содержание   ..  1  2  3  4  ..

Глава 2

Двигатель тракторов

Дизель – основной вид двигателя, применяемого на тракторе. Дизелем называется поршневой двигатель, который вырабаты-

вает механическую энергию при сгорании топливовоздушной смеси, образующейся внутри его цилиндров. Самовоспламенение топлива, впрыскиваемого в камеры сгорания цилиндров дизеля в мелко распы-ленном виде, происходит вследствие окисления и нагрева его капель при их контакте с нагревшимся в результате сжатия воздухом.

В качестве топлива для дизелей используются углеводороды, получаемые из сырой нефти прямогонным способом или другими технологическими процессами и выкипающие в количестве 50% при температуре 255…280 °С и почти полностью (до 90%) при темпера-туре 330…360 °С. Для углеводородного топлива нормируется темпе-ратура не только его застывания, но и помутнения, при которой ин-тенсифицируется забивание топливных фильтров кристаллами пара-фина.

Основными достоинствами дизелей по сравнению с бензиновы-ми двигателями, предопределяющими преимущественное применение дизелей в качестве тракторных двигателей, являются:

• более высокая (на 30...40%) топливная экономичность;

• меньшая пожароопасность как самого двигателя в эксплуата-ции, так и топлива при его хранении;

• меньшее содержание в отработавших газах дизеля токсичных и канцерогенных веществ.

  Вместе с тем по сравнению с бензиновыми двигателями одина-ковой мощности дизели отличают:

• более высокая стоимость в основном за счет прецизионной то-пливоподающей аппаратуры;

• большая металлоемкость, как следствие необходимости повы-шения прочности, жесткости и износостойкости их деталей, подвер-гающихся высоким нагрузкам от газовых сил в цилиндрах;

• затрудненный пуск при низких температурах окружающей среды;

• повышенные уровни шума и вибраций.

Ведущими фирмами-производителями тракторных дизелей реа-лизовано большое количество мероприятий, направленных на умень-шение перечисленных недостатков.

Бензиновые двигатели используют (во все уменьшающихся ко-личествах) на мини-тракторах, мотоблоках, средствах малой механи-зации и в качестве пусковых двигателей мощных дизелей.

2.1. Устройство дизеля, его рабочий цикл, энергетические и экономические показатели

Устройство и принцип действия дизеля, его механизмов и функции систем. Поршень 1 цилиндров (рис. 2.1,a), представляющий собой перевернутый вверх дном стакан, с помощью поршневого пальца шарнирно соединен с верхней головкой шатуна 2, нижняя го-ловка которого надета на шатунную шейку кривошипа 3. Опорные (коренные) шейки кривошипа вращаются в подшипниках, размещен-ных в поперечных перегородках верхней половины картера 5. При вращении кривошипа вокруг своей продольной оси поршень совер-шает возвратно-поступательное движение в цилиндре 6, выпол-няющего для него роль направляющей поверхности. Нижней полови-ной картера является поддон 4, служащий резервуаром для смазочно-го материала (масла).

В многоцилиндровом дизеле его кривошипы объединены в еди-ную деталь -коленчатый вал, а цилиндры -в блок цилиндров. Для по-вышения жесткостей блока цилиндров и картера их обычно выпол-няют в виде единой литой детали -блок-картера. Сверху блок-картер накрыт общей для всех цилиндров или индивидуальными для каждо-го цилиндра головками 7, в которых расположены органы газорас-пределения дизеля. Они обеспечивают впуск в цилиндр прошедшего через очиститель 10, через впускную трубу 8 и открытый впускной клапан 9 воздуха, а также выпуск из цилиндра в атмосферу продуктов сгорания топлива через открытый выпускной клапан 12 и трубу 13. Движениями клапанов управляют кулачки 11, выполненные за одно целое с распределительным валом или валами.

В головке цилиндра через форсунку 14 производится впрыски-вание мелко распыленного топлива в воздух, который заполнил каме-ру сгорания, расположенную в днище поршня. Образующиеся при сгорании впрыснутого топлива газы резко повышают давление в ци-линдре, вызывая опускание поршня и вращение кривошипа (коленча-того вала), которое передается трансмиссии и ходовой части трактора. Совершаемая газами работа и, следовательно, мощность дизеля могут изменяться в зависимости от количества впрыскиваемого и сгораю-щего в его цилиндрах топлива. Однако такое изменение должно быть пропорционально изменению количества находящегося в цилиндрах воздуха, иначе сгорание топлива будет неполным и в отработавших газах появятся токсичные вещества (оксид углерода, несгоревшие уг-леводороды и др.), а также твердые частицы -сажа.

Для увеличения весового наполнения цилиндров воздухом ши-роко применяют наддув – предварительное сжатие воздуха в специ-

Рис. 2.1. Принципиальные схемы дизелей:

а -без наддува; б -с газотурбинным регулируемым наддувом и охлаждением наддувочного воздуха

альном компрессоре. Наиболее широко распространен наддув с по-мощью турбокомпрессора, в котором рабочее колесо центробежного компрессора закреплено на одном валу с колесом газовой турбины (рис. 2.1,б). Отработавшие в цилиндрах дизеля газы из выпускного трубопровода 13 поступают в сборную улитку турбины, а из нее -в радиальные каналы между лопатками 19 ее рабочего колеса. Расши-ряясь в каналах, газы приводят рабочее колесо во вращение вместе с валом и колесом компрессора. Атмосферный воздух через патрубок 21 поступает в радиальные сужающиеся каналы между лопатками 20 колеса компрессора. Под действием центробежной силы воздух сжи-мается, выходит в сборную улитку и направляется либо непосредст-венно в цилиндры дизеля (штриховой трубопровод), либо в охлади-тель 22. В нем нагревшийся при сжатии в компрессоре воздух ох-лаждается и повышает свою плотность. Охлаждение наддувочного воздуха производится либо атмосферным воздухом (как на схеме), просасываемым вентилятором 23 системы охлаждения дизеля, либо жидкостью, прошедшей через радиатор этой системы.

Создаваемое турбокомпрессором давление наддувочного возду-ха часто регулируется с помощью автоматического клапана 16. При определенном давлении диафрагма 15 прогибается вверх, клапан 16 поднимается и часть отработавших газов уходит через него в вы-пускной трубопровод дизеля, минуя турбину 19. При этом частота вращения ротора турбокомпрессора и, следовательно, создаваемое им давление наддува стабилизируются.

Дизель имеет два механизма: кривошипно-шатунный механизм и механизм газораспределения.

Кривошипно-шатунный механизм создает вращательное движе-ние вала, от которого крутящий момент передается потребителям.

Неподвижными деталями являются:

• блок-картер в сборе с крышками и вкладышами коренных подшипников коленчатого вала;

• прикрепленные к блок-картеру общая (или индивидуальные) головка цилиндров, масляный поддон, картер маховика, крышка при-вода механизма газораспределения. Эти детали образуют остов (кор-пус) дизеля, к которому крепятся его вспомогательные агрегаты, а также кронштейны, через которые он опирается на раму трактора.

  К подвижным деталям относятся:

• поршень в сборе с компрессионными и маслосъемными коль-цами, поршневым пальцем и деталями его фиксации (поршневая группа);

• шатун в сборе с втулкой-подшипником поршневого пальца, крышкой его кривошипной головки, болтами ее крепления к телу ша-

  туна, вкладышами шатунного подшипника (шатунная группа);

• коленчатый вал в сборе с противовесами, гасителем его кру-тильных колебаний, маховиком, ведущими деталями привода меха-низма газораспределения и вспомогательных агрегатов (кривошипная группа).

Механизм газораспределения обеспечивает своевременные впуск атмосферного воздуха в цилиндры дизеля и выпуск из них от-работавших газов. Он включает в себя ведомые детали его привода, распределительный вал с кулачками привода клапанов, толкатели, штанги и коромысла с их осями и стойками осей, клапаны с пружи-нами и деталями их фиксации.

Системы дизеля выполняют следующие основные функции.

Система питания воздухом обеспечивает впуск в цилиндры ди-зеля очищенного воздуха непосредственно из атмосферы, или после сжатия его в компрессоре, или после охладителя. Эта система вклю-чает воздухоочиститель, индикатор запыленности очищенного в нем воздуха, компрессор агрегата наддува, охладитель наддувочного воз-духа, воздушные трубопроводы.

Система питания топливом обеспечивает хранение на тракторе запаса топлива, его фильтрацию, дозирование в зависимости от ре-жима работы дизеля, впрыскивание в цилиндры по заданному закону в мелко распыленном виде и в наивыгоднейшие моменты времени. Система включает топливный бак, фильтры грубой и тонкой очистки топлива, подкачивающий насос, насос высокого давления, регулятор частоты вращения дизеля, корректоры цикловой подачи топлива, тру-бопроводы высокого и низкого давления, форсунки.

Система выпуска отработавших газов обеспечивает выпуск из цилиндров продуктов сгорания топлива либо непосредственно в ат-мосферу, либо через турбину агрегата наддува. В эту систему входит турбина с клапаном перепуска газов или без него, устройства для снижения содержания в отработавших газах токсичных веществ и са-жи, глушитель шума выпуска, искрогаситель, газовые трубопроводы.

Система охлаждения обеспечивает наивыгоднейшее тепловое состояние дизеля в зависимости от режима его работы и температуры окружающей среды путем регулируемой отдачи охлаждающему аген-ту части количества теплоты, выделившейся при сгорании топлива и трении подвижных деталей. Агентами охлаждения являются специ-альные жидкости или атмосферный воздух. В зависимости от вида агента система охлаждения включают:

• жидкостные рубашки охлаждения цилиндров и их головок, на-сос, вентилятор, радиатор, соединительные трубы или шланги;

• ребра охлаждения цилиндров и их головок, вентилятор, де-флекторы. Обе системы имеют автоматические регулирующие уст-ройства, термостаты, гидравлические, вязкостные или электромаг-нитные муфты управления частотой вращения вентилятора или его автономный электропривод.

