных коэффициентов для многоосных авто

мобилей иное, чем для двухосных.Физический смысл и выражения для коэффициентов урав

нений (1) следующие:1) коэффициенты затухания вертикальных и угловых коле

баний

М J Л. =2*1*1

М р

2) собственные частоты вертикальных и угловых колебаний

2 Ъ с $

Afp2

3) возмущающие функции для вертикальных и угловых ко

лебаний, зависящие от микропрофиля дороги

Qz = (2 kl4i + 2 ci4i) \

Qa — (2 kill qi + I cJiqD.

В этих выражениях число членов под знаками сумм равно

числу осей автомобиля ( р — радиус инерции подрессоренной части относительно поперечной оси, проходящей через центр тяжести). Вертикальные перемещения, обусловленные

микропрофилем дороги, равны

<71 = Ч (Va, 0 ; = Ч (v a , t — ^ - ) . . . qt = q (v a , t— .

Значение остальных коэффициентов понятно из рис. 1. Чтобы установить особенности колебаний многоосных автомобилей, рассмотрим подробнее выражения для собственных частот колебаний, коэффициентов затухания и возмущающих

функций.С о б с т в е н н ы е ч а с т о т ы к о л е б а н и й и к о э ф

ф и ц и е н т ы з а т у х а н и я . Различная структура выражений для с0г и соа приводит к тому, что с увеличением числа

осей собственные частоты колебаний изменяются по-разному. Будем считать, что для двухосного автомобиля значения соб ственных частот колебаний ограничены верхним допустимым пределом. Если увеличить число опор, то для того, чтобы значение со* (и 2й) осталось неизменным, жесткости ct еле-

дует уменьшить. Это приведет к уменьшению 2Cj /v и, сле

довательно, к уменьшению шя .

Количественная проверка дала результаты, представленные в табл. 1, где для сравнения приведены также те значения, которые имели бы место при пяти осях. Собственная частота угловых колебаний уменьшается особенно сильно (на 21%) при переходе от двух осей к трем. При дальнейшем увеличении числа осей эта разница становится менее существенной. Уменьшение <ов является преимуществом многоосного авто

мобиля: улучшается плавность хода, уменьшается число возможных случаев резонанса. Однако уменьшение собственной

частоты колебаний сопровождается увеличением клевков и кренов кузова при торможении или разгоне. Если на кузов действует момент М, то вызываемый им угол крена

Мак р - •

2 2 c f i

Результаты подсчета по этой формуле (см. табл. 1) показывают, что с увеличением числа осей угол крена кузова нарастает быстрее, чем падает собственная частота угловых колебаний. При сопоставимых условиях углы крена кузова четырехосного автомобиля должны быть примерно вдвое больше, чем двухосного.


Результаты сравнения подвесок автомобилей с различным числом осей в % (a>z = const, hz — const)

Число осей автомобиля

Частотаколебаний

ш<х

Угол крена кузова

акр

Коэффициенты,,затухания

Ла | +а

Четыре . . .

П р и м е ч

797268

а н и е . Двухос

161194214

*ый автомобиль

625247

принимается за

797268

100%.

(2)

Склонность к продольным угловым колебаниям является особенностью многоосного автомобиля и может ограничить уменьшение жесткости упругих элементов подвески. Возм ож ны различные способы уменьшения этого недостатка, в частности, увеличение жесткости подвесок передних и задних колес

по сравнению с остальными, переход к балансирной (блокированной) подвеске колес, а у четырехосного автомобиля также уменьшение расстояния между двумя передними и двумя задними осями. Следует, однако, заметить, что возможности, которые дает конструктору каждый из этих способов, ограничены.

Перейдем к коэффициентам затухания h z и ha . Если с уве»

личением числа осей сохранять относительное затухание вер

тикальных колебаний постоянным, то сопротивление амортизатора у каждого колеса придется уменьшать и, как это видно из табл. 1, затухание ha угловых колебаний будет быстро падать.

Более объективную оценку затуханию колебаний кузова

дают относительные коэффициенты затухания (коэффициенты апериодичности)

+Z = -- ; Фа = (3)

(При принятом условии сравнения г]>г — const. При увеличении числа осей уменьшается так же, как и частота о)в

(табл. 1). Уменьшение коэффициента затухания if , при про

чих равных условиях также увеличивает склонность многоосного автомобиля к угловым колебаниям.

Основное влияние на величину 1|>а оказывает сопротивление

колебаниям передней и задней осей. Установка здесь аморти-

' / / / / / / / / / / / /

ъ 1Ъо>\

V/77777/7?.

а)ъ

б)

Рис. 2. Упрощенные колебательные системы, описывающие:

а — вертикальные колебания кузова ^дГ= — — часть подрессоренной

массы, приходящаяся на рассматриваемую пару колёс); б — колебания колес относительно кузова.



заторов и усиление их регулировки являются эффективным средством борьбы с угловыми колебаниями кузова.

Сопротивление амортизаторов должно быть достаточно большим и вместе с тем обеспечивать постоянный контакт колес с дорогой, т. е. не препятствовать колебаниям колеса

относительно кузова.Амортизатор оказывает различнее влияние на колебания

подрессоренной и неподрессоренной масс. Эта разница проявляется особенно сильно в том случае, если колесо проезжает достаточно длинную впадину, глубина которой превышает статическую осадку шины. Ш ина как упругий элемент выключается, а движение колеса вниз затормаживается вследствие сопротивления амортизатора. Для относительных коэф фициентов затухания колебаний подрессоренной массы г|з* и неподрессоренной в соответствии с рис. 2 будем иметь

Лг 2 ki=■ — ------------------------

Если расстояние между осями одинаково, то вертикальные колебания будут обусловливаться серией из четырех периодических воздействий. Для угловых колебаний воздействия об ратно пропорциональны расстоянию от оси до центра тяжести

автомобиля.При s > l i воздействия от отдельных неровностей наклады

ваются друг на друга и, начиная практически с 5 = 2/,, проезд единичной неровности длиной s и высотой <7о дает такой же эффект, как если бы автомобиль проезжал условную еди

ничную неровность длиной sn и высотой qzn . При этом

s„ = s + Л; q0 < q zn < jq 0-На рис. 3, б показан вид возмущающих воздействий Q z и

Q a при проезде достаточно длинной неровности. Когда дли

. К Фк = ---:

“ к

V 2 ctM

2 к

2 CimИз этих выражений следует, что

Если г|>« = 1 , то имеем предельно-апериодическое движение неподрессоренной массы, т. е. то граничное значение сопротивления, при котором колебания колеса относительно кузова

прекращаются. Столь большой коэффициент затухания приведет к потере контакта колеса с дорогой во многих случаях. Поэтому желательно иметь меньшее затухание. М ожно показать, что уже лри гр* =0,5 свободные колебания колеса практически за тухают после первого периода.Определим, пользуясь формулой (4) значения i|)j при существующих соотношениях между подрессоренной и «еподрессоренной массами. Рассматриваемые величины

в равной степени справедливы при

любом числе осей, поэтому при

ведем данные по грузовым

(от = 0,33 М ) и легковым автомобилям (таты подсчетов приведены в табл. 2.


Относительный коэффициент затухания колебаний кузова при различном относительном затухании

(после

дорогой)

1 SV у ^ L+S

V

Автомобиль

Затухание

Большое ( Фк = 0,5)

Предельно-апериодическое

Грузовой .........................Легковой .........................

0,290,16

0.580,32

Рис. 3. Возмущающие воздействия Qz и Q a , соответствующие

проезду единичной неровности:

а — короткой (случай s < lt)\ 6 — длинной (случай s > l i ) .

Из приведенных в табл. 2 данных можно заключить, что для грузовых автомобилей высокой проходимости при достаточно высоких скоростях движения верхний предел относи

тельного затухания вертикальных колебаний кузова желательно иметь порядка 0,25— 0,30. Это позволит определить коэффициент сопротивления амортизаторов а также относительное затухание угловых колебаний .

В о з м у щ а ю щ и е в о з д е й с т в и я . Возмущающие воздействия Qz и Qa , определяющие колебания автомобиля при

проезде неровностей, могут иметь различный вид.Если неровность единичная и короткая, так что s < I, то

ее проезд вызовет серию воздействий на кузов (рис. 3, а):

Qz — Q a + Qza + Q.?3 +

Qa = Q* 1 ^ Q*2 — Qa3 — Qa4 •

на неровности несколько превышает расстояние It между ося ми, функции Q z и Q a слагаются из составляющих (гармо

ник), зависящих от длин s и s + L. С увеличением длины неровности практическое значение имеет только гармоника, определяемая полной длиной условной неровности s+ L. С увеличением длины неровности (или отношения s :L ) высота ус

ловной неровности Qz растет быстрее, чем Q a .

Возмущающие воздействия, обусловленные движением автомобиля по периодическим неровностям, можно получить, суммируя Qzi и Q ai от единичных неровностей. На рис. 4, а

показаны результаты такого построения при правильном волнистом микропрофиле дороги. Сумма воздействия Qz или Q в

каждой из неровностей даст результирующие воздействия со слабо выраженной переменной составляющей.

Таким образом , правильная волнистая поверхность дороги еще не вызовет значительного раскачивания кузова многоос



ного автомобиля. Более опасным будет случай, представленный на рис. 4,6. Здесь расстояние между неровностями равно L, поэтому можно условно считать, что автомобиль движется по правильной волнистой поверхности с длиной волн $п = s + L.

Наибольшие колебания кузова возникают в случае резонанса, т. е. при совпадении времени проезда неровности с перио-

L = 1,5 м, т. е. соответствуют участку O at прямой 1. Этот резонанс не имеет практического значения, так как не встречается в эксплуатационных условиях. Резонанс от длинной (приведенной) неровности возможен в эксплуатационных условиях и соответствует участку а2аъ прямой 2. Между точками a t и а2 лежит область, при которой колебания кузова будут слагаться из составляющих (гармоник), соответствующих истинной и приведенной длинам неровностей. Колебания двухосного автомобиля будут протекать аналогично. Однако расстояние между осями равно L вместо 1\ = 0,33 L.

Поэтому точка попадает в область значений s, va, встре

чающихся в эксплуатационных условиях, а действие приведен

ной неровности не имеет практического значения, так как

точка а2 не соответствует возможным значениям s, va-

Действие длинных неровностей ( s > 2 k) на многоосный автомобиль будет зависеть от их длины: чем длиннее неровность, тем сильнее будут вызываемые ею вертикальные колебания при сопоставимых, в частности резонансных, условиях; угловые колебания, наоборот, будут уменьшаться при большой длине неровностей. Это объясняется тем, что с увеличением длины неровности неравенство l< s будет усиливаться и воздействия от проезда неровности отдельными ося ми, накладываясь друг на друга, будут приближаться к пределу W m Qi = 2j(k iq t+Ciqi) для вертикальных колебаний и

6)Рис. 4. Определение Q z и Qa для многоосного автомобиля,

движущегося по дороге:

а — с правильной волнистой поверхностью; б — при неровностях, удаленных друг от друга.

дом собственных колебаний. Например, для вертикальных колебаний, в зависимости от длины неровности и условий резонанса. может быть две резонансные скорости (при h = - const):

1) при коротких неровностях (s < U)

3 ,6 s 2 к 3 ,6---- = ■— или va = — - s км!ч\ (5)

^ a ^ ^

2) при длинных неровностях (s > 2li)

3 ,6 (s + Z.) 2 it 3 ,6----------- - — или va — -— (s + L) o>2 км/ч. (6)

v„ 2 л

й .

Из изложенного выше следует, что расположение неровностей, вызывающих резонансные колебания, должно быть р а з личным. Короткие неровности должны располагаться друг за другом, образуя правильную волнистую поверхность, а длинные удаляться друг от друга на расстояние L.

Представление о качественном протекании вертикальных колебаний дает рис. 5, где сплошными линиями показано колебание четырехосного автомобиля ( L = 4,5 м), а штриховыми — двухосного (/.=3 ,3 м).

В обоих случаях собственная частота вертикальных колебаний принята одинаковой (шг = 10 1/сек.). Область, выделенная штриховкой, соответствует сочетаниям скоростей движения и длин неровностей, возможным в эксплуатационных условиях. Эта область ограничена интервалом эксплуатацион

ных скоростей Umin — »m «ii принятом равным 15— 50 км/ч и той предельной длиной неровности, которая еще встречается на дорогах smax = 5 м.

Прямая 1 построена по уравнению (5), а прямые 2 и 3 — по уравнению (6). Резонансные колебания при короткой длине неровностей возникают при длине неровностей до /=0,33,

Рис. 5. Диаграмма, связывающая встречающиеся в эксплуатации сочетания s и va с резонансными режимами.

l im Q a = 0 — для угловых. На рис. 6 приведен график, даю

щий представление о наибольших значениях Q z в зависимости от длины неровностей. Если, например, s= 2 L , то при двух

осях высота приведенной неровности будет равна высоте истинной неровности

qzn = 2 q o ; при трех осях q * ~

»4<7o, при четырех qzn ~

«5,35<7о.При заданном числе осей

с увеличением скорости движения автомобиля длина неровности, вызывающей резонанс, увеличивается. С о ответственно растет и высота приведенной неровности

q * , определяющая возму

щающее воздействие Q z.П р о в е р к а « а Э В М

о с н о в н ы х п о л о ж е ний и п р а к т и ч е с к и е

р е к о м е н д а ц и и . При проверке данных с помощью электронно - вычислительной машины непрерывного действия (модели) МН-2 в последнюю вводились уравнения (1). В о время вычисления возмущающих функций было принято, что профиль неровности меняется по

закону q = q0( l — cosvf). Учитывая, что время рроезда неров-

3\г

1

0,5 1.0 15 2,0

Рис. 6. Зависимость

ной высоты

приведен-

неровности от

отношения s:L (без учета затухания) для автомобилей:

I — двухосного; 2 — трехосного: 3 — четырехосного.



ности3,6s

а время от начала отсчета до проезда не

ровности ( осью ti. например при четырех осях, равно

3,6s i — 1ti = --------- можем записать выражения для слагаемых,

va 3

входящих в формулы (2). Например, для возмущающего воз

действия Q i будем иметь

Q zi = 0 при t < tf,

Qzl = Яо { <*% I 1 cos 41 (* - Щ — hzl '‘ V — ^ }

при ti < t < (ti + );

<?г1 = 0 При t > ( 4 + * , ) ,

где

a

2Cj

M= — ; h 2t =

2ki

M '

0,015

0,010 -0,50

0,005 0,2Sj

-0.005 - ' J '

-0.010 --0,50

-0.015 --0,75

а

А А !' / \' I 1 ' 1 1 ' / \\ I \ i 1 1 1 / \1 / 1 t I 1I I 1 1 1 1II 1 1/ 1

1 i i —

/■4

U i ш

3.0

I в

t сек

0.010 - 0,50

0,005 ■ 0Л5(^

11

0

0\-0,005 - -0,15^

-0,010 ■ -0,50

0,005 г щ г \ / \ :/ v \ ; 11 У \ 1/ А * '•

' A ' /\ //V \/у/ \ 1 ч \1 1 \ 1 ч \J у \] у

\ / \* I \ ‘ / \ \ /1 I 1 /\1\1

1 А \' '

У \ / V 'Л ---- и-—*— А» ---0

W /\ ь \ / \ /\

•\ M b \1 '\ г Л \ 1 \ /1 ' \

ш 1 \1 \

\ К ь,о; укЩшТсек

\ /

0,005V / 1 ' \ I

\ J \ J

\ '' \ / » ' \ ' 1 \ / 1 / \ > . \ / 1 /\ / и ’■ /

1 1 / \ / 1 / (

V / 1 б)аою ^- -0,50

Рис. 7. Угловые перемещения и ускорения, вызванные проездом неровностей (/— IV ) автомобилями:

а — двухосным; б — трехосным; в — четырехосным. Во всех случаях

Аналогично запишутся выражения и

z lна ша1 =- и ht i на Ла/

Для Q а1

Л4р2

с заменой

и с уче

том того, что знаки у Q ai , соответствующих осям, располо

женным по разные стороны от центра тяжести, разные. Сум

мы Qz 2Qz < и Q a = 2 Q ai описывали результирующие

воздействия, обусловленные проездом неровности всеми ося ми. В дальнейшем рассматривались колебания, вызванные при проезде одной или четырех неровностей.

Пример графиков, соответствующих резонансному режиму, представлен на рис. 7. Увеличение числа осей позволяло уменьшить жесткость упругого элемента подвески каждого колеса, что обеспечивало уменьшение угловых перемещений и ускорений трехосного автомобиля (рис. 7, б) по сравнению с двухосным (рис. 7, а) и четырехосного (рис. 7, в) по сравне

нию с трехосным.

Обработка кривых z ( t ) , z (t), a ( t ) , a (t), обусловленных

проездом четырех неровностей в резонансном режиме, включала определение отношений наибольших размахов на четвертой и первой неровностях, характеризовавших раскачивание кузова; на четвертой и третьей неровностях, дававшее представление о степени приближения неустановившихся колебаний к установившимся; первого и третьего размахов после съезда с неровностей, характеризовавшее затухание сво

бодных колебаний.Рассмотренные примеры показали, что в случае coz >

при вертикальных колебаниях проезд четырех неровностей вызывает более быстрое нарастание ускорений, чем перемеще

ний, а при угловых колебаниях перемещения возрастают сильнее, чем ускорения. Оказа

лось также, что при средней регулировке амортизаторов (г]5^>0,15) колебания устанавливаются весьма быстро: уже лосле третьей неровности колебания становятся практически установившимися.

Обработка кривых неустановившихся и свободных колебаний, соответствующих различному затуханию, позволяет дать ряд рекомендаций по выбору затухания. При экспериментальной проверке эти рекомендации могут рассматриваться как исходные.

1. В качестве измерителей величины затухания могут приниматься относительные коэффициенты затухания по формуле (4). Они просто определяются, учитывают регулировку, число и расположение амортизаторов и их влияние как на угловые, так и на вертикальные колебания.

2. Для грузовых автомобилей, рассчитанных для движения по дорогам с изношенной поверхностью и грунтовым дорогам, эффективное затухание будет обеспечено при 1|з=0,25н-0,35.

В этом случае на резонансных режимах раз- махи угловых и вертикальных колебаний, начиная с третьей .неровности, будут превосходить размахи на первой неровности примерно в 1,4— 1,8 раза, а размахи свободных колебаний будут уменьшаться в 5— 10 раз за период при достаточно хорошем контакте колес с дорогой.

3. Необходимая величина относительного затухания угловых колебаний определяется прежде всего сопротивлением амортизаторов на первой и четвертой осях. Было бы, однако, нецелесообразно ограничиваться установкой амортизаторов, даже с весьма сильной регулировкой, только на крайних осях, так как это может ослабить затухание вертикальных колебаний и ухудшить контакт колес с дорогой.

Полученные данные позволяют также дать ряд рекомендаций, которые полезно учесть при разработке методики испытаний многоосных автомобилей на плавность хода.

В резонансных условиях воздействие неровности на автомобиль будет тем сильнее, чем больше ее длина и соответственно выше скорости автомобиля. При ограниченном объеме испытаний наибольшая интенсивность колебаний может быть получена при длине неровности, соответствующей границе области возмож

ных в эксплуатации сочетаний s и va (точка а3 на рис. 5).При нескольких неровностях наибольшие колебания возни

кают в случае удаления неровностей на величину L друг от друга (рис. 4 ,6 ).

В о время проверки подвески в наиболее трудных условиях

Сбободноеколебание

с)

четырех



нельзя указать единый профиль дорожных неровностей для всех автомобилей, так как наиболее неблагоприятные размеры и размещение неровностей зависят от собственных частот и базы автомобиля, а также интервала эксплуатационных ско

ростей.Чтобы оценить интенсивность установившихся (вынужден

ных) колебаний, достаточно иметь на участке три — пять пар неровностей.

Когда проверяется эффективность амортизаторов по уменьшению раскачивания кузова при резонансном режиме, а также быстрота затухания свободных колебаний, достаточно измерить угловые перемещения и вертикальные ускорения при колебаниях.

Таким образом, колебания многоосных автомобилей и связанный с ними расчет подвесок имеют свои особенности по

сравнению с двухосными автомобилями.К числу таких особенностей следует отнести повышенную

склонность к угловым колебаниям кузова и, в частности, к клевкам при торможении. Во время проезда единичной неровности ее воздействие на автомобиль с тремя-четырьмя осями зависит от длины неровности: при короткой неровности (s < U), имеем серию из трех-четырех воздействий с наибольшей величиной, пропорциональной истинной высоте неровности 2<7о1 при длинной неровности (s> U ) имеем как бы одно воздействие, равноценное проезду условной неровности

длиной s+ L и высотой я " > 2<?о, но меньшей трех-, четырех

кратного значения инстинной высоты неровности. П о мере

увеличения длины неровности (s> 2 /,) возмущающее воздействие Qz, вызывающее вертикальные колебания, увеличивается, а возмущающее воздействие Q a для угловых колебаний

уменьшается.При периодических длинных неровностях многоосный авто

мобиль должен испытывать меньшие колебания, чем двухосный. Более сильное воздействие на многоосный автомобиль будут оказывать неровности, следующие не друг за другом (рис. 4, а), а на некотором удалении (рис. 4 ,6 ), близком ба

зе автомобиля L.Наиболее сильные колебания наступят, когда время проезда

неровности будет совпадать с периодом вертикальных или угловых колебаний, т. е. при резонансах. Чем выше скорость автомобиля, тем больше длина неровности, отвечающей указанному условию. Поэтому важной особеностью многоосного автомобиля является то, что при условии резонанса воздействие неровности на автомобиль зависит от ее длины s и скорости автомобиля va. Чем больше s и va, тем больше воз

мущающее воздействие Qz.

Существенно, что при резонансных режимах неустановив-

шиеся колебания переходят в установившиеся уже после проезда первых трех-четырех неровностей.

Часть изложенных особенностей и рекомендаций, полученных теоретическим путем, была проверена с помощью электромоделирующего устройства. Эта работа должна быть продолжена как с помощью ЭВМ , так и путем эксплуатационных

испытаний.

Хонингование отверстий закаленных шестерен алмазными брусками

И. В. ОРЛОВМ осковский автозавод имени Лихачева

D РЕЗУЛЬТА Т Е улучшения технических и эксплуатацион- ных показателей новых автомобилей повышаются требо

вания к точности изготовления деталей и узлов, чистоте обработки, бесшумности работы зубчатых передач, сроку службы деталей и механизмов. В связи с этим особенно высокие требования предъявляются к отделочным операциям механической обработки. Эти операции, наряду с обеспечением высокой точности и чистоты обработки, должны обеспечивать высокую устойчивость процесса по этим показателям, что при обработке стальных закаленных деталей вызывает большие трудности и особенно при обработке отверстий с высокой твердостью об рабатываемой поверхности.

На Московском автозаводе имени Лихачева в ходе подготовки и освоения производства коробки передач нового автомобиля ЗИ Л -130 была проведена большая исследовательская работа по разработке и внедрению в производство процесса алмазного хонингования отверстий стальных закаленных шестерен.

Применяемый ранее процесс шлифования гладких отверстий шестерен высотой твердости не обеспечивал требований по точности изготовления и чистоте. Кроме того, в процессе шлифования в зоне резания возникают высокие температуры, кото

рые вызывают микроотжиг шлифуемой поверхности, что по условиям работы шестерен совершенно недопустимо, так как в новой коробке передач шестерни с гладкими отверстиями монтируются на закаленные стальные валы с минимальными зазорами и работают, как подшипники скольжения при трении стали по стали. Поэтому наличие мягкого микрослоя на поверхности отверстия приводило к задирам и заклиниванию

шестерни на валу.

На автозаводе были исследованы возможности применения хонингования гладких отверстий шестерен с твердостью после термической обработки H R C 60— 65 и с большим съемом металла — 0,15— 0,20 мм. Д о сих пор процесс хонингования закаленной стали применялся в качестве отделочной операции для получения чистоты поверхности 8— 10-го классов. При этом съем металла был ничтожно мал и не превышал 0,02— 0,03 мм на диаметр хонингуемого отверстия.

Применяемые при хонинговании абразивные бруски, сняв шероховатость предшествующей обработки, быстро притуплялись, и процесс резания прекращался.

Поэтому хонингование абразивными брусками стали с твердостью поверхности H RC 60— 65 и съемом металла 0,1— 0,2 мм в условиях массового производства осуществить очень трудно. Уменьшить припуск под хонингование из-за значительной деформации отверстия после термической обработки невозможно. Кроме того, деформации отверстия неоднородны по величине и направлению, что вызывает неравномерный износ абразивных брусков, которые не обеспечивают восстановления геометрической формы отверстия в пределах заданной величины.

Для хонингования закаленных стальных деталей должны применяться бруски мягкие, но они быстро осыпаются, их стойкость составляет 15— 30 деталей.

П о указанным причинам хонингование абразивными брусками стальных закаленных шестерен новой коробки передач оказалось невозможным.

В связи с этим возникла необходимость по изысканию новых инструментов и технологических процессов, обеспечивающих надежность в работе, необходимую производительность и выполнение технологических условий и требований чертежа



детали. Были проведены большие экспериментальные и исследовательские работы по созданию алмазных брусков и р азр а ботке процессов алмазного хонингования.

В задачу исследования входило определение оптимальных припусков с учетом возможных деформаций отверстия при термической обработке и установление возможностей исправления геометрической формы отверстия методом алмазного хонингования.

Необходимо было установить влияние твердости обрабатываемой поверхности на производительность хонингования, характеристику и размеры бруска, стойкость бруска и чистоты поверхности, а также отработать конструкцию брусков, методы их изготовления и доводки, конструкции хонинговальных головок, приспособлений для установки и зажима обрабатываемого изделия, исследовать стабильность процесса алмазного хонингования и средства активного контроля для автоматизации процесса обработки.

Объектом исследования и внедрения процесса алмазного хонингования были приняты шестерни второй, третьей и четвертой передач коробки передач. П о условиям работы шестерни § имеют гладкое отверстие с допуском на изготовление § +0,018 мм, чистотой поверхности отверстия 8-го класса и твер- § достью H RC 60— 65. Шестерни изготовляются из стали 25ХГМ § и подвергаются нитроцементации с последующей закалкой в масле. Глубина нитроцементованного слоя 0,5— 0,7 мм. ^

Нитроцементация производится в специальных безмуфель- ^ ных комплексно-механизированных агрегатах при температуре й 840° с закалкой в масле. М асло подогревается до 170°. Темпе- ^ ратура нитроцементации, состав газа и температура охлажда- § ющего масла регулируются автоматически. ^

Относительно невысокая температура процесса нитроцементации и подогрев масла значительно снижают величины дефор-

Рис. 1. Шестерня второй передачи.