Система смазывания обеспечивает снижение потерь мощности дизеля на преодоление трения между его движущимися деталями и отвод теплоты трения путем создания между ними слоя смазочного материала. Система включает резервуар масла (поддон или специаль-ный бак), насос с маслоприемником, фильтры грубой и тонкой очист-ки масла, его охладитель, предохранительные и перепускные клапа-ны, заливную горловину, сливную пробку, измеритель уровня масла в резервуаре, трубопроводы и соединительные шланги.

Система вентиляции картера обеспечивает поддержание в за-данных пределах давления газов, прорвавшихся в картер через ком-прессионные поршневые кольца, путем их отсоса в находящуюся под разрежением зону впускного тракта дизеля. Эта зона находится в тру-бопроводе после воздухоочистителя, но перед турбокомпрессором. Эта система состоит из отделителя взвешенных в картерных газах ка-пель масла и газоотводящего трубопровода.

Индикаторная диаграмма рабочего цикла четырехтактного дизеля. Рабочим циклом, происходящим в цилиндре дизеля, называ-ется комплекс следующих друг за другом в одной и той же последо-вательности физических и химических процессов, в результате кото-рого выделяющееся при сгорании топлива количество теплоты пре-образуется в механическую работу.

Рабочий цикл наиболее полно характеризуется индикаторной диаграммой (рис. 2.2) – зависимостью изменения давления Р (МПа) газов внутри цилиндра дизеля от занимаемого ими надпоршневого объема (см3 или л). Диаграмма может быть получена как расчетным, так и экспериментальным путем. В первом случае используются из-вестные термодинамические зависимости, а во втором -комплекс приборов (индицирующая аппаратура), состоящий из датчика давле-ния, усилителя сигнала и регистрирующего прибора (например, ос-циллографа).

Тактом называется перемещение поршня от ВМТ до НМТ или наоборот. Плоскость, в которой находится верхняя кромка поршня при его наибольшем удалении от оси кривошипа, называется верхней мертвой точкой -ВМТ (см. рис. 2.1). При таком положении поршня кривошип направлен вверх, шатун является его продолжением и оба они лежат на оси цилиндра.

Плоскость, в которой находится та же кромка поршня при его

минимальном удалении от оси кривошипа, называется нижней мерт-вой точкой – НМТ. При таком положении поршня кивошип направ-лен вертикально вниз.

Рабочий цикл может осуществляться за два или четыре такта. Подавляющее большинство тракторных дизелей работают по четы-рехтактному циклу, обеспечивающему их лучшую топливную эконо-мичность, меньшую дымность и токсичность отработавших газов. По двухтактному циклу работают бензиновые двигатели, с помощью ко-торых осуществляется пуск дизеля.

На рис. 2.2 представлены индикаторные диаграммы безнаддув-ного (рис. 2.2,а) и наддувного (рис. 2.2,б) дизелей, а также круговая диаграмма (рис. 2.2,в) фаз их газораспределения, на которой обозна-чены моменты начала открытия и конца закрытия впускного и выпу-скного клапанов.

Такт I -такт впуска r -а, в течение которого кривошип по-ворачивается от угла  = 0° до  = 180°, а поршень перемещается со-ответственно от ВМТ до НМТ. Во время этого такта атмосферный воздух через открытый впускной клапан заполняет освобождаемый поршнем объем цилиндра -процесс его наполнения. Открытие впуск-ного клапана (точка 1) начинается еще до прихода поршня в ВМТ. Такое опережение открытия впускного клапана на угол 1 поворота коленчатого вала (1 =10...20° до в ВМТ) необходимо для того, чтобы к началу такта впуска воздуха в цилиндр было открыто определенное проходное сечение клапанной щели.

При дальнейшем повороте кривошипа клапан достигает поло-жения полного открытия, после чего начинает закрываться, однако к моменту прихода поршня в НМТ (точка а) он все еще остается час-тично открытым.

Поступающий в цилиндр поток воздуха получает вращательное движение благодаря тому, что впускной канал в головке цилиндра выполнен винтообразной формы или направлен касательно (танген-циально) к окружности цилиндра. Такое вращательное движение воз-дух сохраняет до конца следующего такта, что способствует лучшему перемешиванию с ним впрыскиваемого в камеру сгорания топлива.

Давление воздуха в цилиндрах дизелей без наддува (рис. 2.2,а) во время такта впуска ниже атмосферного Ро, поскольку при движе-нии до цилиндров поток воздуха преодолевает ряд сопротивлений впускного тракта (воздухоочистителя, поворотов и шероховатостей поверхностей трубопровода, щели впускного клапана). Поэтому дав-ление в конце такта впуска Ра=0,08…0,09 МПа.

Поступающий в цилиндр воздух нагревается при смешивании с

остаточными газами -продуктами сгорания топлива во время преды-дущего цикла, занимавшими объем Vс и имевшими высокую (до 1000 К) температуру. Кроме того, воздух нагревается при соприкосновении с горячими поверхностями (днищами поршня и головок цилиндров, а также его стенками). В результате, температура смеси воздуха и оста-точных газов в конце такта впуска Та= 310…350 К. Такой подогрев снижает плотность воздуха и, следовательно, весовое наполнение им цилиндра.

Рис. 2.2. Индикаторные диаграммы дизелей:

а -без наддува; б -с наддувом; в -диаграмма фаз газораспределения

При наддуве (рис. 2.2,б) в результате предварительного сжатия воздуха в компрессоре его давление в конце такта впуска повышается до 0,15…0,18 МПа и более, а температура -до 380…400 К. Примене-

ние охладителя наддувочного воздуха позволяет снизить эту темпера-туру до 330…340 К, в значительной степени компенсировать умень-шение его плотности и дополнительно повысить его весовое количе-ство в цилиндре.

Такт П -такт сжатитя а – с (рис. 2.2,в), в течение которого кри-вошип поворачивается от угла  = 180° до угла  =360°, а поршень перемещается от НМТ до ВМТ. В начале этого такта при угле запаз-дывания закрытия впускного клапана 2 = 40…60° после НМТ, по-следний хотя и движется в направлении своего закрытия, но все еще оставляет частично открытым впускное отверстие в головке цилиндра и полностью закрывает его только в точке 2. В этот период движу-щийся по впускному трубопроводу поток воздуха продолжает посту-пать в цилиндр под действием собственной силы инерции, преодоле-вая повышающееся давление в цилиндре. Этот процесс "дозарядки" цилиндра позволяет увеличить весовое наполнение его воздухом.

После закрытия впускного клапана процесс наполнения заканчи-вается и происходит сжатие в цилиндре воздуха, сопровождающееся повышением его давления и температуры.

При положении поршня, соответствующем на индикаторной диаграмме точке с', в камеру сгорания через форсунку начинает впрыскиваться топливо. Угол, на который кривошип в этот момент "недовернулся" до ВМТ называется углом опережения начала впры-скивания топлива  °.

Вследствие высокого давления топлива, достигающего в про-цессе его впрыскивания 60…150 МПа, а также малых диаметров со-пловых отверстий форсунки (0,17…0,35 мм), его струи распадаются на мелкие капли (10…80 мкм). Их перемешивание с нагревшимся при сжатии до 700…900 К воздухом называется процессом смесеобразо-вания, во время которого капли топлива нагреваются и окисляются, т. е. подготавливаются к самовоспламенению, которое происходит при положении поршня, соответствующем точке с" на индикаторной диа-грамме.

Давление Рс и температура Тс газов в цилиндре в момент прихо-да поршня в ВМТ (точка с) у дизелей без наддува составляют соот-ветственно 4…5 МПа и 800…900 К. У дизелей с наддувом вследствие больших значений давления и температуры (точка а) эти параметры повышаются соответственно до 6...7 МПа и 1000…1100 К.

Такт III -такт расширения с -z -в, в течение которого криво-шип поворачивается от угла  = 360° до угла  = 540°, а поршень пе-ремещается от ВМТ до НМТ, совершая рабочий ход. Во время этого такта в цилиндре происходят три процесса -сгорания, расширения

продуктов сгорания и начала их выпуска, причем первый из них на-чался еще в конце такта сжатия.

В процессе сгорания топлива происходит резкое повышение давления и температуры газов в цилиндре. Впрыскивание топлива в цилиндр еще продолжается и заканчивается только через несколько градусов поворота кривошипа после ВМТ. Максимальное значение давление газов в цилиндре достигается через 10…15о после ВМТ -в точке z диаграммы -и составляет у дизелей без наддува 7…9 МПа, а у дизелей с наддувом 10...I2 МПа, вследствие сгорания большего коли-чества впрыснутого топлива. Соответственно различаются и макси-мальные температуры цикла: соответственно 1900…2000 К и 2100…2300 К.

Процесс расширения продуктов сгорания топлива происходит по мере дальнейшего удаления поршня от ВМТ. Во время этого про-цесса расширяющиеся газы совершают полезную механическую ра-боту. При положении поршня, соответствующем точке 3 на индика-торной диаграмме, начинает открываться выпускной клапан.

Процесс выпуска продуктов сгорания топлива из цилиндра на-чинается в момент, когда кривошип еще "недовернулся" до 540° на угол опережения открытия выпускного клапана (3 = 40…60о). За этот период из цилиндра под достаточно большим давлением в выпу-скной трубопровод выходит до 60…70% продуктов сгорания. Давле-ние в цилиндре при этом снижается более интенсивно, чем до точки

3. Вследствие этого уменьшается работа, затрачиваемая на принуди-тельное выталкивание поршнем остальной части продуктов сгорания, во время последующего такта выпуска.

Давление и температура газов в цилиндре в конце такта расши-рения (точке b) составляют: у дизелей без наддува соответственно Рb

= 0,2…0,3 МПа и Тb = 1000…1100 К, а у дизелей с наддувом -Рb = 0,4…0,5 МПа и Tb = 1200…1300 К. С такими параметрами газы по-ступают либо в выпускную трубу трактора или турбокомпрессор ди-зеля.