маций отверстий при закалке, однако величина деформации и ее характер в значительной мере зависят от конфигурации ше

стерен и их размеров.Деформации отверстия шестерни второй передачи (рис. 1)

носят, как правило, характер усадки отверстия с незначительным образованием конусности, при этом величина рассеивания размеров отверстий после термообработки довольно зна

чительная — 0,15— 0,17 мм.Для определения оптимального припуска и установления

диаметра отверстия D сырой шестерни были проведены наблюдения за характером деформации на больших партиях ше

стерен и на основе измерений сырых и закаленных шестерен

построены графики рассеивания размеров отверстий шестерен (рис. 2) до термообработки (а) и после термообработки (б).

И з графика видно, что основная масса отверстий в шестернях второй передачи (38%) после нитроцементацни получает усадку с уменьшением диаметра на 0,04 мм. Некоторая часть отверстий (30%) получает меньшую усадку — 0,01— 0,02 мм, и

часть отверстий имеют усадку до 0,15— 0,18 мм.Таким образом , для шестерни второй передачи оптимальной

припуск под алмазное хонингование с учетом возможных деформаций при закалке может быть получен, если поле допуска на изготовление отверстий сырых шестерен примыкает с небольшим разрывом 0,03 мм к полю допуска на окончательный

%55

ц ! \II__

Т "II

Vо во, 8060.8? s m 60М 60М 60,90 60,92\60,9<f 60,96 '60.S8 61,0 61,02 S мм

I — н //-----—------Jтшт.

ТШ с

Допуск сырых шестерен

Окончательный размер

Ш

Рис. 2. Рассеивание размеров отверстий шестерен второй передачи (сырых и обработанных термически нитроцементацией):

а — до термообработки; б — после термообработки; / — поле рассеивания размеров до термообработки; I I — поле рассеивания размеров

после термообработки.

размер отверстий закаленных шестерен, т. е. к полю допуска на хонингование.

Деформация отверстий шестерни третьей передачи (рис. 3) носит несколько другой характер. Построенный на основе измерений график рассеивания размеров показал, что основная

Рис. 3- Шестерня третьей передачи вторичного вэла коробки

передач.


№ 2, 1963 г. Автомобильная промышленность 3?

часть отверстий (61%) подвергается незначительным деформациям в пределах 0,02— 0,04 мм, при этом поле рассеивания накладывается на поле допуска на изготовление сырых шестерен почти симметрично.

Учитывая характер и особенности деформации отверстия при нитроцементации, номинальный размер и поле допуска на

изготовление отверстия сырой шестерни третьей передачи были смещены в сторону уменьшения на 0,06 мм от номинального размера отверстия закаленной шестерни. Следовательно, минимальный припуск на хонингование для значительной части шестерен определяется в пределах 0,06— 0,09 мм, а наибольший припуск равняется 0,20 мм.

хонингование равен 0,10— 0,12 мм на диаметр, но в отдельных случаях он доходит до 0,23 мм.

Значительные величины искажений геометрической формы отверстия и разнородность этих искажений вызывали опасения, что алмазный брусок не обеспечит исправления формы отверстий. Однако проведенные лабораторные испытания показали, что алмазные бруски обладают высокой исправляющей способностью.

Лабораторные испытания проводились на хонинговальном станке модели СС-139 Стерлитамакского завода имени Ленина на шестерне третьей передачи. Шестерни термически обрабатывались цементацией с последующей закалкой. Хонингуемая шестерня базировалась в приспособлении по отверстию и торцу. Установка по отверстию производилась на цанговой оправке, которая точно центрировала шестерню независимо от величины деформаций. Головка для хонингования имела шарнирное крепление на шпинделе станка.

Хонингование проводилось р. две операции. Первая опера-

«а

III

Рис. 4. Шестерня четвертой передачи вторичного вала короб

ки передач.

Рис. 5. Рассеивание размеров отверстий шестерен четвертой передачи, сырых и обработанных термически нитроцементацией:

а — до термообработки; б — после термообработки; / — поле рассеивания до термообработки; I I — поле рассеивания после термообработки.

Наиболее неопределенными по величине и направлению были деформации отверстия у шестерни четвертой передачи (рис. 4). Коническая часть шестерни с внутренним зубом, наиболее тонкая в сечении, охлаждалась быстрее, чем основная масса шестерни, и это вызывало конусность в отверстии. Величина конусности колебалась от 0,1 до 0,20 мм и более на диаметр. Чтобы уменьшить величину конусности, при загрузке на

поддон на торец шестерни со стороны конической части надевалось специальное кольцо. Это позволило значительно уменьшить деформацию отверстия. Однако величина поля рассеивания осталась довольно большой •— 0,18 мм, при этом деформации носили совершенно неопределенный характер. Значительная часть шестерен имела усадку отверстия, некоторая часть шестерен после закалки почти не подвергалась деформации, и довольно большая часть отверстий деформировалась в сторо

ну увеличения размера.Построенный по результатам измерений график (рис. 5) по

казал, что оптимальный припуск под хонингование будет получен в том случае, если поле допуска на изготовление отверстия сырой шестерни сместить на 0,12 мм от номинального р а з мера отверстия закаленной шестерни в сторону уменьшения.

Из приведенных примеров видно, что размеры и конфигурация шестерни оказывают весьма значительное влияние на величину и характер деформации отверстия во время термической обработки. Поэтому при установлении величины припуска на хонингование следует учитывать конфигурацию шестерни и ее конструктивные особенности.

Величина и характер деформации в значительной мере з а висят также от постоянства химического состава стали и качества структуры заготовки.

Таким образом, в итоге проведенных наблюдений и измерений больших партий шестерен были установлены фактические величины деформаций отверстия, характер деформаций и величины искажения геометрической формы отверстия после термической обработки.

На основе этих исследований были установлены оптимальные припуски под хонингование с учетом возможности исправления геометрической формы отверстия. Средний припуск под

зернистостью 60 с концентрацией алмазов 50%. Назначение этой операции — снять основной припуск и устранить искажение геометрической формы отверстия. Крупное зерно алмазных брусков обеспечивает большой съем металла и эффективное исправление погрешностей геометрической формы отверстия, однако чистота обрабатываемой поверхности остается низкой.

Вторая операция — окончательное хонингование алмазными брусками зернистостью 150. Назначение этой операции — обеспечить высокую точность геометрической формы отверстия и заданную чистоту поверхности.

Предварительное хонингование проводилось на следующих режимах:

Число оборотов хонинговальной головки в минуту...................... 350Число двойных ходов головки в м и н у т у ......................................... 140Длина хода головки в м м ....................................................................... 28Удельное давление алмазных брусков в к г 'с м ? .............................. 14Число б ру ск о в ............................................................................................ 4Размеры алмазных брусков в мм:

ш и ри на............................................................................................ 12длина................................................................................................ 40толщина алмазного слоя б р у с к а ............................................ 1

Время хонингования в с е к ...................................................................... 30Охлаждающая ж идкость ..........................................................................Керосин

Средний износ брусков по высоте 0,16 мм на 100 деталей. Чистота поверхности хонингуемого отверстия до хонингования2,5— 5 мк, после предварительного хонингования 1,0— 1,5 мк. Снимаемый припуск на диаметр при хонинговании — минимальный 0,06 мм, максимальный 0,20 мм.

Результаты исследования предварительного хонингпрапия одной серии, состоящей из 100 деталей, показаны на рис. 6.

Несмотря на значительное колебание припуска под хонингование за 30 сек работы бруска снимается средний припуск на диаметр 0,12— 0,15 мм, при этом точность геометрической ф ормы отверстия резко повышается с 0,15 до 0,014 мм (рис. 6, а, б).

После термической обработки 8% шестерен имели искажения геометрической формы отверстия в пределах 0,02— 0.03 мм.



64% шестерен имели искажения геометрической формы отверстия от 0,04 до 0,08 мм и 28% — от 0,09 до 0,17 мм. Характер искажений также был весьма разнообразен: конус, направленный в разные стороны, корсетность, бочкообразность и эл- липсность.

После предварительного хонингования подавляющая часть шестерен (94%) имела искажение геометрической формы отверстия в пределах от 0,002 до 0,009 мм (рис. 6, б ). Таким об разом, в процессе алмазного хонингования достигается полное

Искажение геометрической формы

а) 6)

Рис. 6. Величины снимаемого припуска и исправления геометрической формы отверстий:

а — после термообработки; б — после хонингования алмазнымибрусками.

исправление геометрической формы отверстия, причем с весьма высокой точностью и постоянством.

Это свидетельствует о высоких исправляющих способностях алмазного бруска, что выгодно отличает его от абразивного. Несмотря на значительную величину снимаемого припуска и весьма высокую твердость поверхности хонингуемого отверстия (HRC 60— 65), стойкость алмазных брусков для предварительного хонингования довольно высокая — 600 деталей при толщине алмазного слоя 1 мм и длине брусков 40 мм.

Однако чистота обрабатываемой поверхности после предварительного хонингования 1,0— 1,5 мк была недостаточной.

Для достижения чистоты обрабатываемой поверхности по 8-му классу н обеспечения точности геометрической формы отверстия в пределах 10 мк были проведены исследовательские работы по окончательному хонингованию отверстий алмазными брусками.

Проведенные исследования показали, что окончательное хонингование по сравнению с предварительным должно вестись на несколько других режимах, с меньшим удельным давлением брусков и уменьшением числа двойных ходов, а также с другой характеристикой алмазных брусков.

Наилучшую чистоту обрабатываемой поверхности и производительность показали бруски зернистостью 150 с концентрацией алмазов 50%. Размеры брусков 12 X 40 X 1X 3 мм, число

брусков п = 4 при толщине алмазного слоя 1 мм.Величина микронеровностей обрабатываемой поверхности

при хонинговании этими брусками уменьшается с 1,0— 1,5 до 0,3— 0,7 мк. Окружная скорость при окончательном хонинговании не оказывала существенного влияния на чистоту обра батываемой поверхности и поэтому была принята такой же, как и на предварительном хонинговании —■ 57 м/мин. Однако скорость возвратно-поступательного движения при окончательном хонинговании уменьшается по сравнению с предварительным хонингованием. Также уменьшается усилие резания. И з нос брусков составлял 0,025 мм на 50 деталей, что при толщине алмазного слоя 1 мм и длине брусков 40 мм обеспечивает стойкость 2000 деталей.

В результате исследования для окончательного хонингования были приняты следующие режимы резания:

Число оборотов головки в м и н у т у ..............................350Число двойных ходов в м инуту.....................................120Удельное давление брусков в кг см* .......................... 9Длина хода в м м ................................................................. 28Время хонингования в с е к ................................................ 30Припуск на диаметр в мм:

средний...................................................................... 0,025максимальный....................................................... 0,04

Принятые режимы резания обеспечивают высокую стойкость брусков, оптимальную производительность хонингования и хорошее качество обработки. Окончательное хонингование не только позволило значительно улучшить чистоту поверхности, но и значительно повысило точность геометрической формы отверстия.

На рис. 7 показаны результаты исправления геометрической формы отверстия после окончательного хонингования алмазными брусками. Из рисунка видно, что точность геометрической формы отверстия резко возросла: если после предварительного хонингования отклонения от геометрической формы достигали 0,015 мм, то после окончательного хонингования у 96% шестерен эти отклонения не превышали 0,004 мм.

Таким образом , окончательное хонингование также показало способность алмазных брусков исправлять геометрическую форму отверстий, при этом высокая стойкость брусков делает этот процесс обработки весьма стабильным как по точности, так и по чистоте обрабатываемой поверхности.

В целях экономии алмазов были испытаны варианты обработки отверстий закаленных шестерен: предварительное хонин-

5а

<s>

1

1I1

IИскажение геометрической формы

Рис. 7. Исправление геометрической формы отверстий: пвстг первого прохода (а) и после второго прохода (б).

I «)

Искажение геометрической формы 5)

Рис. 8. Исправление геометрической формы отверстий:

I — после хонингования алмазными брусками; 2 — после хонингования абразивными брусками.

гование алмазными брусками и окончательное хонингование

абразивными брусками.Предварительное хонингование алмазными брусками произ

водилось на тех же режимах и брусками с указанной характеристикой. Для окончательного хонингования были примене

ны различные виды абразивных брусков.


ЛЬ 2, 1963 г. Автомобильная промышленность 39

Проведенные испытания показали, что абразивные бруски ЭБ120СТ2К на окончательном хонинговании снимают за 15 сек припуск на диаметр 0,01— 0,03 мм, при этом точность геометрической формы отверстия не повышается и остается такой же, какой была получена при предварительном алмазном хонинговании, т. е. до 0,02 мм (рис. 8, а ) . Отсутствие исправляющих способностей у абразивных брусков объясняется неравномерной твердостью их. Чистота поверхности после абразивного хонингования улучшалась. Высота микронеровностей была 0,2— 0,3 мк.

Испытание абразивных брусков КЗМ 28М ЗК показало, что эти бруски за 15 сек снимают припуск на диаметр величиной0,001— 0,006 мм, после чего резание прекращается, так как бруски заполировываются и больше не режут.

Эти бруски давали шероховатость поверхности с высотой микронеровностей 0,1— 0,2 мк. При хонинговании этими абразивными брусками также не наблюдалось исправления геометрической формы отверстия. Вследствие малого съема при хонинговании и интенсивного износа абразивных брусков точность геометрической формы отверстия не повышалась (рис. 8, б).

Проведенные исследования показали, что абразивные бруски, работая на окончательной операции хонингования отверстия, не обеспечивают точности геометрической формы отверстия в пределах 10 мк. Вследствие этого от применения абразивных брусков для окончательного хонингования пришлось отказаться.

З а основной вариант было принято алмазное хонингование отверстий закаленных шестерен коробки передач в две операции: первая операция — предварительное хонингование алмазными брусками зернистостью 60 и вторая операция — хонингование алмазными брусками зернистостью 150.

В результате проведенных исследований и лабораторных испытаний в цехе коробки передач автозавода имени Лихачева было внедрено в производство алмазное хонингование закаленных шестерен второй, третьей и четвертой передач.

Для обеспечения потребностей производства алмазными брусками завод совместно с НИИАлмаз и Комбинатом твердых сплавов провел большую работу по подбору связующих материалов и отработке методов изготовления алмазных брусков.

Тип

бруск

а

Размеры обрабатываемого отвер

стия

Размеры алмазных брусков в мм.

Кол

ичест

во

брус

ков

п в

ком

пл

екте

Требуем

ая

точ

нос

ть

геом

етриче

ской

фор

мы

в

мм

Ди

ам

етр

d

Длина L

Длина

1

Шири

на

b

Рад

иус

г

Вы

сота

бру

ска

h

1

Вы

сота

ал

мазн

ого

слоя

8

1 61+0.018 32,9—0-05 40 12 30,5 3,0 1,0 4 До 0,009

2 55+0,018 26,9“ 0>045 40 12 27,5 3,0 1,0 4 До 0,009

3 52+0,018 29,9—° .° 45 40 12 26 3,0 1,0 4 До 0,009

В таблице приведены размеры разработанных конструкций алмазных брусков, размеры отверстий шестерен с требованиями по точности геометрической формы, применительно к которым разработаны бруски.

Внедрение алмазного хонингования обеспечило высокую точность изготовления и позволило решить вопрос производства шестерен хорошего качества для современных автомобилей.

Спекание металлокерамических изделий т. в. ч.Н. В. НИКИТИНА, I

НИИТАвтопром,

|Л ИИТАВТОПРОМ ом и Н И И т.в.ч. в 1961— 1962 гг. были

* * проведены опыты по спеканию металлокерамических об разцов на железной основе т.в.ч. В качестве образцов были приняты поршневые металлокерамические кольца двигателей 965 (автомобиля «Запорожец») и ЗИЛ-120.

Исходным материалом для колец являлся железный порошок марки ПЖ 1М2 (ГОСТ 9849-61) производства Сулинского металлургического завода с добавками меди (1,5%) и графита (1,2; 2,1; 3,5% по весу).

Железный порошок подвергался дополнительному восстановлению в атмосфере водорода при температуре 750° в течение 2 ч. Часть колец была изготовлена из порошка без дополнительного восстановления.

Из смеси указанного состава прессовались кольца. Удельное давление прессования для колец на основе железного восстановленного порошка составляет 5,5 т/см2, для колец на основе невосстановленного порошка — 8,4 т/см2. При этом достигалась плотность прессовок 6,2— 6,3 г/см3.

Эффективность нагрева т.в.ч. зависит от правильного выбора частоты тока. Критерием правильности выбора частоты является отношение глубины проникновения тока Д к радиальной толщине кольца 6.

ДОтношение — не должно быть больше единицы. Опта-

Омальным значением этого отношения является 0,8— 0,9.

Материал поршневого кольца ферромагнитен. Глубина проникновения в ферромагнитный материал

Д = 3 6 0 0 1 / — ?— см,

V V-ef

где р — удельное сопротивление в ом-см;I — частота тока в гц;

lie — относительная магнитная проницаемость на поверхности образца.

В НИИт.в.ч. были определены параметры, необходимые для расчета. Удельное сопротивление р неспеченного материала.

I. В. ВО ЛО ГДИН

НИИ т. в. ч.

измеренное методом моста при /=20®, оказалось равным0,025 ом-см. Была снята зависимость магнитной индукции от напряженности Н намагничивающего поля на постоянном токе B = f (H ) , которая позволила построить зависимость магнитной проницаемости pi от напряженности намагничивающего поля при значениях последнего до 120 э (рис. 1).

Л

Рис. 1. Изменение магнитной проницаемости ц с изменением намагничивающего поля Н.

Сравнение полученной кривой с зависимостью fi(H ) для различных сталей показывает, что она близка при Н > 40 э к кривой, характеризующей сталь, содержащ ую 0,6— 0,8% углерода, и при больших значениях Н вместе с ней приближается

к кривой технического железа.П о полученным данным была рассчитана глубина проникно

вения тока на разных частотах: 2500 гц, 8000 гц, 70 000 гц и 5 мгц при изменениях поля на поверхности детали от 70 до 300 э (табл. 1). Значения ц при //> 1 2 0 э брались по кривой, характеризующей сталь, содержащ ую 0,8% С.

Размер 6 поршневого кольца двигателя 965Г равен 0,3 см, следовательно, глубина проникновения должна быть меньше




Напряженность поля

в э

Относительная магнитная прони

цаемость

Глубина проникновения тока при частоте в гц

в см

2500 8000 7-10> 5- 10е

300 65 1,42 0,79 0,285 0,0315250 74 1,33 0,74 0,27 0,0295200 86 1,23 0,685 0,25 0,0275150 91 1,2 0,665 0,24 0,0267120 95 1,17 0,66 0,23 0,025110 97 1,16 0,65 0,23 0,026100 104 1,12 0,63 0,22 0,02590 113 1,07 0,60 0,21 0,02480 124 1,03 0,58 0,20 0,02370 137 0,98 0,55 0,19 0,022

0,3 см. Для кольца двигателя ЗИЛ-120 глубина проникновения должна быть меньше 0,45 см, так как радиальная толщи

на кольца 0,45 см.Из табл. 1 видно, что указанное соотношение выполняется

только для частот радиодиапазона 70 кггц и 5 мггц. Предпочтение следует отдать частоте 70 кггц, которая позволяет получить максимальную скорость нагрева и на которую выпуска

ются промышленные установки.Эксперименты проводились в НИИт.в.ч. на генераторе мощ

ностью 30 кет, работающем на частоте 5 мггц, и на генерато- ре мощностью 60 кет, работающем на частоте 70 кггц.

Нагрев (спекание) проводился в одновитковом индукторе диаметром 76 мм для колец двигателя 965Г (диаметр кольца 66 м.м) и 122 мм для колец двигателя ЗИЛ-120 (диаметр кольца 101,6 мм). Отношение диаметра индуктора к диаметру коль

ца должно быть около 1,1— 1,2.Индуктор изготовлялся из медной полой трубки с квадрат

ным сечением 10X10 мм2 и толщиной стенки грубки 1 мм. П о ле на поверхности кольца было порядка 250 э.

Расход электроэнергии от сети примерно 2 квт-ч на 1 кг спекаемого материала, или 60 квт-ч «а 100 колец, в то время как на существующей проходной лечи ЦЭП-356 на 1000 колец необходим расход энергии около 190 квт-ч, т. е. в 3 раза больше. Температура спекания 1150— 1200°.

Основная серия опытов была проведена при нагреве в течение 5, 10 и 20 сек.

Лучшие результаты были получены при времени нагрева 10 сек для

колец двигателя 965Г и 20 сек для колец двигателя ЗИ Л - 120.Вследствие малого времени нагрева (спекания), затрудняю

щего ручную регулировку режима, нагрев производился при постоянной мощности.

Характер зависимости температуры образца от времени при таком режиме показан на рис. 2 (кривая /).

Более целесообразен второй режим, требующий регулирования мощности (кривая 2). В данном случае осуществляется

быстрый подъем температуры образца до предельной (1150— 1200°) и выдержка при этой же температуре. Такой режим позволит уменьшить время спекания.

В качестве охлаждающих сред были опробованы воздух, вода и трансформаторное масло.

Исследовалась микроструктура спеченных колец и определялись их механические свойства. Механические свойства колец двигателя ЗИЛ-120, спеченных при нагреве т.в.ч., приведены в табл. 2, а механические свойства колец этого же двигателя, спеченных различными способами, — в табл. 3.

Как видно из таблиц, кольца, спеченные т.в.ч., обладают лучшими механическими свойствами, чем кольца, спечённые обычным методом.

На рис. 3 приведена микроструктура колец состава: 1,2%С-т-1,5% Cu + Fe (восстановленного), охлажденных на воздухе.

Рис. 2. Изменение температурынагрева кольца t со временем т:

I — действительная кривая; 2 — ж елательная теоретически.


Режимспекания

*5?СП

оasCJ

я я

Механические свойства колец

ев

Тем

пература

в °С

Вре

мя

в с.к

евЯ-Q=:о«egНОи3СО Р

адиал

ьная

то

шина

в м

м

us я 2 О ев Н СП и«В 8 X= S

Ю с Уп

ругост

ь

в кг

Мод

уль

уп

ру

гост

и

в кг

м

м2

Пре

дел

п

роч

нос

ти

при

из

гибе

в

кг

мм

2

Твердость

RB

Ми

крост

рукт

у!

1

1150+50

1150

20

20

3,32

3,12

4,46

4,45

12,6

12,9

8,7

8,9

11 570

12 380

70,6

80,2

71-73—75-78

72-75—71-74

о я а - оО я о яи а» н н

1150+50

1150+50

U50+50

20

20

20

3,07

3,18

3,38

4.45

4.46

4,48

13.7

12.8

13,2

8,9

8,6

9,2

U 860

И 760

11 300

76,7

59,9

66,6

70-76-77—75

66-63-70—72

66-68-55-70

л 2 2 и и о .о со а» 1вy с о

1150+50

1150+50

1150+50

20

20

20

3,23

3,12

3,08

4,39

4,46

4,43

13.2

13.3

12,6

9.0

9.1

8,8

12 370

12 190

12 870

74,1

77.5

67.5

72-78—75-78

68-72-73—75

73-75-75—76 нкоп

лас

ти

юбра

зны

йчител

ьно

своб

од

нс

1150+50 20 3,04 4,45 12,5 9,0 13 210 67,8 68-69-70-72

П р и м е ч а н и я : 1 2. Исходный состав

. Охлаждение колец производилось на воздухе. 1,2% С, 1,5% Си + Fe.


Режим Механические свойства2

Способ нагрева Температура

в ЪС

Время в сек

Упругость в кг

Модуль упругости

в кг мм?

Предел прочности

при изгибе

в кг мм2

Твердость

RB

Обычный способ нагрева1 . . . . 1150±10 5400 6,46 11 996 71,2 63

Нагрев т. в. ч. . . U50+50 20 9,9 12 140 76,1 74

1 Спекание колец осуществлялось в проходной муфельной печи в атмосфере водорода.

2 Данные взяты как среднее арифметическое из трех значений.

а / 5/

Рис. 3. Микроструктура образцов из Fe+ l,5 % C u + 1,2%С (железо восстановленное); t cneK= 11504-1200°, т= 5 Ьек,

охлаждение на воздухе:а — нетравленый (видно небольшое количество пор, включения свободного графита). X 300; б — травленый (мелкодисперсный сорбито

образный перлит).

На рис. 4 приведена микроструктура колец того же состава, но с последующим охлаждением в воде.

Охлаждение в воде дает возможность получить следующую структуру закаленной стали: на фоне аустенита иглы мартенсита.

Из табл. 2 и 3 и рис. 4 и 5 видно, что:1) образцы, изготовленные из смеси F e + l,2 % C + l,5% C u

(железо восстановленное), имеют такую структуру: сорбитообразный перлит, кое-где мелкие участки феррита, наблюдается небольшое количество пор, включения свободного графита;



2) при быстром охлаждении (в воде н масле) наблюдаются участки аустенита с иглами мартенсита, кольца хрупкие;

3) после спекания колец т.в.ч. с выдержкой в течение 10 и 20 сек механические свойства колец достаточно высокие;

4) у образцов состава Fe + +2,1% С 4-1,5% Си и Fe + +3,5% С+ 1,5% Си (железо невосстановленное) имеются местами участки с наличием це- ментитной сетки.

Рис. 4. Микроструктура об разца, охлажденного в воде троостосорбит, местами иг

лы мартенсита на фоне аустенита). Х500.

При спекании на воздухе получался поверхностный слой окалины небольшой толщины (20— 30 мк). Такая окалина может быть удалена при дальнейшей механической обработке.

Рис. 5. Сечение на границе двух колец, спеченных т.в.ч. на воздухе (толщина окисной пленки 0,02 мм).

Опыты по спеканию колец в среде аргона без дополнительной очистки его показали, что, применяя нейтральную среду при спекании т.в.ч., можно добиться уменьшения слоя окалины в 5— 7 раз (рис. 5 и 6).

Были также проведены предварительные эксперименты по спеканию колец из материала с легирующими добавками

Рис. 6. Сечение на границе двух колец, спеченных т.в.ч. в аргоне (толщина окисной пленки 0,002 мм).

(Сг, М о). Исследование микроструктуры показало, что за несколько секунд происходит образование карбидов по всему

сечению кольца.

Выводы

1. Применение индукционного нагрева для спекания металлокерамических поршневых колец на железной основе дает возможность получить кольца требуемой структуры (перлит с включениями свободного графита, в случае легированного состава — перлит с включениями свободного графита и карбидов) и высоких механических свойств.

2. Время спекания колец из порошка сокращается с нескольких часов до нескольких секунд.

3. Расход энергии на спекание колец уменьшается в 3— 4 раза.

4. Спекание колец при индукционном нагреве позволяет ав

томатизировать процесс и организовать его в поточном производстве. Размеры нагревательных устройств значительно со

кращаются.5. В ряде случаев становится возможным производить спе

кание колец на воздухе, отказавшись от необходимости применения защитной среды.

Вследствие указанного разработка способа спекания порошковых изделий т.в.ч. представляет особый интерес с точки зрения применения его для промышленного автоматизированного производства.