Такт IV -такт выпуска b -r в течение которого, кривошип пово-рачивается от угла  = 540° до угла  = 720°, завершая второй оборот, а поршень перемещается от НМТ до ВМТ. Выталкиваемые поршнем продукты сгорания преодолевают ряд газодинамических сопротивле-ний -клапанной щели, поворотов и шероховатостей поверхностей выпускного трубопровода, проточной части турбокомпрессора, глу-шителя шума выпуска, искрогасителя. Поэтому давление выталки-ваемых газов в цилиндре во время этого такта выше атмосферного давления Ро и к его концу (в точке r) в зависимости от наличия или отсутствия наддува составляет Рr = 0,12…0,20 МПа, а температура

Тr = 900…1100 К.

Однако процесс выпуска к этому моменту не заканчивается, а продолжается до закрытия выпускного клапана в начале следующего рабочего цикла (точка 4). Угол запаздывания закрытия выпускного клапана 4 = 10…20° поворота кривошипа после ВМТ позволяет воз-духу, поступающему в цилиндр через уже открывающийся впускной клапан, вытеснить из объема камеры сгорания часть заполняющих ее отработавших газов в выпускной трубопровод. Вследствие этого уменьшается подогрев отработавшими газами поступающего в ци-линдр воздуха и возрастает весовое наполнение им цилиндра.

Интервал поворота кривошипа 1 +4 между двумя последовательными циклами, во время которого впускной клапан уже начинает открываться, а выпускной еще кончает закрываться, т. е. оба клапана находятся в приоткрытых положениях, называется перекрытием кла-панов.

Основные технико-экономические показатели дизеля. Сред-нее индикаторное давление Рi рабочего цикла. Площадь под линией, изображающей на индикаторной диаграмме какой-либо процесс (или несколько процессов), пропорциональна работе, совершаемой газами в цилиндре во время этого процесса или затрачиваемой на его (их ) совершение.

Так, площадь Fmczbn диаграммы (рис. 2.3) пропорциональна рабо-те, совершаемой газами во время процессов сгорания, расширения, и части процесса выпуска. Площадь Fnacmпропорциональна работе, за-трачиваемой на осуществление процесса сжатия.

Таким образом, результирующая работа газов, которая может быть преобразована в полезную механическую работу, пропорцио-нальна разности этих площадей: Fпол = Fmczbn -Fnacm.

На выталкивание газов поршнем из цилиндра работа всегда

только затрачивается. При заполнении цилиндра воздухом работа может как затрачиваться (в дизелях без наддува), так и получаться (в дизелях с наддувом), так как в этом случае давление сжатого в ком-прессоре воздуха способствует перемещению поршня от ВМТ к НМТ. При обработке индикаторных диаграмм с целью определения среднего индикаторного давления цикла эти работы в процессах газо-обмена не учитываются ввиду их сравнительной малости и условно

относятся к механическим потерям в дизеле.

Площадь Fпол может быть представлена в виде равновеликой ей площади прямоугольника efgl, построенного на том же основании ра-бочего объема цилиндра Vh'. Тогда высота ef этого прямоугольника представляет собой условное постоянное по величине давление газов

в цилиндре, пропорциональное работе, которую они совершили бы за один такт, и равное работе, совершаемой ими за все четыре такта цикла при их изменяющемся давлении. Такое давление называется средним индикаторным давлением цикла Рi.

Индикаторная мощ-ность (кВт) четырехтактного дизеля, т.е. работа, которую могли бы за единицу времени совершить газы во всех его цилиндрах при давлении Рi , определяется по уравнению:

PiV ' n

N  i h ,

i 120

где Pi

• среднее индикаторное

  давление цикла в одном ци-линдре, МПа; i - количество

  V

   

  h

   

  цилиндров в дизеле; '

• рабо-

Рис. 2.3. Геометрическая интерпретация среднего индикаторного давления цикла

чий объем одного цилиндра, л; n -частота вращения коленча-того вала дизеля, мин-1.

Механический КПД. Часть работы, совершаемой газами в цилиндрах дизеля, расходуется на преодоление трения между его деталями, привод механизма газораспре-деления и вспомогательных агрегатов, а также на осуще-ствление процессов газообме-на. Эти затраты работы газов

оцениваются механическим КПД дизеля м. У современных трактор-ных дизелей этот показатель лежит в пределах 0,8...0.9, причем боль-шее значение относится к дизелям с наддувом.

Среднее эффективное давление Ре рабочего цикла пропорцио-нально работе, совершаемой газами в цилиндре дизеля за один цикл, за исключением ее затрат, учитываемых механическим КПД. Эта ра-бота передается через коленчатый вал дизеля трансмиссии трактора. Среднее эффективное давление рабочего цикла, МПа,

Pе  Рiм .

Ниже приведены значения минальной мощности.

Рe при работе дизеля на режиме но-

Дизель ……… Безнаддувный С наддувом С наддувом и охлаждением

наддувочного воздуха

Ре, МПа ……. 0,7…0,8 0,9…1,0 1,0…1,2

Эффективная мощность (кВт) четырехтактного дизеля опреде-ляется по уравнению, аналогичному уравнению индикаторной мощ-ности:

Ne 

P iV n

'

.

e h

120

Изменения эффективной мощности Ne

в зависимости от часто-

ты n вращения коленчатого вала дизеля называется скоростной ха-рактеристикой его эффективной мощности. Если при этом количест-во топлива, впрыскиваемого в цилиндры дизеля, является максималь-ным (соответствующим работе трактора при полной нагрузке), т.е. когда орган управления подачей топлива находится на упоре в винт-ограничитель, то развиваемая дизелем мощность будет также макси-мальной. В этом случае его скоростная характеристика называется внешней (рис. 2.4).

Рис. 2.4. Внешняя скоростная характеристика дизеля

В энергонасыщенном тракторе вся мощность двигателя не мо-жет реализоваться в тягу на крюке ввиду повышенной пробуксовки движителя или недопустимо высоких нагрузок на детали трансмис-сии. Поэтому в зависимости от условий работы трактора, например, с отключенным ВОМ или на пониженных передачах, крутящий момент М двигателя, а с ним и мощность (ее первый уровень) ограничивают определенными значениями. Для этого специальное устройство, свя-занное с механизмом включения ВОМ или механизмом переключения передач трактора, переставляет ограничитель хода рейки топливного насоса высокого давления дизеля.

Таким образом, полную мощность (ее второй уровень) двига-тель может развивать только при его дополнительной загрузке через ВОМ или при движении трактора на высших передачах.

Частота вращения n коленчатого вала изменяется от минималь-но устойчивой nmin до ограничиваемой регулятором nдн (номинальной частоты вращения), при которой развиваемая дизелем мощность

достигает максимального значения -номинальная мощность

Nдн . Эта

мощность является одним из основных показателей дизеля. Пример-

ные применяемости дизелей с различными значениями ством i цилиндров приведены в табл. 2.1.

Nдн и количе-

Литровая мощность

рованности дизеля,

N л (кВт/л), оценивающая уровень форси-

N  Nдн 

h

л iV '

2.1. Применяемость дизелей с различной номинальной мощностью и числом i цилиндров

Nдн

Ниже приведены значения литровой мощности дизелей различ-ных моделей.

Дизель ………… Безнаддувный С наддувом С наддувом и охлаждением

наддувочного воздуха

Литровая

мощность, кВт/л ... 10…15 15…18 19…21

Крутящий момент М ( H  м ), развиваемый дизелем,

M  9550 Ne 

n

Экспериментально он определяется с помощью электрического или гидравлического тормоза.

Внешняя скоростная характеристика М = f(n) приведена на рис.

2.4. При увеличении нагрузки на трактор частота вращения вала его дизеля уменьшается от максимального его значения на режиме холо-

стого хода

nдх

до nдн . Это уменьшение частоты невелико и составляет

7…10% благодаря действию регулятора, автоматически увеличиваю-щего количество впрыскиваемого в цилиндры дизеля топлива по мере увеличения действующей на него нагрузки. В результате этого, кру-

тящий момент М возрастает от нуля до значения

M дн , соот-

ветствующего номинальной мощности дизеля

Nдн . Этот участок ха-

рактеристики М называется ее регуляторной ветвью.

При дальнейшем увеличении нагрузки на трактор, т.е. при пере-грузке дизеля, частота вращения его коленчатого вала и, следователь-но, скорость движения трактора резко уменьшаются вследствие пре-кращения действия регулятора. Однако благодаря включению в рабо-ту прямого корректора топливоподачи, продолжающего (хотя и с меньшей интенсивностью) автоматически увеличивать подачу топли-ва в цилиндры дизеля, его крутящий момент продолжает возрастать

до M дм

при частоте вращения, сниженной до

nдм . Этот участок харак-

теристики М называется ее корректорной ветвью.

Запас крутящего момента

М  М дм

• М дн

позволяет трактору

преодолевать перегрузку и продолжать движение хотя и с меньшей скоростью, но без переключения передач в коробке, что снижает

утомляемость тракториста. Запас крутящего момента М

характери-

зуется коэффициентом приспособляемости К дизеля к действующей на него нагрузке:

К  Мдм  Мдн .

У современных тракторных дизелей К = 1,15…1,44.

Часовой расход топлива GT

есть количество топлива в кг, из-

расходованного дизелем за 1 ч его работы на установившихся скоро-стном и нагрузочном режимах.

Удельный эффективный расход топлива,

г (кВт  ч) ,

g  GT 103 

e N

Его минимальное значение

e

ge min на внешней скоростной ха-

рактеристике является главным оценочным параметром топливной экономичности дизеля. У лучших образцов современных тракторных

дизелей ge =195...215

г /(кВт  ч) .

Удельная масса дизеля, г/кВт,

где

Gдв

gдв

-масса двигателя, кг.

 Gдв

/ Nдн ,

У современных дизелей gдв = 5…9 кг/кВт.

1. Кривошипно-шатунный механизм дизеля

   Геометрические параметры кривошипно-шатунного меха-низма. Линейные параметры. Расстояние от оси вращения кривоши-па до оси его шатунной шейки называется радиусом кривошипа r.

   Расстояние, проходимое поршнем при его перемещении от ВМТ до НМТ или наоборот, т. е. за 180° поворота кривошипа, называется

   ходом поршня S (см. рис. 2.1). Отсюда следует, что

   S  2r .

   Отношение хода поршня S к диаметру цилиндра D дизеля назы-вается его размерностью или параметром его короткоходности. Если S/D < 1, то дизель считается короткоходным, если S/D > 1 -длинно-ходным, если S/D = 1 -квадратным.

   Отношение радиуса кривошипа r к длине шатуна L называют кривошипно-шатунным отношением:

    = r / L.

   Объемные параметры. Объем, описываемый поршнем при его перемещении в цилиндре от ВМТ до НМТ или наоборот, называется рабочим объемом цилиндра:

   2

    

   V '  D S

   

   h 4 .

   Сумму рабочих объемов всех цилиндров дизеля называют его литражом:

   h

    

   h

    

   V  V 'i ,

   где i -количество цилиндров.

   Объем пространства над поршнем при его положении в ВМТ, называют камерой сжатия или сгорания -объем VC .

   Сумма рабочего объема цилиндра и объема его камеры сгорания составляет полный объем цилиндра

   '

   Va  Vh

    Vc .

   Отношение полного объема цилиндра Va

   к объему его камеры

   сгорания VC , показывающее во сколько раз сжимается поступивший в цилиндр воздух при перемещении поршня от НМТ до ВМТ, называ-ется степенью сжатия:

     Va Vc .

   Компоновочные схемы кривошипно-шатунного механизма. Компоновочные схемы цилиндров дизеля, нашедшие наибольшее распространение в тракторных дизелях, представлены на рис. 2.5.

   
    

   

   
    

   Рис. 2.5. Расположение цилиндров дизеля:

   а -однорядное; б -двухрядное V-образное

   
    

   При однорядном расположении цилиндров их оси лежат в одной плоскости (обычно вертикальной), проходящей через ось коленчатого вала (рис. 2.5,а). Преимуществом однорядных дизелей является их малая ширина, обеспечивающая хорошую обзорность с места тракто-риста, например междурядий обрабатываемых сельскохозяйственных культур.

   При двухрядном расположении цилиндров, обычно V-образном, их оси лежат в двух плоскостях с утлом  между ними и проходящих через ось коленчатого вала (рис. 2.5,б). Такую компоновку имеют ди-зели с числом цилиндров 6, 8 и 12. Угол  -угол развала цилиндров,

   наиболее часто равен 90°. Преимуществами двухрядных дизелей яв-ляются их меньшая длина, позволяющая уменьшить базу трактора и улучшить его маневренность, а также повышенная жесткость кор-пуса, способствующая уменьшению потерь мощности дизеля на тре-ние между его подвижными деталями и увеличению его моторесурса. Пространство между блоками цилиндров используется для размеще-ния агрегатов систем дизеля и, в первую очередь, для размещения то-пливного насоса высокого давления.

   Количество цилиндров и их взаимное расположение в сочета-нии со схемой кривошипов коленчатого вала предопределяют равно-мерность вращения последнего, амплитуды изменения крутящего момента, а также наличие неуравновешенных инерционных сил и создаваемых ими моментов, передающихся на раму трактора.

   Силы и моменты, действующие в кривошипно-шатунном механизме. Давление газов на днище поршня 1 (рис. 2.6) создает силу РГ, направленную по оси цилиндра. Эта сила, передаваемая через бо-бышки поршня на поршневой палец, может быть разложена на две составляющие: Рш и N.

   Сила Рш направленная вдоль оси шатуна 2, вызывает изгиб поршневого пальца, а также изнашивание как его самого, так и бо-бышек поршня и втулки-подшипника поршневой головки шатуна. Через кривошипную головку шатуна сила Рш передается шатунной шейке кривошипа 5. Ее можно разложить на две составляющие силы: Рки Т.

   Сила Рк направлена вдоль кривошипа, сжимает его щеки, на-гружает коренные шейки и их подшипники, вызывая их износ.

   Сила Т направлена перпендикулярно кривошипу, т. е. касатель-но к окружности вращения оси его шатунной шейки, это -тангенци-альная сила. Она вызывает изгиб щек кривошипа и его шатунной шейки, скручивание его коренных шеек, износ шеек и их под-шипников. Действуя на плече, равном радиусу r кривошипа, сила Т создает активный момент Ма = Т r (рис. 2.6,б), который передается трансмиссии и движителю трактора.

   Сила N направлена перпендикулярно шатуну. Поскольку угол отклонения шатуна от оси цилиндра относительно невелик, эту силу условно принимают направленной перпендикулярно стенке цилиндра 3 и называют нормальной силой. При перемещениях поршня она из-меняется по величине и направлению, поочередно прижимая его к противолежащим стенкам цилиндра, вызывая их износ и вибрацию, являющуюся одним из источников шума дизеля.

   Сила N, действуя на переменном плече X, создает реактивный

   
    

   
    

   

   
    

   
    

   Рис. 2.6. Силы и моменты, действующие в кривошипно-шатунном механизме

   момент

   
    

   МР =N X,

   который при любом положении поршня равен по величине, но проти-

   воположен по направлению активному моменту:

   M P  M a .

   Реактивный момент вызывает поперечные колебания корпуса дизеля, которые могут через кронштейны 9 его опор и раму 7 тракто-ра передаваться установленной на ней кабине оператора и его сиде-нью. Для демпфирования этих колебаний между кронштейнами и ра-мой устанавливают упругие (обычно резиновые) элементы 8.

   Кроме рассмотренных составляющих силы РГ в кривошипно-шатунном механизме действуют центробежные и инерционные силы, порождаемые массами его подвижных деталей.

   Вращающаяся вокруг оси кривошипа масса его шатунной шейки вместе с массой установленной на ней нижней головки шатуна, а также массами прилегающих к этой шейке неуравновешенных частей щек создают центробежную силу Рц. Она растягивает щеки криво-шипа, нагружает его коренные шейки и их подшипники и вызывает колебания корпуса дизеля на его упругих опорах. Эта сила может быть полностью уравновешена с помощью противовесов 6 на про-должениях щек кривошипа, если создаваемая их массами центробеж-ная сила Рпр.ц равна по величине и противоположна по направлению силе Рц.

   Движущаяся возвратно-поступательно вдоль оси цилиндра мас-са комплекта поршня и условно суммируемая с ней масса верхней

   части шатуна создают переменную по величине и направлению силу инерции, которая алгебраически суммируеся с силой РГ, а следова-тельно, отражается на величинах ее составляющих Рш и N. Эта сила инерции может быть представлена в виде суммы сил инерции первого Рин.I -и второго Рин.II порядков, изменяющихся по косинусоидальному закону. Максимальная сила Рин.I больше максимальной силы Рин.II во столько раз, во сколько раз длина шатуна L больше радиуса кривоши-па r.

   Период изменения силы Рин.I равен 360° поворота кривошипа (рис.2.6,б). Поэтому эту силу частично уравновешивают центробеж-ной силой масс противовесов на продолжениях щек кривошипа. При этом часть силы Рин.I переносится из вертикальной плоскости ее дей-ствия в горизонтальную.

   Период изменения силы Рин.II равен 180° поворота кривошипа. Поэтому уравновесить ее с помощью противовесов на продолжениях его щек невозможно. Для этой цели противовесы 11 (рис. 2.6,в) уста-

   навливают на двух дополнительных валах, приводимых шестернями 14, 13 и 10 и вращающихся в противоположные стороны с частотой в 2 раза больше частоты вращения кривошипа. Опоры дополнительных валов часто располагают в поперечных перегородках промежуточно-го картера 12. Горизонтальные составляющие центробежных сил про-тивовесов гасят друг друга, а сумма их вертикальных составляющих уравновешивает силу Рин.II. Такие уравновешивающие механизмы имеются на всех четырехцилиндровых рядных дизелях ведущих трак-торостроительных фирм.

   Силы Рц, Рин.I и Рин.II , действующие в отдельных цилиндрах ди-зеля, создают моменты, которые дополнительно к реактивному мо-менту МР передаются на его корпус и поэтому требуют своего урав-новешивания.

   Неподвижные детали кривошипно-шатунного механизма. Блок-картер дизеля с жидкостным охлаждением нагружается силами давления газов внутри его цилиндров, инерционными силами масс деталей механизма, совершающих возвратно-поступательное и вра-щательное движения, моментами от этих сил, монтажными силами, возникающими при затяжке крепежных элементов. В нем возникают также термические деформации, обусловленные неравномерным по-лем температур. Внутренние поверхности стенок блок-картера под-вергаются коррозионному воздействию охлаждающей воды и созда-ваемым ею кавитационным разрушениям.

   Основными требованиями, предъявляемыми к блок-картеру, яв-ляются его продольная и поперечная жесткости, сопротивление уста-лости, коррозионная стойкость, высокая теплопроводность, износо-стойкость его трущихся поверхностей и др.

   Блок-картеры отливают обычно из серого чугуна с добавками хрома, никеля, молибдена, титана, после чего подвергают искусст-венному старению до твердости 190…240 НВ, уменьшающему его деформации в процессе эксплуатации дизеля.

   Конструктивно блок-картер дизеля с жидкостным охлаждением (рис. 2.7) представляет собой многосекционный корпус 1 коробчатой формы. Его верхняя часть является блоком цилиндров 2, окруженных рубашкой охлаждения 3, в которую жидкость нагнетается насосом через окно в передней стенке блока. Рубашка замкнута сверху и снизу двумя плитами, составляющими единое целое с боковыми, передней и задней стенками блока.

   Через отверстия в верхней плите и колодцы 21 проходят штанги привода коромысел механизма газораспределения, через сверления 4 происходит перетекание охлаждающей жидкости и масла.

   Резьбовые части отверстий 6 под болты или шпильки, притяги-

   вающие к блоку головку его цилиндров, заглублены относительно привалочной плоскости 5, на которую при сборке дизеля укладывает-ся уплотнительная прокладка газового стыка. Такие заглубления ис-ключают местные выпучивания плоскости 5 при затяжке крепежных деталей и нарушение герметичности соединения.