Поршневые кольца двигателя ЗИЛ-120, спеченные т.в.ч., сейчас проходят эксплуатационные испытания в Первом автобусном парке г. Москвы при пробеге около 20 000 км. Порш

невая группа на всех двигателях работает нормально.

Технологические средства повышения срока службы двигателейК А Н Д . ТЕХН. Н А У К И. Б. ГУРВИЧ

Горьковский автозавод

D РЕЗУЛЬТАТЕ работ, проведенных на Горьковском авто- * * заводе, представилось возможным установить влияние на износ некоторых факторов и рекомендовать отечественной автомобильной промышленности ряд технологических средств дальнейшего повышения срока службы двигателей.

И с х о д н а я м и к р о г е о м е т р и я п о в е р х н о с т е й . На Горьковском автозаводе проведены длительные стендовые и дорожные испытания 50 двигателей различных моделей — ГАЗ-69,-ГАЗ-51, ГАЗ-21 и ГАЗ-13. Результаты испытаний подтвердили, что микрогеометрия хорош о приработанных поверхностей деталей независимо от исходных значений и различия моделей двигателей ограничивается некоторыми, сравнительно узкими, пределами1, которые характеризуют оптимальные с точки зрения приработки значения микрогеометрии поверхностей трения деталей.

Однако дальнейшими исследованиями было установлено, что эти значения не определяют последующего большого срока службы деталей и сопряжений и в условиях крупносерийного и массового производства экономически нецелесообразны.

Так, в результате стендовых испытаний двигателей по ГОСТ 491-55 в течение 400 и 600 ч и дорожных испытаний на автомобилях с пробегом 80 тыс. км не удалось установить зависимость начального и установившегося износов от «сходной мик-

J И . Б. Г у р в и ч . «Автомобильная промышленность». 1961. № 4.

рогеометрии деталей при удовлетворительном состоянии приработки сопряжений. Повышенный износ наблюдался лишь в случае заглаживания задиров, возникающих в результате сочетаний деталей с чрезмерно завышенной шероховатостью или недопустимой гладкостью трущихся поверхностей. Например, при сочетании сопряженных поверхностей зеркала цилиндра с Н Ск =0,64-0,8 мк, юбки поршня с Н ск =1,34-1,4 мк и поршневых колец с Н ск =5,54-6,5 мк износ этих поверхностей составлял соответственно 35, 50 и 110 мк после 400 ч испытаний двигателей на стенде. При исходных значениях чистоты этих поверхностей в пределах Н ск =0,24-0,5 мк, Н ск =0,54-1,2 мк и Н Ск =1,0+ 3,2 мк износ цилиндров, поршней и колец соответственно не превышал 30, 25 и 45 мк.

При сочетаниях указанных поверхностей с меньшими значениями Н ск вследствие заглаживания образовавшихся зади ров износ достигал 30, 38 и 80 мк. Аналогичные результаты были получены в сопряжениях поршневая канавка— торцовая поверхность кольца, поршневой палец — бобышки поршня— втулка шатуна и др. Кроме того, даже при отсутствии задиров, при исходной повышенной гладкости трущихся поверхностей в процессе приработки сопряжений наблюдалось не повышение чистоты, а ее понижение, что указывает на экономическую нецелесообразность назначения чистоты поверхностей деталей с повышенными требованиями к исходной микрогеометрии. Результаты исследований определили возможность выявления р а



циональных с точки зрения приработки износостойкости и экономической целесообразности пределов исходной микрогеомет- рии основных поверхностей трения деталей различных моделей

двигателей Горьковского автозавода.

Эти значения микрогеометрии могут быть распространены также на двигатели других моделей, основные параметры и показатели которых сходны с исследованными двигателями.

И с х о д н а я м а к р о г е о м е т р и я п о в е р х н о с т е й . Наибольшее влияние на последующий срок службы двигателя оказывают исходные и возникающие в процессе работы его узлов и деталей макроискажения зеркала цилиндров вследствие их деформаций. Исследованиям в данном направлении было подверпнуто более 75 двигателей различных моделей Горьковского автозавода и Заволжского моторного завода с оценкой искажений обычным микрометражом, а также с помощью метода вырезанных лунок и в некоторых случаях по угару масла и пропуску газов.

При исследовании двигателей ГАЗ-69, ГАЗ-51, ГАЗ-12 и их модификаций было установлено, что деформациям и макроискажениям наиболее подвержены блоки шестицилиндровых двигателей вследствие более сложной конфигурации отливок •и меньшей их жесткости в сравнении с блоками четырехцилиндровых двигателей. Такие деформации вызывают значительную

овализацию цилиндров с расположением наибольшего овала в направлении оси поршневого пальца (до 0,05 мм у шестицилиндровых и до 0,03 у четырехцилиндровых двигателей).

Некоторое снижение деформаций цилиндров за последние годы было достигнуто совершенствованием технологии литейного произдводства, однако этого оказалось недостаточно.

Лучшие результаты со снижением овализации цилиндров на 30—35% могли бы быть достигнуты в результате применения естественного старения заготовок блоков или отжига их в печах, что подтверждено исследованиями 40 шестицилиндровых блоков. В еще большей степени подвержены овализации легкосъемные мокрые цилиндровые гильзы двигателей ГАЗ-21 н ГАЗ-13 с образованием большей оси овала преимущественно в плоскости качания шатуна. Исследованиями установлено, что при исходной овальности гильз свыше 0,04 мм она прогрессирует до 0,10—0,ПГмм после работы двигателей под нагрузкой в течение 400 ч, тогда как при исходных значениях овальности до 0,025 мм, оговоренных требованиями чертежа, последующая овализация обычно не превышает 0,05— 0,06 мм.

Снижение деформаций цилиндровых гильз двигателей

ГАЗ-13 достипнуто внедрением в производство двойного искусственного старения заготовок непосредственно после отливки и после предварительной механической обработки, позволившее сократить исходную овализацию гильз более чем в2 раза. Для цилиндровых гильз двигателей ГАЗ-21 более су

щественным оказалось обеспечение надлежащего посадочного зазора в блоках цилиндров.

Внедрение этих мероприятий, однако, является лишь односторонним решеиием вопроса, поскольку до настоящего времени « а автомобильных заводах не обеспечивается надлежащ ая геометрическая форма поршневых колец. Д аж е столь необходимое мероприятие, как искусственное старение, до сих пор не внедрено в производство на Горьковском автозаводе. М акроискажения шеек коленчатого вала, их конусность,

овальность и корсетность для двигателей Горьковского автозавода и Заволжского моторного завода ограничены пределом0,01 мм. Однако специальными наблюдениями за работой

250 двигателей различных моделей ГАЗ установлена целесообразность сокращения допуска на указанные макропогрешности до 0,006 мм. З а счет этого возможно продлить период работы вкладышей подшипников без появления очагов растрескивания и выкрашивания их рабочей поверхности в 2,5— 4 раза (рис. 1).

Опытные работы дали возможность рекомендовать изменение некоторых допусков на макропогрешности ряда деталей автомобильных двигателей (табл. 1).


Допускаемые значения в мм

Макроотклонения поверхностей трения

по чертежу рекомендуемые

Овальность цилиндров ............... 0,025 0,020Прямая конусность цилиндров . 0,020 0,020Обратная конусность цилинд-

0,0150,015Корсетность и бочкообраз-

0,010 0,010ность цилиндров ..............................Конусность, овальность и кор

0,010 0,003сетность шеек коленчатого вала .Бочкообразность шеек колен

Не допускаетсячатого вала......................................... Не оговореноБиение фаски клапана ............... 0,030 0,020Биение гнезда под клапан . . . 0,050 0,030Конусность и овальность стер

0,006 0,006жня толкателя ..................................Биение сферической поверхно

0,030 0,020сти тарелки толкателя ...................

П р и р а б о т о ч н ы е и и з н о с о с т о й к и е п о к р ы т и я . Исследования влияния на износ приработочных и износостойких покрытий проводились в стендовых и дорожных условиях. Верхние компрессионные поршневые кольца двигателей Гсрь- ковского автозавода и Заволжского моторного завода подвергаются пористому хромированию, повышающему срок службы

сопряжения цилиндр — поршневое кольцо в 1,5— 2 раза. За последние годы были установлены оптимальные с точки зрения приработки и износостойкости пористость хромового покрытия и толщина пористого хрома, соответственно равные 30— 35% и 0,03— 0,05 мм. Н аруж ная цилиндрическая поверхность остальных поршневых колец для улучшения их прирабатываемости подвергается электролитическому лужению. Однако на основании результатов испытаний 20 двигателей различных моделей в течение 100 ч установлены значительные преимущества гра- фитирования поршневых колец, которые сводятся к уменьшению образующихся в процессе приработки мелких рисок на рабочей поверхности цилиндров.

В настоящее время вопрос о графитировании поршневых колец на Горьковском автозаводе находится в стадии технологической проработки. Для колец, направляемых заводом в качестве запасных частей, успешно внедрено их горячее фосфати- рование, обеспечивающее предотвращение коррозии и большую стойкость в сравнении с лужением при работе колец в изношенных цилиндрах. С целью повышения срока службы поршней, в частности снижения износа поршневых канавок, опробовано с положительным результатом хромирование торцов верхних компрессионных поршневых колец. Помимо перечисленных работ по повышению износостойкости деталей цилинд- ро-поршневой группы, на Горьковском автозаводе испытывают три двигателя ГАЗ-21 с хромированными цилиндровыми гильзами без аустенитных вставок. Данной работой предусмотрено значительное повышение срока службы цилиндров при одновременном сокращении расходов дорогостоящего никеля, со держащегося в аустенитных вставках из нирезиста.

Улучшение прирабатываемости и повышение износостойкости деталей клапанно-распределительного механизма на Горьковском автозаводе также достигнуто путем применения металлопокрытий и химических методов обработки отдельных поверхностей трения. Так, имевшиеся ранее случаи задиров и преждевременного износа трущейся пары направляющая втулка — клапан полностью изжиты применением хромирования стержней клапанов. Образование задиров тарелок толкателей и преждевременного износа кулачков распределительного вала во всех моделях двигателей предотвращено за счет горячего фосфатирования рабочей поверхности тарелок. Также горячее фосфатирование применено в качестве противозадирного средства для упорного фланца распределительного вала и шестерен масляного насоса.

З а з о р ы в с о п р я ж е н и я х д е т а л е й . Оценка прирабатываемости и износостойкости узлов трения двигателей различных моделей ГАЗ и З М З производилась по результатам длительных режимных стендовых испытаний (рис. 2) и по косвенным показателям по пропуску газов и угару масла. Для оценки зазоров между цилиндром и юбкой поршня (а) были исследованы зазоры в пределах от 0 до 0,04 мм. Исследованиями установлено, что первоначальный зазор 0,03— 0,04 мм уже после 100 ч работы двигателей значительно возрастает, что вызывает несколько повышенную шумность работы поршневой группы (зона А). При исходном зазоре 0,00— 0,01 мм на рабо

Вреня работы во начала Выкрашивания

Рис. 1. Влияние некруглости формы шеек коленчатого вала на выкрашивание ра бочей поверхности вклады

шей подшипников.



чей поверхности цилиндров и поршней возникают местные скопления многочисленных мелких рисок, впоследствии вызывающих повышенный износ сопряжения (зона Б ). Рациональные значения величин зазоров показаны штриховкой. Наивыгоднейшие результаты были получены для всех моделей двигателей при исходных значениях зазора 0,012— 0,024 мм. Р а циональные значения зазора между цилиндром и головкой

г) д) е)

Рис. 2. Оценка исходных зазоров в сопряжениях деталей по результатам длительных стендовых испытаний.

поршня (б) для всех моделей двигателей установлены 0,30—0,35 мм (заштриховано). При меньших значениях наблюдается задевание головки поршня о стенки цилиндра за счет теплового расширения силумина (зона Б ), а при больших значениях возникают условия, способствующие коксованию поршневых колец (зона А ). О собо важен правильный выбор исходных значений зазоров в сопряжении коленчатый вал — подшипник (в). Оптимальные значения зазоров в подшипниках коленчатого вала установлены в пределах 0,03—0,08 мм. При меньших и больших значениях зазора возникает преждевременное усталостное разрушение рабочего слоя вкладышей (зоны А и Б ). Зазоры в подшипниках распределительного вала (г), обеспечивающие их наименьшее увеличение при последующей работе сопряжения, находятся в пределах 0,03— 0,07 мм. В зоне А возникает повышенная шумность, в зоне Б — повышенный

износ втулок распределительного вала. Исследованиям подлежало также сопряжение направляющая втулка — клапан. При повышенных значениях зазора несколько улучшаются условия смазки (д) сопряжения, но вместе с тем повышается шумность работы и увеличивается пропуск газов в картер двигателя (зона А). При заниженных значениях зазоров уменьшается шумность, но вместе с тем масляная пленка теряет свою прочность, что способствует возникновению задиров и преждевременному износу трущейся пары (зона 5 ) . Для сопряжения направляющая в блоке — толкатель (е) оптимальное значение зазора лежит в пределах 0,012—0,024 мм. При значениях за зо ра, меньших нижнего предела, возможны заедания стержня толкателя (зона Б ), а при повышенных значениях зазора — перекосы стержня и повышенная шумность работы толкателей (зона А). В обоих случаях, кроме того, ухудшаются условия для проворачивания толкателей и, следовательно, понижается износостойкость кулачков распределительного вала. В табл. 2 приведены устанавливаемые и найденные оптимальные значения зазоров в сопряжениях деталей основных моделей двигателей ГАЗ и ЗМ З.

П р и р а б о т к а т р у щ и х с я п а р . Режимы обкатки двигателей и сорта обкаточлых масел следует назначить так, что-


Трущаяся параЗазоры по чер

тежу в ммОптимальные, зазоры в мм

Цилиндр — юбка п о р ш н я ......................Цилиндр — головка п о р ш н я ...................Верхнее кольцо — канавка в поршне . Остальные кольца — канавки в поршнеКоренные подшипники..............................Шатунные подш ипники ..........................Подшипник распределительного вала .Втулка — впускной клапан .......................Втулка — выпускной клапан ...................Направляющая в блоке — толкатель . .

0,000—0,024 0,340-0,430 0,050-0,082 0,035-0,067 0,026-0,077 0,026-0,077 0,025-0,070 0,050 - 0,097 0,080-0,124 0,003-0,016

0,012-0,0240,300-0,3500,050-0,0800,040—0,0600,030-0,0800,030-0,0800,030-0,0700,030-0,0800,060—0,1000,012—0,024

бы сократить продолжительность обкатки при обеспечении надлежащей приработки сопряжений. При этом следует учиты

вать следующие рекомендации:1. В процессе заводской обкатки необходимо завершение на

чальной микрогеометрической приработки поверхностей трения за короткий промежуток времени.

2. Сокращение продолжительности обкатки возможно за счет интенсификации процесса приработки до пределов, при которых не образуются задиры и заедания деталей.

3. Условия, предотвращающие образование задиров, сводятся к постепенному нагружению поверхностей трения при обеспечении необходимого количества смазки с момента пуска двигателя.

4. Факторами, в значительной мере определяющими качество приработки двигателей, являются химические свойства и вязкость масел, применяемых для обкатки.

5. Наиболее целесообразно применение холодной и горячей обкатки двигателей при плавном повышении чисел оборотов. Наличие обкатки под нагрузкой желательно, но не всегда рационально в условиях крупносерийного производства. При всех случаях необходима маслоциркуляционная система испытательной станции. Значительно большее влияние на срок службы двигателей, чем заводская обкатка, оказывает его макрогеометрическая приработка, которая обычно завершается

при обкатке двигателей на автомобилях.Исследованиями установлено, что иногда применяемая во

избежание возможных задиров и заеданий установка ограничительных шайб между карбюратором и впускной трубой на период первой 1000 км эксплуатации автомобилей увеличивает более чем на 7% отложение нагара, что способствует коксованию поршневых колец, а также повышенному износу цилиндров за счет интенсивного смывания масляной пленки жидкой фазой топлива. Этого недостатка лишен метод ограничения нагрузок фиксацией угла поворота дроссельной заслонки с помощью винтового упора.

Выводы

1. Влияние исходной микрогеометрии деталей на срок службы двигателей проявляется лишь посредством влияния на качество приработки сопряжений. При отсутствии задиров и других повреждений рабочей поверхности деталей это влияние практически неощутимо. Изложенное определяет целесообразность пересмотра ГОСТ на исходные значения микрогеометрии ряда поверхностей.

2. Исходная макрогеометрия поверхностей трения является одним из ведущих технологических факторов, определяющих последующую износостойкость трущихся пар. Проведенные исследования позволяют рекомендовать ужесточение некоторых допусков на исходные макрогеометрические параметры ряда деталей согласно табл. 1.

3. Применение различных приработочных и износостойких покрытий, а также химических методов обработки поверхностей трения является одним из наиболее перспективных средств повышения срока службы двигателей.

4. Правильно выбранные исходные значения зазоров в сопряжениях деталей в значительной мере определяют последующий срок службы сопряжений.

5. Кратковременная заводская обкатка двигателей при благоприятных условиях приработки практически не влияет на темп и характер последующего установившегося износа деталей и сопряжений. Макрогеометрическую приработку двигателей, осуществляемую в процессе начальной их эксплуатации, надлежит производить без ограничительных шайб на впуске смеси.



Конусные соединения в ключах-патронах

М. А . РАСТОРГУЕВ____

М осковский автозавод имени Лихачева

ПРИ завертывании гаек электро-и пневмогайковерты о шяютг.я быстппгменными ключами-патюнами. Н а м

осна

щаются быстросменными ключами-патронами. Н а рис. 1 показана наиболее распространенная конструкция ключа-патрона.

Как видно из рисунка, крутящий момент гайковерта передается через шестигранник, а осевая нагрузка — через штифт 1. При непрерывном поточно-массовом производстве осевые нагрузки достигают больших усилий и приводят к срез

ке штифта.На Московском автозаводе имени Лихачева для устранения

этого дефекта предложен очень простой дешевый и надежный способ соединения головки 2 и хвостовика 3.

Н а рис. 2 показана конструкция такого ключа-патрона. Г о ловка ключа 1 имеет конусное отверстие с конусностью 1 :20, а хвостовик 2 — конусный стержень.

Длина конуса, как показала практика, может не превышать 1,5 диаметра. При соединении дается предварительный натяг от 30 до 50 кг.

Ключ может работать на самых тяжелых операциях, не проворачиваясь в конусном соединении.

Чистота обработки конусного отверстия и хвостовика не больше 5.

Материал головки и хвостовика — сталь 40Х,HRC 38—42.

твердость

Рис. 1.

Применение ключа-патрона с конусным соединением уменьшило его поломки примерно в 100 раз.

ЗАРУБЕЖНЫЕ АППАРАТЫ НА ВОЗДУШНОЙ ПОДУШКЕ

В А Н ГЛ И И , СШ А , Канаде и некоторых других странах в настоящее

время получили довольно большой размах работы по созданию аппаратов на

воздушной подушке (А ВП ). З а последнее десятилетие построено и испытано несколько десятков экспериментальных и опытных образцов АВП разного назначения, различных типов и размеров.

Повышенный интерес зарубежных специалистов к АВП объясняется рядом их преимуществ перед другими средствами транспорта, а также появляющимися

реальными перспективами многообразного применения их в качестве транспортных средств не только общего, но и военного назначения. Предполагается, что АВП можно будет эксплуатировать над льдом, снегом, грязью, болотом, песком, а также местностью, заросшей травой и кустарником или покрытой камнями. Они могут работать над мелководными и глубоководными реками, пересыхающими перекатами, над морем и в прибрежной полосе, и для них не требуются дорогостоящие портовые и причальные с о оружения. Погрузка и разгрузка АВП будет производиться на суше, куда они смогут выходить из воды своим ходом.

Возможно использование А ВП и в сель

ском хозяйстве, особенно конвертированных транспортных и тяговых средств с частичной разгрузкой колес. Их можно эксплуатировать на полях в такие времена года и при таком состоянии почвы,

когда обычные колесные и гусеничные машины использоваться не могут.

Возможно применение А ВП и на лесоразработках для транспортирования срубленного леса по просекам, над пнями, к дорогам или лесосплавам. М ож но предполагать, что АВП будут эксплуатироваться на специальных дорогах с такими скоростями, п.ри которых обычные колеса и шины не могут работать (свыше 300 км/ч), а применение вертолетов или самолетов (300— 900 км/ч) нерентабельно вследствие небольшой дальности перевозок [1].

Воздушная подушка открыла возмож ность создания автопоездов для движения в условиях бездорожья, которые за патентовали советские инженеры Ф . Е. Межевич и Б. М. Фиттерман [2].

В зависимости от области применения АВП можно разделить на следующие типы: амфибии (речные и морские), водные (речные и морские), сухопутные АВП я конвертированные автомобили [3].

Амфибии « сухопутные АВП , как и

конвертированные автомобилц, являются по существу высокопроходимыми автомобилями новой конструкции, новым всесезонным средством транспорта.

В литературе А ВП называются по- разному: аэроход, аэромобиль, автомобиль с подпорным движителем, земно- лет, скользящий вездеход; машина, использующая эффект близости земли (сокращенно АВП , Джем, Джерм, Ховерк- рафт и т. д.).

Воздушная подушка может создаваться с помощью отраженного потока набегающего воздуха, отброшенного вниз крылом, которое двигается близко от земли (рис. 1 ,а ), или посредством нагнетания воздуха от компрессора или вентилятора под днище АВП (рис. 1, б и в). Воздух, натекающий на землю, движется по кривой, вследствие чего в его струях возникают центробежные силы инерции, создающие как бы силовой барьер (пояс), который способствует

удержанию воздуха под аппаратом и, следовательно, созданию подушки.

Существуют различные принципиальные схемы образования воздушной подушки с помощью нагнетания воздуха под днище АВП . На рис. 1 ,6 показана

схема камерного способа, при котором



воздух нагнетается вентилятором под купол общей камеры и вытекает наружу через щель между кромкой камеры и землей (экраном). Автором этой схемы является советский ученый В. И. Левков (1934 г.). Известны конструкции АВП ,

а)

г) д)

Рис. 1. Способы создания , воздушнойподушки (а, б, в) и смазки (г, д).

у которых под днищем расположено несколько камер, например, у французского АВП «Терраплейн» имеется восемь резиновых камер (по четыре камеры по обеим бортам), смонтированных на качающихся дисках. Это значительно повышает устойчивость АВП . Кромки камер могут неравномерно приподниматься водителем над поверхностью движения, вследствие чего создаются усилия тяги или торможения, а также обеспечивается курсовое управление.

На рис. 1, в приведена схема соплового способа, при котором нагнетаемый вентилятором воздух проходит через кольцевое сопло, расположенное по периметру днища АВП , и вытекает в атмосферу. Для повышения к.п.д. соплового устройства кольцевое сопло наклоняют внутрь аппарата под углом примерно 45°. П о расходам воздуха и затратам мощности сопловой способ более экономичен, чем камерный.

У АВП , выполненных в виде крыла и снабженных соплами, подушка создается смешанным способом. При малых скоростях движения (малом скоростном напоре .набегающего воздуха) подушка об разуется вследствие нагнетания вентилятором воздуха под аппарат; при повышении скорости движения на подъемную силу подушки оказывают влияние отброшенные крылом и отраженные землей струи набегающего потока и подъемная сила крыла.

В нашей стране на сопловой А ВП авторское свидетельство получил Г. С. Туркин.

При очень малых толщинах воздушной подушки (миллиметры или их доли) ее называют воздушной смазкой. Для аппаратов, эксплуатируемых да воздушной смазке, требуются или ровная поверхность (рис. 1, г ), или специальные рельсы (рис. 1,3 ). В этих аппаратах

сжатый воздух подается от поршневого

компрессора через воздухопроводы 1 в полость между башмаком 2 и ровной поверхностью 3 или рельсом 4, т. е. в воздушный подшипник.

В 1927 г. К. Э. Циолковским было за патентовано использование воздушной смазки для движения железнодорожных вагонов.

Фирма Ф орд построила и демонстрировала аппарат на одного человека для движения на воздушной смазке над ровной твердой поверхностью.

ки движутся сверху вниз — внутрь к центру камеры, увлекая за собой наруж ные струи воздуха подушки и разгружая их от избыточного давления. Вследствие этого явления вытекание воздуха из-под камеры уменьшается, что ослабляет образование пылн и брызг.

Проточная камера Денни [4] состой' из опущенных в воду ниже днища передней 3 и продольных 4 стенок и воздушной завесы, создаваемой задним поперечным соплом. Воздух поступает в к а ■

22 ЖМ)

Рис. 2. Способы совершенствования элементарных устройств, формирующих воздушную подушку (а — м).

За последние годы в камерные и сопловые схемы внесено много усовершенствований (рис. 2), которые направлены на снижение расхода мощности, идущей на создание подушки, на повышение устойчивости аппарата, а также на уменьшение образования пыли и брызг. Некоторые усовершенствования, например дефлекторы, способствуют также

уменьшению разрушения дорожного покрытия и грунта.

А ВП камерного типа снабжают специальными устройствами для организации потоков воздуха (Хиллер, СШ А — рис. 2, а и Денни, Англия — рис. 2, б) или лабиринтным уплотнением (Вейланд, Швейцария — рис. 2, в).

Организация потоков воздуха в камере Хиллера достигается с помощью осевых вентиляторов 1 и лопаток 2. Пото-

меру также через переднее поперечное сопло. Оба сопла питаются воздухом от своих центробежных вентиляторов 5. Стенки 3 и 4 могут быть жесткими или упругими, убирающимися или неубираю- щимися.

Вместо опущенных боковых стенок иногда применяют водяную завесу (Гай- дрострик, С Ш А ), которая образуется при нагнетании воды, взятой насосом из- за борта, в1 специальные щели, расположенные по периметру аппарата.

Лабиринтное уплотнение состоит из сложной конструкции каналов и осевых вентиляторов 6, организующих течение воздуха под аппаратом с наименьшей утечкой его наружу.

Элементарные однокольцевые сопловые аппараты совершенствуют с помощью сопел устойчивости (рис. 2., г),



следящих сопел (д), каскадных (а) или боковых (ж) дефлекторов, устройств для эжекции (з) или рециркуляции (и, к, л)

воздуха.Сопла устойчивости, выполняемые в

виде кольцевых 7, продольных 8, поперечных 9 или комбинированных прямых щелей в днище аппарата, служат для секционирования подушки, которое необходимо для более равномерного питания ее воздухом и уменьшения в ней вредной циркуляции воздуха при поперечном (крен) и продольном (тангаж) наклонах аппарата. Благодаря этому повышается устойчивость висения аппарата на подушке. У аппаратов с одним кольцевым соплом, как и у камерных аппаратов, высота устойчивого висения с о ставляет 0,05 размера их ширины или диаметра. При наличии сопел устойчивости высота устойчивого висения аппарата увеличивается до 0,1 его ширины

или диаметра.Дальнейшее увеличение относительной

высоты устойчивого висения А ВП достигается с помощью устройств аэродинамического (струйного) или механическо

го типа.Расход воздуха через сопла устойчи

вости увеличивает общий расход возду

ха примерно на 20%.Упругие сопла 10, следящие за релье

фом местности, позволяют сохранять приблизительно постоянную .высоту висения при движении аппарата над неровной поверхностью, уменьшать рас ход воздуха и повышать надежность и безопасность движения.