   Нижняя плита отделяет рубашку охлаждения блока цилиндров от картерного пространства. Плита имеет вертикальные приливы с обработанными в них цилиндрическими направляющими 20, в кото-рых перемещаются толкатели механизма газораспределения.

   Цилиндры дизеля испытывают воздействие комплекса разноха-рактерных нагрузок, предопределяющих срок их службы. Давление газов в цилиндре достигает 14 МПа, а их температура 2000 °С. При таких условиях возникает недостаток смазки между поршнем и ци-линдром, особенно в верхней части последнего, что обусловливает интенсификацию его износа. Этому способствует также осаждение на ней кварцевой пыли, проникающей в цилиндр через воздухоочисти-тель.

   
    

   

   Рис. 2.7. Блок-картер дизеля с жидкостным охлаждением

   Кроме абразивного износа рабочая поверхность цилиндра под-вергается коррозионному воздействию соединений находящейся в топливе серы. Частицы образовавшихся оксидов обладают высокой твердостью и в дальнейшем действуют как абразивы. Ударные на-грузки от газовых сил, а также от передаваемой через поршень нор-мальной силы и силы инерции самого поршня при его "перекладках" вызывают высокочастотные колебания стенок цилиндра. Помимо из-лучения шума, эти колебания нарушают стационарность обтекания цилиндра охлаждающей жидкостью. Возникающие при этом кавита-ционные процессы в жидкости приводят к образованию на наружной поверхности цилиндра каверн, глубина которых достигает нескольких миллиметров. Через сквозные каверны охлаждающая жидкость может попадать в смазочное масло, находящееся в поддоне, нарушая его свойства и вызывая необходимость его преждевременной замены.

   Для повышения жесткости блока цилиндров последние иногда сливаются друг с другом по всей высоте. Кольцевая проточка высо-той 15...20 мм вокруг верхнего пояса цилиндра позволяет подвести охлаждающую жидкость к этой наиболее нагретой его части.

   Увеличение срока службы цилиндров требует применения для их изготовления материалов, являющихся более качественными, чем материал блок-картера. Кроме того, для повышения ремонтоспособ-ности дизеля необходима возможность нетрудоемкой замены его из-ношенных или поврежденных цилиндров. Эти обстоятельства приве-ли к изготовлению цилиндров целиком или только их трущейся по-верхности в виде легкосъемных деталей, устанавливаемых в блок-картер. Такие детали называют гильзами цилиндров, их изготовляют обычно из серого перлитного чугуна типа СЧ 21 или СЧ 24 с добав-ками хрома, никеля, титана и др.

   Гильзы получают методом центробежного литья. После механи-ческой обработки их внутренняя поверхность закаливается ТВЧ до твердости 40...50 НRС. Глубина закаленного слоя составляет 2…3 мм. После закалки и отпуска рабочая поверхность гильз хонингуется. Для предотвращения появления на ней в начальный период эксплуатации натиров и задиров гильзы погружают в кислотный раствор солей мо-нофосфата марганца, в результате чего указанная поверхность по-крывается тонкой (5…8 мкм) пленкой кристаллов фосфата марганца.

   Конструктивно гильзы выполняются "мокрыми" и "сухими".

   "Мокрые" гильзы (рис. 2.8,а) верхними (направляющими) поя-сками 2 запрессовываются в расточки блока цилиндров. Их наружная поверхность непосредственно омывается охлаждающей жидкостью, что обеспечивает хорошие теплоотводящие качества таких гильз. Верхняя плоскость 4 опорного бурта 5 гильзы несколько выступает

   над привалочной плоскостью блока цилиндров и на нее укладывается прокладка газового стыка. Для предотвращения просачивания охлаж-дающей жидкости через стык между опорным буртом гильзы и бло-ком в коническую фаску последнего часто устанавливается резино-вое кольцо 3.

   Нижний пояс гильзы является ее уплотняющей частью. Герме-тизация рубашки охлаждения достигается с помощью резиновых ко-лец 1, устанавливаемых в канавки на поверхности гильзы или блок-картера (рис. 2.8,б). Последнее решение предпочтительнее, так как при ремонте дизеля кольца укладываются в канавки блок-картера до запрессовки в него новой гильзы. В результате не происходит повре-ждения колец при их прохождении мимо острых кромок кавитацион-ных каверн, образовавшихся на поверхности блок-картера, как это имеет место при установке колец в канавки гильзы. Кавитационные процессы происходят наиболее интенсивно в зазоре между гильзой и блок-картером над верхним резиновым кольцом. Поэтому этот зазор часто заполняют дополнительным плоским антикавитационным рези-новым кольцом 6.

   
    

   

   Рис. 2.8. Гильзы цилиндров: а и б -"мокрые"; в -"сухая"

   
    

   "Сухие" гильзы 7 (рис. 2.8,в) имеют толщину всего 2…3 мм. Они запрессовываются в блок цилиндров и их наружная поверхность ох-лаждающей жидкостью непосредственно не омывается. Такие гильзы применяют реже, чем "мокрые", несмотря на ряд преимуществ -по-вышение жесткости блок-картера, улучшение охлаждения верхней

   части цилиндра, снижение расхода дорогостоящего материала. Одна-ко вследствие пониженной жесткости этих гильз происходит их де-формация при запрессовке в блок цилиндров. Образующиеся местные зазоры между этими деталями заполняются картерными газами, обла-дающими низкой теплопроводностью. В результате ухудшается отвод теплоты в рубашку охлаждения блока. Кроме того, вследствие де-формации гильз хонингование их рабочей поверхности приходится производить после их запрессовки в блок цилиндров, что усложняет замену изношенных гильз в эксплуатации.

   

   Цилиндры дизелей с воздушным охлаждением являются, как правило, индивидуальными. Теплоемкость охлаждающего цилиндры атмосферного воздуха меньше теплоемкости охлаждающей жидкости. Поэтому для интенсификации отвода теплоты от цилиндра 4 (рис. 2.9) его наружную поверхность снабжают ребрами 5, увеличивающими площадь поверхности охлаждения. Объединение ребристых цилинд-ров в единой отливке является технологически весьма сложным, что и предопределяет их индивидуальность.

   
    

   
    

   

   
    

   Рис. 2.9. Цилиндр дизеля с воздушным охлаждением

   
    

   Охлаждающий воздух нагне-тается в межреберные каналы вен-тилятором. Форма ребер в сечении бывает обычно трапецеидальной, а в плане -прямоугольной или круг-лой. Чтобы температурное поле по окружности цилиндра было более равномерным длину ребер со сто-

   роны выхода нагревшегося от них воздуха делают несколько больше, чем со стороны обдувающего их холодного воздуха. Чтобы сблизить цилиндры и уменьшить тем самым длину дизеля, обращенные друг к другу ребра смежных цилиндров делают укороченными.

   В местах прохода анкерных шпилек 3, притягивающих гайками 7 цилиндр 4 и его головку 6 к картеру 1, в ребрах делаются спе-циальные вырезы. Места контакта цилиндров 4 и картера 1 уплотня-ют прокладками 2. Шпильки растягиваются усилием, создаваемым давлением газов в цилиндре и дополнительным усилием при удлине-нии цилиндра вследствие его нагрева.

   Цилиндр может устанавливаться своей направляющей частью в расточку в верхней плите картера как до соединения шатунно-поршневой группы с коленчатым валом, так и после него. В послед-нем случае цилиндр надевается на поршень сверху, а для равномерно-го обжатия поршневых колец нижняя его часть снабжается длинной внутренней конической фаской 8.

   Картер дизеля с жидкостным охлаждением отливается как одно целое с блоком его цилиндров, а дизеля с воздушным охлаждением -в виде отдельной корпусной детали. Картер разделен поперечными перегородками 11 (см. рис. 2.7), усиленными радиальными, а иногда и концентричными ребрами жесткости 18. В приливах этих перегоро-док обработаны постели верхних вкладышей 12 коренных подшипни-ков коленчатого вала. Нижние вкладыши 13 подшипников размеща-ются в крышках 16 подшипников, притягиваемых к картеру болтами 17 или гайками шпилек. Крышки и болты нагружаются газовыми си-лами и силами инерции подвижных деталей кривошипно-шатунного механизма. Поэтому отлитые из чугуна крышки снабжаются ребрами жесткости и фиксируются от поперечных перемещений боковыми выступами, упирающимися в стенки пазов картера. Для обеспечения правильной формы и соосности постелей под вкладыши в картере и крышках их расточка производится с одной установки.

   Опорные шейки вала механизма газораспределения вращаются в бронзовых втулках-подшипниках 19, запрессованных в приливы пе-регородок картера. Выполненный в продольной стенке картера канал 7 является главной магистралью системы смазки дизеля, в которую очищенное в фильтре масло нагнетается под давлением насосом этой системы. Из магистрали масло по сверлениям 9 в перегородках карте-ра поступает к коренным подшипникам коленчатого вала. Из этой же магистрали через угловые форсунки 8 осуществляется струйное ох-лаждение маслом днищ поршней форсированных дизелей.

   К нижней плоскости 15 картера через герметизирующую про-кладку с помощью болтов, ввертываемых в резьбовые отверстия 14,

   крепится масляный поддон. Опускание плоскости 15 (размер Н, рис. 2.10,а) ниже оси коленчатого вала способствует повышению жестко-сти картера. Кроме того, с целью уменьшения деформаций постелей коренных подшипников вала (рис. 2.10,а) их крышки 2 часто притя-гиваются к бобышкам на стенках 1 картера болтами 3, играющими роль поперечных силовых связей. Однако боковые усилия, дейст-вующие на крышку подшипника, могут нарушать плотность стыка между ней и бобышками.