Каскадный дефлектор 11 [5], располагаемый против сопла, перехватывает поток воздуха, вытекающего из подушки, и частично затормаживает его, превращая часть его кинетической энергии в давление подушки, вследствие чего несколько увеличивается высота висения

аппарата.

Фирма Виккерс-Армстронг (Англия) разработала одно- и двухщитковые дефлекторы. Двухщитковый дефлектор 12 уменьшает вихреобразование в воде и ее разбрызгивание в результате протекания воздуха между щитками, что позволяет применять большее давление

в подушке.Испытания показали, что брызго- и

пылеобразование происходит на режимах висения и малых скоростей движения; при скоростях около 60 км/ч и выше оно уменьшается.

Устройство 13 для эжекторной подачи основной массы воздуха в кольцевые сопла применяется в конструкции Хо- вертрак фирмы Фолланд (Англия). Оно действует от вентилятора 14 и уменьшает пылеобразование около АВП , подсасывая эжектором запыленный воздух.

Фирма Виккерс-Армстронг считает, что рециркуляция воздуха, вытекающего из кольцевого сопла и перехватываемого расположенным выше соплом 15 рециркуляции, позволит снизить мощность, которая расходуется на создание подъемной силы АВП вследствие использования энергии воздуха, вытекающего из подушки. Однако опыты показали, что центробежный вентилятор 16, связанный с соплом 15 рециркуляции, разрушается твердыми частицами, засасываемыми вместе с воздухом. Поэтому данная схема рециркуляции распространения не получила.

Аналогичную схему рециркуляции имеет аппарат Джерм фирмы Фолланд, у которого основной поток воздуха со здается движущимися в горизонтальной плоскости лопатками 17 периферийного ленточного вентилятора, а направляю

щая 18 в днище улучшает рециркуляцию.

При рециркуляции воздуха по приведенным схемам (рис. 2, и, к) наблюдается подсос воздуха из окружающей среды, на который затрачивается дополнительная мощность, что снижает рентабельность этих схем.

Советский ученый Г. Ю . Степанов [6] предложил схему рециркуляции, исключающую отмеченный недостаток. П о

этой схеме эжектор 19, расположенный

в днище аппарата, осуществляет обрат ную рециркуляцию основного потока воздуха без подсоса его из окружающей среды.

При высоком расположении днища аппарата над землей или водой, а также для уменьшения образования вокруг аппарата пыли и брызг, применяется упругая юбка 20, которая охватывает аппарат по периферии, спускается до земли или воды и уменьшает щель, в которую вытекает воздух из подушки. Для лучшей приспособляемости к неровностям грунта юбка окантовывается гофрированным резиновым элементом 21. Н а х ороших дорогах у некоторых аппаратов юбка может приподниматься устройством 22.

Н а А ВП нашли применение как осевые, так и центробежные вентиляторные

установки (вентиляторы). Осевые вентиляторы используются при больших рас ходах и невысоких (не выше 300 кг/м2) давлениях, центробежные — при небольших расходах и высоких давлениях (выше 300 кг/м2).

На большинстве А ВП воздух, прежде чем попасть к соплам, проходит ресивер, в котором происходит уменьшение скорости движения воздуха до 10— 18 м/сек и более или менее равномерное распределение его по соплам. Однако с целью уменьшения высоты корпуса и потерь давления на аппарате Кушенкрафт СС-1 (Бриттен-Норман, Англия) применяется осевой вентилятор большого диаметра, который засасывает воздух из атмосферы через кольцевую щель и нагнетает его непосредственно в сопла.

Вентиляторная установка АВП имеет специфические особенности вследствие использования ее в качестве нагнетателя воздуха для обеспечения подъемной силы, а также в ряде случаев для полу

чения горизонтальной тяги, усилий для торможения и управления курсом и положением аппарата.

Вентилятор должен создавать требуемые напоры и расходы воздуха при минимальной затрате мощности, т. е. иметь максимальный к.п.д. в широком диапазоне аэродинамической характеристики. Для повышения к.п.д. вентиляторной установки входную часть ее снабжают направляющим аппаратом и коком на втулке колеса, а выходную часть — спрямляющим аппаратом для уменьшения закручивания потока и диффузором для приращения статического давления. Помимо высокого значения общего

к.п.д., вентилятор должен иметь также высокий статический к.п.д. и создавать

значительное статическое давление. П о следнее получается лишь при невысоких скоростях течения воздуха через ометае- мую площадь, что приводит к увеличению диаметра колеса вентилятора.

Для приспособления вентилятора к р а боте на переменном режиме изменяют как скорость его вращения, так и угол установки лопаток (АВП Джем III, С Ш А [7]). Для получения устойчивой аэродинамической характеристики иногда вентиляторные установки АВП снабжают устройством, через которое часть воздуха выпускается из ресивера наружу.

Вес вентиляторных установок в кг, отнесенный к производительности в м3/сек, составляет приблизительно 2—2,5.

Вентиляторную установку располагают с учетом того, чтобы компоновка АВП обеспечивала максимальную площадь для пассажиров и груза, чтобы аппарат был малочувствителен к расцентровке при недостаточно равномерной нагрузке и чтобы потери давления в воздухопроводах были минимальными. Этим условиям наиболее полно удовлетворяют малогабаритные вентиляторы, с высоким числом оборотов, располагаемые по периферии А ВП (Форд, модель с общим весом 3,5 т), или ленточные (Джерм, Фолланд, рис. 2, к) вентиляторы.

Н а рис. 3, а приведена компоновка малогабаритного вентилятора с высоким числом оборотов фирмы Фолланд, а на рис. 3, б — компоновка ленточного вентилятора той же фирмы.

При установке оси вентилятора в вертикальном положении создается падающий поток, который обусловливает мень

шие потери давления в воздухопроводах АВП.

Рис. 3. Эскизные компоновки малогабаритного вентилятора с высоким числом об о ротов (а) я ленточного вентилятора (б) фирмы Фолланд.



На английских АВП моделей 1962 г.— S R № 2 (Сандерс-Роу) и VA-3 (Виккерс- Армстронг) вентиляторы размещены в нижней трюмной части, являющейся ре сивером, а пассажирские н грузовые помещения расположены над ними [8], [9].

Периферийные вентиляторы, обеспечивающие наиболее рациональную компоновку АВП , не вышли еще из стадии эксперимента вследствие сложности конструктивного решения таких задач, как создание ленты с лопатками, движущейся со скоростью 60— 100 м/сек, и привода этой ленты.

Тяговое и тормозное усилия для АВП создаются с помощью использования потока воздуха вентилятора или от посторонних источников энергии.

Для использования энергии потока воздуха вентилятора применяются реактивно-сопловые устройства с дроссельными заслонками в воздухопроводах (SR № 1) и створки (жалюзи) на боковых стенках камеры или ресивера (Кертис-Райт, С Ш А ); носовые и кормовые сопла с переменными расходами воздуха (с регулируемыми щелями); лопатки с изменяемым углом наклона, которые размещаются в соплах воздушной подушки (Джем III , Кушенкрафт СС-2). Последний способ использования энергии воздушного потока вентилятора для с о здания тягового или тормозного усилия более рациональный, так как энергия потока используется одновременно для со здания подушки и тяги.

В случае применения этого способа на современных аппаратах достигается скорость движения до 80 км/ч.

Существуют следующие способы с о здания тяги от посторонних источников энергии:

1) наклон аппарата в продольной плоскости посредством изменения положения центра тяжести (кинестетический способ), осуществляемый, например, с помощью перемещения водителя (ранние аппараты Принстонского университета, СШ А) и переливания балластной жидкости (SR № 2);

2) применение воздушно-реактивных двигателей В РД (модернизированный аппарат SR№ I) и воздушных винтов с постоянным или переменным шагом и реверсом (SR№ 2 и VA-3);

3) применение ведущих (тормозящихся) колес, гребных винтов (Денни) и водометов (предложение фирмы Фолланд).

Способ создания тяги с помощью наклона аппарата в продольной плоскости применяется как вспомогательный для маневрирования.

Применение В РД и воздушных винтов для создания тяги целесообразно вследствие простоты конструкции и надежности действия. Однако В РД и винты представляют известную опасность для людей, имеют высокий уровень шума и увеличивают пылеобразование за аппаратом. Учитывая это, фирма Сандерс- Роу расположила винты на крыше аппарата SR№ 2. Для повышения тяги и безопасности винт размещают в кольце (проект аппарата VA-4).

Н а одних АВП применяют общие источники энергии для привода вентиляторов и винтов (SR№ 2), на других — раздельные (VA-3).

Курсовое управление выполняется средствами создания нерааных тяговых

усилий по бортам АВП с помощью ре

активно-сопловых устройств корпуса, регулируемых лопаток в соплах, воздушных или водяных рулей, водометов, а также управляемых колес. Эффективное курсовое управление аппаратом получается при повороте воздушного винта, установленного на пилоне под углом ±30° относительно вертикали (SR № 2,

проект VA-4).Для повышения курсовой устойчиво

сти (предохранения от сноса) аппараты снабжают аэродинамическими килями. Кили размещают либо по бортам иоса и кормы (VA-3), либо центрально на корме (SR№ 2). Для улучшения маневренности аппаратов конструкция килей иногда дополняется рулями направления. Кили значительно увеличивают парус

ность аппаратов.Продольная и поперечная устойчи

вость аппаратов поддерживается с помощью изменения расхода воздуха через реактивно-сопловые устройства ресивера (SR № 1) и сопла

воздушной подушки (VA-3) или с помощью балластирования (переливания воды из баков и т. п.).

Типы силовых передач А ВП находятся в зависимости от схемы привода вентиляторов, винтов- и вспомогательных агрегатов.

У аппаратов с частичным использованием принципа воздушной подушки сохраняется силовая передача конвертируемого транспортного средства и добавляется специальная передача к средствам, создающим подушку. Для силовых передач современных А ВП используются раздаточные коробки, редукто

ры и другие передающие механизмы авиационного типа.

На А ВП применяют поршневые двигатели или газовые турбины авиационного типа, имеющие высокую удельную мощность. Н а отдельных А ВП используют автомобильные поршневые двигатели, обеспечивающие высокие экономические показатели по расходу топлива.

Фирма Фолланд считает, что газовые турбины следует применять на аппаратах с полетным весом 20 т и более, так как для этого веса требуются большие мощности при относительно малом весе силовой установки. Другие фирмы считают, что газовые турбины целесообразно применять при меньших значениях полезного веса (Ф орд и др.).

Во избежание преждевременного износа компрессоров газовых турбин их следует надежно защищать от воздействия твердых и жидких частиц (особенно морской воды), засасываемых вместе с воздухом.

Н а большинстве аппаратов двигатели имеют горизонтальное расположение оси, что является более благоприятным с точки зрения компоновки.

Отношение суммарной мощности двигателей к полетному весу определяет удельную мощность АВП . Сравнительные данные удельной мощности для АВП морского типа и других средств английского транспорта приведены на рис. 4, а [10]. Удельная мощность А ВП (кривая 1) выше, чем у кораблей (кривая 2), ниже, чем у вертолетов (кривая 3), самолетов (кривая 4), и находится примерно на уровне удельной мощности глиссеров (кривая 5) и судов на подводных крыльях (кривая 6). И з рис. 4, а следует, что скорость движения у АВП выше, чем у

кораблей, глиссеров и судов на 'подводных крыльях.

Удельная мощность некоторых американских средств транспорта характеризуется следующими данными в л.с./т:

Грузовые автом обил и .................................15—20АВП .................................................................. 100-300Самолеты ........................................ . 200— 3C0Вертол еты ....................................................... 300—400

Удельная мощность конвертированного автомобиля Ленд-Ровер составляет

л с /т

дол. /т Скорость

1 то

I »50•о

£ ?5

а)!

/ ■9 8~~

/

л V /f? -7

/ / / /JL

0 80 160 IkO 320 нм

Дальность перевозка

S)

Рис. 4. Сравнительная оценка удельной мощности АВП морского типа (а ) и стоимости доставки 1 т груза различными средствами транспорта в прибреж

ной полосе (б).

51,5 л.с./т. Следовательно, удельнаямощность у АВП больше, чем у автомобилей, но меньше, чем у вертолетов (для одинаковой пассажировместимости или грузоподъемности). Удельная мощность у автомобилей с устройствами для частичного использования принципа воздушной подушки ниже, чем у АВП.

Несущие системы АВП выполняются в виде силовой панели, на которой размещаются энергетические агрегаты, воздухопроводы и груз или в виде пространственной фермы, в которую вписываются указанные элементы и которая имеет мягкую, жесткую или комбинированную оболочку. Силовая панель яв

ляется более универсальной базой для создания модификаций, чем пространственная ферма. Несущие системы АВП изготовляются складными или разборными для перевозки их на других средствах транспорта.

АВП имеют круглую, овальную, квадратную или удлиненную форму (в плане). Фирма Виккерс-Армстронг считает, что оптимальной формой аппарата является прямоугольная форма с малым удлинением (отношением длины к ширине), так как короткий широкий аппарат испытывает меньшую поперечную качку, чем длинный узкий. Однако у широкого аппарата лобовое сопротивление больше, чем у узкого. У современных А ВП удлинение колеблется около 2.