   
    

   
    

   

   
    

   Рис. 2.10. Способы повышения жесткости картера

   
    

   В последнее время более широкое распространение находит разделение картера на верхнюю 1 (рис. 2.10,б) и нижнюю 2 части. По-следняя (промежуточный картер) является единым литым корпусом всех крышек коренных подшипников коленчатого вала и крепится к верхней части картера кроме болтов 3 еще и болтами 4, расположен-ными внутри или снаружи него. Соединение половин картера являет-ся беспрокладочным. Утечка масла наружу предотвращается нанесе-нием на соединяемые плоскости деталей герметизирующего состава. Такая конструкция обладает большой жесткостью. К числу ее недос-татков относится необходимость демонтажа детали 2 для замены хотя бы одного вкладыша коренного подшипника коленчатого вала.

   Поддон картера (рис. 2.11) служит резервуаром масла системы смазывания дизеля. Через погруженный в него сетчатый приемник масло всасывается насосом этой системы и подается под давлением через фильтр в главную магистраль.

   В эксплуатации трактор может подвергаться большим бортовым и кормовым наклонам. Колебания уровня масла в поддоне могут на-рушить непрерывность его всасывания насосом. Во избежание этого в

   поддоне устанавливают горизонтальные или вертикальные перего-родки -успокоители 1, закрепляемые болтами или точечной сваркой.

   Для слива масла при его замене или ремонтных работах в ниж-ней точке поддона предусматривается резьбовая пробка 2.

   Поддон изготовляют как штамповкой (рис. 2.11,а) из стального листа, так и литьем (рис. 2.11,б) из алюминиевого сплава или чугуна. Литые поддоны обладают рядом существенных преимуществ. На их внутренних и наружных поверхностях могут быть оформлены ребра 3, интенсифицирующие отвод теплоты от масла, температура кото-рого может достигать 120…130 °С. Ребра увеличивают также жест-кость поддона, снижая тем самым его вибрации и излучаемый им шум на 6…8 дБ(А). В то же время, такие поддоны увеличивают массу дизеля и могут быть разрушены при наезде трактора на препятствие. Равномерная деформация прокладки 4 штампованных поддонов обес-печивается жесткой стальной шиной 5.

   
    

   

   Рис. 2.11. Масляные поддоны: а -штампованный; б – литой

   
    

   Головки цилиндров дизелей с жидкостным охлаждением (рис. 2.12,а), представляют собой полую коробку, внутри которой проходят каналы 7 и 5 для впуска в цилиндры воздуха и выпуска из них отра-ботавших газов, а также колодец 2, в который устанавливается топ-ливная форсунка. Поверхности этих элементов окружены рубашкой охлаждения 8. Для предотвращения образования в рубашке паровых пробок окно отвода из нее нагревшейся жидкости располагают в верхней ее части.

   Нижняя полка головки через прокладку газового стыка прижата к привалочной плоскости блока цилиндров с помощью болтов или шпилек, проходящих через сверления 15. Часть полки, ограниченной контуром цилиндра, называют огневым днищем. Воздействие на него

   газов такое же, как и на днище поршня. Поэтому толщина этой части полки больше, чем остальных стенок головки.

   В днище обработаны гнезда 6 и 4 для установки в них седел впускных и выпускных клапанов механизма газораспределения. Пе-ремычки между этими гнездами, а также посадочным гнездом 2 фор-сунки являются самыми нагретыми (до 400° С) местами в дизеле. Пе-регрев межклапанных перемычек приводит к образованию в них тре-щин, а перегрев гнезда форсунки -к закоксовыванию распыливающих топливо сопловых отверстий. Во избежание этого, охлаждающая жидкость, перетекающая из рубашки охлаждения блока цилиндров в рубашку его головки, часто направляется через вертикальное 3 и го-ризонтальное сверления в первую очередь на межклапанную пере-мычку.

   В резьбовое отверстие 11 ввернута заглушка. Форсунка крепит-ся нажимной полой пробкой, ввертываемой в резьбовое отверстие 12 или вильчатой скобой и болтом, ввертываемым в резьбовое отверстие 13.

   Для улучшения отвода теплоты от форсунки колодец под нее делают также в виде латунного стакана 19, который запрессовывается в верхнюю и нижнюю полки головки, прижимается корончатой резь-бовой пробкой 21 и уплотняется резиновым кольцом 18.

   Резьбовые сверления 17 служат для крепления болтами впуск-ного и выпускного трубопроводов.

   На верхней полке головки монтируются стойки коромысел при-вода клапанов механизма газораспределения, а в сверления 10 верти-кальных приливов запрессовываются направляющие втулки клапа-нов. В углубления 9 полки через тарелки или непосредственно опи-раются торцы клапанных пружин. Штанги привода коромысел прохо-дят через сверления 16, служащие одновременно и для слива в поддон масла, скапливающегося на верхней полке головки. Клапанная короб-ка 14 накрывается штампованным или литым колпаком через резино-вую прокладку.

   Головки выполняют как общими на все или несколько цилинд-ров (моноголовки), так и на каждый цилиндр (индивидуальные). По-следние обладают рядом преимуществ. Меньшая масса таких головок облегчает их изготовление и ремонт дизеля. Они являются унифи-цированными для семейства дизелей с разным числом цилиндров. В случае повреждения индивидуальной головки требуется замена толь-ко ее одной, а не общей для нескольких цилиндров. Деформация прокладки газового стыка под индивидуальной головкой при ее креп-лении к блоку цилиндров является более равномерной.

   

   В то же время,

   
    

   жесткость корпуса дизеля с индивидуальными головками цилинд-ров меньше, чем с моноголовкой. Поэтому их применяют преимуще-ственно при большом диаметре цилиндров.

   Головки отливают в земляные формы из чугунов типа СЧ18 и СЧ21, легированного хромом, никелем, молибденом, титаном, а также в кокиль -из алюминиевых сплавов.

   Головки цилиндров дизелей с воздушным охлаждением (рис. 2.12,б) с целью интенсификации отвода от них теплоты имеют разви-тое оребрение. Ребра горизонтальные и вертикальные расположены вдоль движения потока охлаждающего их воздуха. Технологическая сложность отливки ребристых головок приводит к изготовлению их в подавляющем большинстве индивидуальными, несмотря на дополни-тельное снижение при этом жесткости корпуса дизеля. В качестве ма-териала головок применяют алюминиевые сплавы типа АК9 и АК12ММгН, обладающие большей теплопроводностью и лучшими литейными свойствами, чем чугуны.

   Прокладки газового стыка между головкой и блоком цилиндров имеют конструкцию, зависящую от разновидности головки.

   Прокладка под моноголовку (рис. 2.12,в) состоит из рифленого стального листа 1, покрытого с двух сторон асбестовым полотном или ре-зиноасбестовой смесью 2, полученной в результате горячей вулка-низации. Толщина прокладки около 1,5 мм. В местах расположения цилиндров, отверстий для прохода штанг привода коромысел, болтов или шпилек крепления головки, а также охлаждающей жидкости и масла в прокладке вырезаны соответствующие отверстия. Отверстия для гильз цилиндров имеют окантовку 3 из малоуглеродистой листо-вой стали толщиной 0,2…0,3 мм. Окантовка ложится на опорный бурт гильзы цилиндра. При затяжке болтов крепления головки в этом месте происходит обжатие прокладки, обеспечивающее герметиза-цию объема цилиндра.

   Прокладка 3 под индивидуальную головку 2 (рис. 2.12,г) также индивидуальная кольцевая, ее устанавливают на опорный бурт гиль-зы 1 цилиндра. Головка центрируется относительно блока 8 втулками

   6. Для увеличения деформации мягкой стальной или алюминиевой прокладки 3 при затяжке болтов 5 крепления головки в ее днище за-прессовывают или заливают стальное нажимное кольцо 4.

   Подбором прокладок, имеющих различную толщину, при сбор-ке дизеля обеспечивают во всех его цилиндрах одинаковый опти-мальный зазор между огневыми днищами его головок и днищами поршней при положении последних в ВМТ. Это способствует по-вышению топливной экономичности дизеля и снижению дымности его отработавших газов. По контуру стык уплотняется резиновой

   прокладкой 7.

   Крышка распределительных шестерен изготовляется литьем из чугуна. Она имеет коробчатую форму и крепится болтами через про-кладку к передней стенке блок-картера. Через запрессованный в нее самоподжимной сальник выходит наружу носок коленчатого вала. Внутри крышки располагаются шестерни привода кулачкового вала механизма газораспределения, топливного насоса высокого давления, уравновешивающих валов. Снаружи к крышке крепятся насос систе-мы жидкостного охлаждения, амортизатор передней опоры дизеля, компрессор кондиционера кабины трактора, топливные фильтры и другие агрегаты.

   Картер маховика является промежуточной деталью между блок-картером дизеля и корпусом сцепления. К нему крепится редук-тор пускового двигателя или электростартер. На боковых плоскостях картера крепятся кронштейны задних опор дизеля.

   Подвижные детали кривошипно-шатунного механизма. Поршневая группа. Поршень с установленными на нем компрессион-ными (уплотняющими) и маслосъёмными кольцами, поршневым пальцем и деталями его фиксации образуют поршневой комплект (группу), функции которого сводятся к следующим:

   • воспринимать силу давления газов и передавать её через шатун кривошипу коленчатого вала двигателя;

   • передавать нормальную силу стенке цилиндра;

   • уплотнять надпоршневую полость цилиндра с целью предот-вращения утечки газов в картер и ограничивать чрезмерное проник-новение смазочного масла из картера в камеру сгорания;

   • обеспечивать отвод теплоты в стенки цилиндра во избежание перегрева поршневого комплекта.

   Кроме того, в двухтактных двигателях с золотниковым газорас-пределением поршневая группа управляет процессами газообмена.

   В современных дизелях детали группы работают в тяжелых ус-ловиях, характеризующихся высокими скоростями перемещения, циклическими резко изменяющимися механическими и тепловыми нагрузками при ограниченной смазке и воздействии агрессивных сред.

   Поршень является базовой деталью поршневой группы и наибо-лее напряженным и ответственным элементом кривошипно-шатунного механизма двигателя и выполняет следующие функции:

   • создает требуемую форму камеры сгорания;

   • воспринимает силу давления газов и передаёт её шатуну;

   • передает нормальную силу стенкам цилиндра;

   • соприкасаясь с горячими газами в периоды сгорания и расши-

     рения воспринимает от них теплоту и отводит её через кольца в стен-ки цилиндра;

   • управляет маслораспределением по зеркалу цилиндра. Основными элементами поршня (рис. 2.13) являются днище I,

   головка II, юбка III и бобышки IV.

   Давление газов внутри цилиндра дизеля в случае форсирования его наддувом может достигать 14 МПа. При этом на днище поршня действует сила, иногда достигающая 200 кН и вызывающая в мате-риале значительные напряжения и создающая высокое давление на рабочих поверхностях сопрягаемых с поршнем деталей.

   
    

   

   Рис. 2.13. Поршень дизеля

   
    

   
    

   

   Рис. 2.14. Температурное поле поршня дизеля

   Максимальная температура ра-бочего тела в цилиндрах дизелей на-ходится в пределах 1900…2300 К. Че-рез поршень в стенки цилиндра отво-дится до 30% количества теплоты, выделяющейся при сгорании топлива: 75% через головку поршня, а 25% че-рез юбку. В результате эти элементы поршня нагреваются до высоких тем-ператур (рис. 2.14).

   Чрезмерный нагрев поршня вы-зывает снижение механических свойств его материала, коксование масла в канавках, приводящее к поте-ре подвижности колец и даже к ава-рийному заклиниванию его в цилинд-

   ре.

   
    

   Нагружение поршня нормальной силой, наличие в смазочном

   масле абразивных частиц пыли, сажи и продуктов трения в сочетании с высокими (до 10…11 м/c) скоростями его перемещения относитель-но стенок цилиндра вызывает износ юбки и канавок под компресси-онные и маслосъемные кольца. Подвергаются износу и расточки в бобышках поршня под действием высоких знакопеременных нагру-зок, передаваемых через поршневой палец.

   Основными требованиями, предъявляемыми к поршню, явля-

   ются:

   
    

   • высокая жесткость и прочность при минимальной массе;

   • высокая теплопроводность;

   • малая зависимость механических свойств от температуры;

   • высокая износостойкость;

   • технологичность конструкции.

     Основными поршневыми сплавами являются силумины АК9,

     АК12М2МгН, АК18МН2, АК12Н2М2 и другие с содержанием крем-ния до 26% и легированные медью (до 10…12%), молибденом, тита-ном и другими компонентами. Эти сплавы обладают малым удельным весом, высокой теплопроводностью и антифрикционными свойства-ми. К их недостаткам следует отнести значительное уменьшение ме-ханической прочности при нагреве (при 300 °С прочность снижается в 2 раза), относительно большой коэффициент линейного расширения и сравнительно малую износостойкость.

     Заготовки алюминиевых поршней получают путем механизи-рованной отливки в металлический кокиль. В последнее время все более широкое применение находят методы жидкой и изотермиче-ской штамповки заготовок. Последняя позволяет существенно повы-сить твердость, теплопроводность и износостойкость изделия. Для повышения механических свойств материала поршни из алюминие-вых сплавов подвергают искусственному старению до твердости 100…140 НВ.

     С целью улучшения приработки поршней и предохранения их от возможных задиров в начальный период эксплуатации на поверх-ность направляющей части наносят специальное покрытие на основе коллоидного графита и дисульфида молибдена. В ряде случаев тру-щиеся поверхности поршня фосфатируют во избежание прижогов.

     Для предотвращения чрезмерного нагрева поршня на днище на-носят специальное теплозащитное покрытие на основе оксидов крем-ния, циркония и подвергают его анодированию или оксидированию с целью повышения термостойкости.

     Д н и щ е I п о р ш н я (см. рис. 2.13) имеет сложную форму,

     что связано с размещением в нем камеры сгорания. Наиболее распро-страненные формы днищ поршней представлены на рис. 2.15. Форма днища зависит, в первую очередь, от способа смесеобразования, рас-положения форсунки и формы факелов распыленного топлива, степе-ни сжатия, короткоходности дизеля и ряда других факторов.

     
      

     

     
      

     Рис. 2.15. Формы днищ поршней

     
      

     При центральном расположении форсунки в цилиндре большое распространение имеют днища (рис. 2.15,б и г), обеспечивающие форму камеры сгорания, согласованную с конфигурацией факелов топлива, впрыскиваемых многодырчатой форсункой. Во избежание встречи тарелок клапанов с днищем поршня, находящегося вблизи ВМТ в конце такта выпуска, в нем выполняются выточки 1 (см. рис. 2.13).

     Г о л о в к а II п о р ш н я (рис. 2.13) является его уплотняю-щей частью. На ее боковой поверхности проточены канавки 2 для ус-тановки компрессионных колец и канавка 3 для маслосъемного коль-ца. Последняя снабжена дренажными отверстиями 7, через которые снимаемое этим кольцом с зеркала цилиндра масло отводится в кар-тер дизеля.

     Повышение температуры головки в зоне верхнего кольца выше 240 °С приводит к интенсивному коксованию масла в зазорах между кольцом и канавкой под него в головке, потере подвижности кольца и его залеганию. На дизелях, особенно форсированных наддувом, с це-лью снижения температуры головки в этой зоне применяют струйное охлаждение поршней маслом, заключающееся в непрерывной подаче его струи на днище специальной форсункой, установленной внутри картера дизеля.

     В ряде случаев, когда даже струйное охлаждение не позволяет обеспечить приемлемый уровень температуры головки поршня при-меняют полостной (галерейный) способ ее охлаждения (рис. 2.16). По вертикальному каналу 1 масло из главной масляной магистрали через

     специальную форсунку 2 поступает непрерывной струей в кольцевую полость -галерею 3. При возвратно-поступательном движении порш-ня масло в полости интенсивно взбалтывается, охлаждая прилегаю-щие к ней участки головки и через сверления 4 сливается с противо-положной стороны в картерную полость. При таком способе охлаж-дения, удается снизить температуру головки поршня в зоне верхнего компрессионного кольца на 50…60 °С. Однако такое решение суще-ственно усложняет технологию получения заготовки: требуется спе-циальный соляной стержень, устанавливаемый в кокиль перед залив-кой металла поршня и последующее его вымывание из готовой дета-ли горячей водой или паром.

     С целью дополнительного повышения износостойкости канавки под верхнее компрессионное кольцо, ее обрабатывают в кольцевой вставке 4 (см. рис. 2.13) из износостойкого легированного никелем чугуна -нирезиста. Вставка 4 устанавливается в кокиль перед залив-кой основного металла поршня.

     В ряде случаев примененяют составные поршни (рис. 2.17), у которых головка 1 выполнена из жаропрочной стали, а юбка 2 -из си-лумина. Обе детали шарнирно соединены поршневым пальцем 3 с шатуном 4. Такая конструкция позволяет:

     уменьшить отвод теплоты в рубашку охлаждения; сократить период задержки самовоспламенения топлива;

     уменьшить механические потери, поскольку нормальная сила в этом случае передается цилиндру только через юбку 2 поршня, а его головка 1 свободно поворачивается вокруг поршневого пальца 3.

     
      

     

     
      

     Рис. 2.16. Поршень с полостным масляным охлаждением

     Рис. 2.17. Конструкция со-ставного поршня

     Ю б к а III п о р ш н я (рис. 2.13) является его направляющей частью, поскольку она передает нормальную силу N стенкам цилинд-ра. С учетом расширения юбки вследствие ее нагрева между ней и цилиндром предусматривают зазор величиной 0,15…0,25 мм.

     Наибольшему нагреву и, следовательно, расширению подверга-ется верхняя часть юбки. Во избежание повышенного трения и даже заклинивания поршня в цилиндре при расширении этой части юбки ее диаметр в верхней части делают уменьшенным (рис. 2.18,а).

     Под действием знакопеременной нормальной силы поршень по-мимо возвратно-поступательного движения совершает в пределах указанного зазора еще и поперечные перемещения в цилиндре -"пе-рекладки" с большими ускорениями. Возникающая при этом сила инерции вызывает удары юбки о стенки цилиндра. Следствиями этих ударов является повышенная шумность работы дизеля, вибрация сте-нок его цилиндра и ускоренный износ как их самих, так и юбки поршня. Для демпфирования этих ударов нижнюю часть юбки изго-товляют уменьшенного диаметра. Между этой частью юбки и стенкой цилиндра образуется клинообразный масляный слой. По мере при-ближения такой бочкообразной юбки к стенке цилиндра масло из это-го зазора выдавливается постепенно, демпфируя удар.

     

     Поперечному сечению юбки (рис. 2.18,б) при ее обра-ботке придают форму эллипса, большая ось которого перпен-дикулярна оси поршневого пальца. При работе дизеля под действием реакции нормальной силы Nцил поперечное сечение юбки принимает форму, близ-кую к окружности (рис. 2.18,б). В ряде случаев для ис-ключения чрезмерного попа-дания масла в зазор между юб-кой и цилиндром и дальнейшей перекачки его в надпоршневую полость на нижнем обрезе юб-ки делается специальная фи-гурная проточка - скребок 5 (см. рис. 2.13), управляющая

     Рис. 2.18. Профили юбок поршней

     маслообеспечением. Техноло-гической базой при обработке

     поршня обычно является расточка 6 в нижней части юбки. С нее же

     снимается лишний металл при подгонке поршня по массе.

     Во избежание встречи противовесов кривошипа с юбкой порш-ня при его положении в НМТ на юбке делаются фигурные вырезы 5 (см. рис. 2.16), а также паз 6 для максимального приближения поршня к форсунке его струйного охлаждения.

     Р а с т о ч к и б о б ы ш е к IV (см. рис. 2.13) п о р ш н я на-гружаются через его палец как газовыми силами, так и силой инерции массы поршневого комплекта, достигающей максимальных значений при смене направления движения. Вследствие этого бобышки должны обладать высокой жесткостью и прочностью при необходимой изно-состойкости их расточек. С этой целью, а также для обеспечения же-сткости всей конструкции поршня, бобышки связываются с его дни-щем ребрами 1 (рис. 2.19).