Корпусы АВП выполняются из легких сплавов, слоистых материалов и пропитанных тканей. Корпусы А ВП должны быть легки и прочны, как корпусы транспортных самолетов, и иметь такой же большой срок службы, как корпусы наземных транспортных автомобилей. Если АВП предназначены для эксплуатации над водой, особенно над морем, они рассчитываются на сопротивление ударам волн.

Несущая система аппарата «Форд» грузоподъемностью 2 т [10] состоит из центральной (грузовой) и двух боковых панелей, которые вместе с размещенными на них воздушными каналами, вентиляторами, двигателями и винтами складываются на центральную панель для транспортирования за тягачом или по железной дороге. Стенки каналов изготовлены из прорезиненного полотна.

У американского аппарата ДЖЕМ-1 пространственная ферма (каркас) изго

товлена из легированного оплава алюминия, а кузов и воздушные каналы — из стекловолокна.

Корпус аппарата ДЖЕМ-1 II выполнен из алюминиевых профилей и листов. Его стенки сделаны из эластичного материала с застежками «молниями» для легкого доступа в ресивер. В днище корпуса за ложен слой пенопласта для обеспечения плавучести аппарата на воде. Основой корпуса аппарата Эр-Кар фирмы Кертис- Райт является рама из алюминиевых труб. Корпус выполнен из профилей и листов алюминия и деталей из стеклотекстолита.

Корпусы аппаратов SR № 2 и VA-3 несущие, жесткие, алюминиевые.

Современные АВП в большинстве случаев имеют колесное шасси.

Шасси могут быть съемные (вспомогательные типа SR № 2) и несъемные,

частично или полностью убирающиеся или неубирающиеся.

Колесные шасси выполняются в простейшем, автомобильном и авиационном вариантах. Простейшее шасси имеет са- моориентирующиеся колеса. Ш асси изготовляются как с элементами подвески, так и без них.

Аппарат «Форд» грузоподъемностью2 т [11] имеет переднее управляемое и задние поддерживающие колеса (вариант I) или четыре поддерживающих колеса (вариант 2).

Аппарат «Фолланд» имеет два боковых колеса для поддержания направления движения.

Размеры АВП определяются задаваемой высотой висения, удобством управления и транспортирования. И з опубликованных материалов известно, что аппарат шириной 3 м имеет высоту висения 0,3 м и преодолевает подъем около 10— 12°. При удлинении 2 минимальная длина аппарата получается равной 6 м. При больших размерах конструкция АВП должна быть складной или разб ор ной.

Допустимый полетный вес АВП определяется площадью аппарата в плане и

давлением подушки. Чтобы исключить разрушение дорожного покрытия или груята и уменьшить образование пыли и брызг, давление в подушке применяется 80— 100 кг/м2.

У построенных А ВП средний вес 1 м2 конструкции колеблется в пределах 50— 120 кг. Наименьшую величину этого веса имеют легкие сухопутные АВП , наибольшую — амфибии, предназначенные

для движения над морем с высотой волны до 1 м.

У современных А ВП коэффициент весовой отдачи, включающий запас топлива, равен 25— 37%, т. е. примерно такой, как у самолетов. Для увеличения этого коэффициента необходимо уменьшать собственный вес АВП .

Начальная стоимость А ВП выше стоимости автомобилей, но ниже стоимости вертолетов. Стоимость 1 кг А ВП составляет по данным печати СШ А 9— 23 дол., в то время как стоимость 1 кг автомобиля близка к 1,5— 2,0 дол.

С увеличением полетного веса стоимость А ВП приближается к стоимости

автомобиля. Так, в С Ш А стоимость АВП-амфибии с полетным (общим) весом 25 г будет только на 20% больше стоимости автомобиля-амфибии общим весом 35 т.

Несмотря на высокую начальную стоимость АВП , эксплуатация их в определенных условиях может оказаться экономически более целесообразной, чем других средств транспорта. Так, по американским расчетам доставка 1 т груза в прибрежной полосе (рис. 4, б) может быть дешевле на А ВП (кривая 7), чем на автомобиле-амфибии (кривая 8) или вертолете (кривая 9).

Выводы

Принцип воздушной подушки открывает возможность создания новых средств транспорта, которые допускают последовательное сочетание эксплуатации над различными видами суши и над водой с проходимостью и скоростью движения, большей, чем у современных средств транспорта того же назначения. В настоящее время эти новые средства транспорта еще не могут конкурировать с современными автомобилями, но могут дополнять их в определенных условиях эксплуатации.

При осн.щении обычных автомобилей и автомобилей-амфибий устройствами для частичного использования принципа

воздушной подушки можно значительно повысить соответственно их проходимость и мореходные качества.

Конструкции АВП (особенно в области систем управления) еще недоработаны. Несмотря на отдельные успехи в деле обеспечения курсового управления и стабилизации АВП , а также борьбы с пыле- и брызгообразованием эти вопросы требуют дальнейших углубленных опытно-конструкторских и научно-ис- следовательских работ. В настоящее время в различных странах такие работы проводятся и создаются серийные образцы АВП силами автомобильных (Форд, Дженерал Моторе и др.), авиационных (Виккерс-Армстронг, Кертис-Райт, Боинг Уэстленд, Сикорский и др.) и судостроительных фирм. По данным печати [7], [8] наиболее подготовленными к серийному производству, являются А ВП фирм

Виккерс-Армстронг (VA-3) и Уэстленд Сандерс Роу (SR № 2 ). Эскизная компо

новка АВП VA-3 приведена на рис. 5, на котором изображено взаимное расположение узлов с вентиляторами /, тяговыми винтами 2, аэродинамическими килями 3 и воздушными рулями 4.


1. «'Engineering», Vol. 191, № 4957, A p r il 21, 1961, pp. 582 — 583.

2. «Бюллетень .изобретений» № 24, 1962.

3. «A utocar» , A p r il 20, 1962.4. «Eng ineering», Ju n e 7, 1961.5. «Q uarte r ly Transactions o f The

R oya l In s titu tio n o f N ava l Architects», Ju ly , Vol. 102, № 3, 1960, ,pp. 315- -365.

6. «Бюллетень изобретений», № 17,1961.

7. «Gas T urb ine», Novem ber—December, 1961, pp . 16—17.

8. «M echan ica l Pow er», № 682, October, 1961.

9. «M echan ica l Pow er», M ay , 1962, pp . 199—200.

10. «The M otor» (Eng.), Vol. 120, № 3109, December 20, 1961.

11. «W estern A v ia tio n » , № 10,October, 1960. pp. il4— 15.

Jl. А. ЕГОРОВ, Б. М. ФИТТЕРМАН.

Рис. 5. Эскизная компоновка АВП фирмы Виккер-Армстронг модели VA-3.


Г Е О Р Г И Й В Л А Д И М И Р О В И Ч З И М Е Л Е В

1903—1962 г.

30 декабря скончался в расцвете творческих сил крупны й ученый в области теории и конструирования автомобилей, заслуженный деятель науки и техники РСФСР, д -р техн. наук проф. Георгий Владимирович Зимелев.

Георгий Владимирович известен как крупный ученый, талантливый педагог и методист.

В течение длительного времени он руководил каф едрой в Военной о р дена Ленина Академии бронетанковых войск и являлся воспитателем молодых научных кадров.

Перу Георгия Владимировича принадлежит свыше 70 печатных работ. Труды его хорош о известны не только в Советском Сою зе, но и за

S

■V -

рубеж ом . Книги, написгнные Г. Б. Зимелевым или вышедшие под его редакцией, переведены на иностранные языки.

Георгий Владимирович вел больш ую научную и общ ественную работу. Он был членом пленума НТК ГБТУ, председателем постоянной комиссии по проблемам про ходимости колесных машин при АН СССР, членом Технического совета Госплана СССР по автомобилестроению , членом редколлегий ж урналов «Автомобильная про мышленность» и «За рулем», редактором серии «Автомобилестроение и и автотранспорт» экспресс-инф ормации ВНИИТИ.

Его светлый образ надолго останется в сердцах всех, кто его знал.

> Р И Т И К А « БИБЛИОГРАФИЯ

Я. Е. М а л а х о в с к и й , А. А. „Папин, Н. К. В е д е н е ев, «Карданные передачи», Машгиз, 1962.

Р ЕЦ ЕН ЗИ РУЕМ А Я книга содержит материалы, необходимые при проектировании трансмиссий автомобиля. Она

состоит из четырех основных разделов: 1) требования, предъявляемые к автомобильным карданным передачам, и классификация карданных передач и карданов; 2) конструкция карданов и карданных передач; 3) теория карданной передачи.4) проектирование и расчет карданной передачи.

В первом разделе кратко изложены некоторые эксплуата ционные требования, предъявляемые к карданным передачам, и дана классификация карданов.

Во втором разделе, занимающем наибольший объем, дается описание карданов и карданных передач. Основное место отведено карданам и полукарданам с резиновыми элементами, получающими все большее применение.

В этом разделе приведены все основные конструкции кар данов, встречающихся в автомобилестроении.

В третьем разделе приводятся некоторые предпосылки теоретических основ расчета карданных передач.

Четвертый раздел является наиболее полным и представляет наибольший интерес для конструкторов автомобильной промышленности. В нем приведены конструктивные данные по карданам и карданным передачам, применяемым в отечественном и зарубежном автомобилестроении.

По отдельным разделам книги можно сделать следующие замечания.

Классификацию карданов нельзя считать вполне удовлетворительной. Приведенные в ней некоторые типы карданои Тракта, Рзеппа, Геррингтон (в тексте Харингтон) описаны неполностью (например, последняя конструкция), что не дает возможности судить о карданах по указанному в классифи

кации признаку.

В табл. 21 (стр. 81) схемы карданов Вейса неудачны. И- них не видно, к чему относятся размеры сь с2\ D t и D2.

На фиг. 46— 49 (стр. 42 и 43) приведены примеры уплотня ющих устройств зарубежных конструкций, хотя наибольший интерес при проектировании автомобиля представляют конструкции уплотнений карданов отечественных автомобилей. Экспериментальные поиски рациональной конструкции манжет проводились на Московском автозаводе имени Лихачева. М а териалы по ним были бы полезны для рецензируемой книги.

В описательной части (стр. 34, фиг. 33) не указано назначе ния весьма важного элемента кардана — центрирующего устройства, а о менее важной его детали — грязезащитном устройстве — сказано более чем достаточно.

Схема фиг. 80 относится не ко всем сдвоенным карданам, а только к отдельным конструкциям, поэтому обобщать полученные расчетом результаты, которые приведены в табл. 25, нельзя. Было бы целесообразно сопоставить ошибки, получающиеся в разных конструкциях карданов.

О балансировании карданного вала сказано всего лишь несколько слов, тогда как для конструктора сведения о допускаемых дисбалансах являются весьма важными.

На фиг. 30 приведен сдвоенный кардан с одним центром качания. Такая схема имеет наименьшие габариты, но неработоспособна. Об этой особенности схемы не упоминается.

Исключительная краткость изложения теории карданной передачи не позволяет ею пользоваться при решении общих вопросов. Так, например, уравнение [1], полученное по теореме синусов, не вполне увязано со схемой (фиг. 76). и что обстоятельство затрудняет проверку полученных авторами соотношений. Вместе с тем уравнение (7) является обычным тригонометрическим соотношением и никакого отношения к разности углов р и а не имеет. Из него нельзя получить искомую разность углов в зависимости от поэтому ссылка на него (стр. 99) является ошибочной.

Угол Я. (фиг. 111, стр. 150) лучше определять расчетом, а не по данным фирмы Рзеппа.

В книге отсутствует важный раздел — расчет подшипников карданов.

Приведенные в табл. 31 размеры шипов крестовин и иголок несколько предположительны и было бы правильнее, сделав ссылку, рекомендовать уже известные размеры.

В этой же табл. 31 не обозначена длина шипа, которая, по приведенным в таблице данным, получается больше наиболее полной длины L. Большое место уделено ошибкам в сдвоенных карданах (стр. 96— 94), получающимся по конструктивным признакам, но не рассматривается вопрос точности вращения вала карданов Вейса и Рзеппа при наклонном шкворне.

В отдельных случаях встречаются неточности в цифровых данных.

Отсутствие ссылок на некоторые используемые материалы затрудняет поиски более подробных данных. В перечне литературы приведено большое количество зарубежных источников и недостаточное — отечественных.

Отмеченные недостатки не снижают ценности приведенного в книге фактического материала, и поэтому выпуск ее. несомненно, принесет пользу конструкторам.

Канд. техн. наук М. И. ЛЫСОВ НАМИ


Цена 40 коп.

ДЛЯ ВОЛОЧЕНИЯ И КАЛИБРОВКИ ПРОВОЛОКИ:

ГОРИЗОНТАЛЬНЫЕ КАЛИБРОВОЧНЫЕ СТАНКИ

системы HEG 4-х моделей серийного изготовления

для проволоки диаметром от 4 до 25 мм.

ДЛЯ ПРЕДВАРИТЕЛЬНОГО ВОЛОЧЕНИЯ: Самостоятельно работающее универсальное гидравлическое

устройство системы

m n s c H i n e n p n e R i K p e l t z e r & e h l e r sK R E F E L D , BRD T E L E X 0 853 874 • T E L E G R A M M E P E L T Z E R E H L E R S , K R E F E L D

МАШИНОСТРОИТЕЛЬНЫЙ ЗАВОД ПЕЛЬЦЕР И ЭЛЕРСНрефельд ФРГ • Телекс: 0853874 • Телеграфный адрес: пельцерэлерс, Крефельд


Documents

jkZevgZy gZmqgZy [b[ebhl dZ · И. Б. Гурвич — Технологические средства повышения срока службы двигателей 41 М. А