     Нижняя часть поверхности расточек бобышек менее нагружена, чем верхняя, воспринимающая давление газов в цилиндре. Поэтому часто длину нижней части делают меньше верхней, придавая бобыш-кам трапецеидальную форму (рис. 2.20), что способствует также сни-жению массы поршня.

     С целью уменьшения трения в сопряжении поршневого пальца с бобышкой по специальным сверлениям 2 (см. рис. 2.19), выполнен-ным в ее нижней части, подается смазка в виде масляного тумана, за-полняющего полость картера дизеля.

     Ограничение осевых перемещений пальца в бобышках и ис-ключение касания им стенок цилиндра осуществляют стопорные кольца (рис. 2.21) устанавливаемые в специально проточенные канав-ки 8 (рис. 2.13).

     Поршневые кольца подразделяются на два типа: компрессион-ные (уплотняющие) и маслосъемные.

     К о м п р е с с и о н н ы е к о л ь ц а как предотвращают прорыв газов из надпоршневой полости в картер, так и ограничивают про-никновение масла в камеру сгорания. Кроме того, через них отводит-ся (в стенки цилиндра, а затем в рубашку его охлаждения) основное количество теплоты, воспринимаемой днищем поршня. Под действи-ем этого теплового потока, а также теплоты трения колец о зеркало цилиндра кольца (особенно верхнее) нагреваются до 230…240 оС. В результате материал колец в значительной степени утрачивает упру-гие свойства, что отрицательно сказывается на их уплотняющих каче-

     ствах. Режим работы поршневых колец осложняется высокими (до 10…11 м/с) скоростями перемещения по зеркалу цилиндра в условиях недостаточной смазки.

     В связи с изложенным к компрессионным кольцам предъявляют чрезвычайно высокие требования, главными из которых являются:

     
      

     

     
      

     
      

     

     Рис. 2.19. Оребрение бобышек поршня

     
      

     

     
      

     Рис. 2.21. Виды стопорных колец

     
      

     Рис. 2.20. Поршень со ско-шенными бобышками

     
      

     • высокая износостойкость;

     • малая зависимость упруго-сти кольца от его температуры;

     • хорошая прирабатывае-мость к зеркалу цилиндра;

     • малый коэффициент тре-ния при рабочей температуре;

     • коррозионная стойкость в агрессивной газовой среде.

     Перечисленным требованиям удовлетворяют компрессионные кольца, изготовленные из высокопрочного чугуна с шаровидным гра-фитом. Наиболее распространенной технологией производства чу-гунных колец является их литье в индивидуальные формы. Для ис-ключения деформации колец после механической обработки, их заго-товки обычно подвергают искусственному старению при температуре 400…500 оС. Для повышения износостойкости компрессионных ко-лец на их рабочие поверхности электролитическим способом наносят

     тонкий (0,10…0,15 мм) слой хрома твердостью 800…1000 НВ. С це-лью повышения сопротивления колец прижогам к зеркалу цилиндра на их рабочие поверхности методом плазменного напыления наносят также тонкий (0,2…0,3 мм) слой молибдена.

     Концы кольца у замка (разрезной его части) оказывают наи-меньшее давление на зеркало цилиндра в связи с их податливостью.

     Вследствие этого, уплотняющие свойства кольца в замке являются минимальными. Для предотвращения прорыва газов через эту зону, рабочей поверхности кольца при его обработке придают форму, обес-печивающую повышение давления на стенки цилиндра (рис. 2.22).

     Замок кольца может быть формы, показанной на рис. 2.23. По-сле установки в цилиндр зазор в замке составляет 0,2…0,5 мм.

     

     Высота компрессионных колец составляет 2,5…4 мм. С увели-чением высоты кольца возрастают потери на трение и ухудшается его прирабатываемость к цилиндру, а с уменьшением -ухудшается теп-лоотвод от головки поршня и увеличивается теплонапряженность кольца.

     
      

     
      

     

     
      

     Рис. 2.23. Формы замков поршневых колец

     
      

     Рис. 2.22. Эпюра радиального давления поршневого кольца на стенки цилинд-ра

     
      

     Формы поперечных сече-ний компрессионных колец представлены на рис. 2.24,а-в.

     Верхнее кольцо, как правило, имеет форму двух (рис. 2.24,а) -или односторонней (рис. 2.24,б) трапеции. Такие формы колец позволяют в значительной степени предотвратить заполнение зазоров S между кольцом и канавкой в поршне частицами нагара из камеры сгорания, "залегание" кольца в канавке и потерю им своих уплотняющих функ-ций. При радиальных перемещениях поршня зазор между конически-ми поверхностями его канавки и кольца изменяется. Попавшие в за-зор частицы нагара механически дробятся и вымываются из него мас-лом.

     Бочкообразная рабочая поверхность кольца, совершающего возвратно-поступательное движение, способствует его "глиссирова-нию" по тонкому слою масла на стенке цилиндра, уменьшающему

     потери на трение.

     
      

     

     Рис. 2.24. Поперечные сечения поршневых колец

     
      

     Второе (рис. 2.24,в) компрессионное кольцо имеет, как правило, так называемое "минутное" сечение. Оно имеет вид усеченного кону-са, обращенного вершиной вверх, с углом наклона образующей от 30' до 90'. Такие кольца быстро прирабатываются и обладают высокими уплотняющими свойствами благодаря образованию в начале эксплуатации узкого пояска у нижнего основания конуса, создающего на зеркало цилиндра высокое давление. Кроме того, этот поясок при движении поршня вниз снимает излишек масла со стенок цилиндра, т. е. такое кольцо частично выполняет функции маслосъемного.

     М а с л о с ъ е м н о е к о л ь ц о (рис. 2.24,г) служит для удале-ния с зеркала цилиндра излишков масла, ограничения его проникно-вения в камеру сгорания и отвода в картер двигателя. Кроме того, эти кольца регулируют количество масла в верхней зоне стенок цилинд-ра. Несмотря на это часть масла попадает в надпоршневую полость, где сгорает и выносится с отработавшими газами.

     Современные дизели в зависимости от конструкции, степени форсирования и быстроходности расходуют масло на угар в количе-стве 0,2…0,5% расхода топлива. Ограничение верхнего предела рас-хода дизелем масла на угар объясняется высокими экологическими требованиями по дымности отработавших газов, опасностью интен-

     сивного нагарообразования на поверхностях деталей, образующих камеру сгорания, а также высокой стоимостью высококачественного моторного масла, содержащего комплекс многофункциональных при-садок. Ограничение нижнего предела расхода масла на угар вызвано необходимостью постоянной подачи масла на зеркало цилиндра для обеспечения гидродинамического режима трения пар юбка поршня -цилиндр и кольцо -цилиндр, нарушение которого приводит к резкому увеличению потерь на трение и опасности возникновения задиров на поверхностях.

     Наиболее широкое применение в тракторных дизелях нашли чугунные маслосъемные кольца коробчатого сечения с браслетной пружиной в качестве радиального расширителя. Масло, снимаемое с зеркала цилиндра острыми кромками такого кольца, отводится через прорези в дренажные сверления канавки поршня. С целью повышения износостойкости кромок производится их гальваническое покрытие хромом. В тракторных дизелях без наддува на поршень устанав-ливают одно или два маслосъемных кольца: одно на головке и второе

     • на юбке. В случае форсирования дизеля наддувом кольцо на юбке поршня не ставится с целью достаточного маслообеспечения зазора между ней и цилиндром.

       Поршневой палец (рис. 2.25) обеспечивает шарнирное соедине-ние шатуна с поршнем и передаёт усилия, создаваемые газами в ци-линдре, от бобышек поршня шатуну. В процессе работы дизеля на поршневой палец действуют значительные динамические, близкие к ударным, циклические изгибающие нагрузки. Кроме того, палец ра-ботает в режиме граничного трения, обусловленного недостаточным количеством масла на его поверхности, что приводит к неравномер-ному его изнашиванию. В связи с этим палец должен отвечать сле-дующим требованиям:

       • достаточным сопротивлением усталости под действием знако-переменных изгибающих нагрузок;

       • высокой износостойкости рабочей поверхности;

       • малой массы.

     
      

     

     
      

     Рис. 2.25. Поршневой палец

     Материалом для изготовления порш-невых пальцев тракторных дизелей служит легированная сталь типа I2XН3A и 18ХНВА. Пальцы подвергают цементации на глубину 1,5…2,0 мм с последующей за-калкой ТВЧ и отпуском, добиваясь твердо-сти рабочей поверхности 55…60 HRC. В

     результате такой обработки рабочая поверхность пальца приобретает высокую износостойкость, а сердцевина его поперечного сечения со-

     храняет вязкость, позволяющую противостоять изгибающим ударным нагрузкам. Пальцы форсированных дизелей, особенно с составными поршнями, после закалки и отпуска подвергают газовому или жидко-стному азотированию на глубину 0,3…0,4 мм, что обеспечивает по-верхностную твердость > 60 HRC.

     Рабочая поверхность пальца подвергается шлифовке и полиров-ке. Наличие следов механической обработки и рисок, являющихся концентраторами напряжений, не допускается.

     Превалирующее распространение в тракторных дизелях полу-чили пальцы плавающего типа. Благодаря гарантированному зазору в бобышках поршня и в верхней головке шатуна при работе дизеля па-лец имеет возможность совершать вращательное движение. Поэтому относительная скорость скольжения между трущимися деталями снижается, а изнашивание пальца имеет более равномерный характер. Опасность осевого перемещения поршневого пальца и его касания стенок цилиндра предотвращается установкой стопорных колец в ка-навки 8 (см. рис. 2.13) , проточенные в бобышках поршня.

     Шатунная группа (рис. 2.26) обеспечивает кинематическую связь возвратно-поступательно движущейся поршневой группы с ко-ленчатым валом, совершающим вращательное движение. В эту груп-пу входят шатун с втулкой-подшипником 1 его верхней (поршневой) головки, комплект вкладышей 2 подшипников его нижней (криво-шипной) головки, крышка шатуна 3 и детали ее крепления к телу ша-туна (болты 4 и гайки 5).

     
      

     

     Рис. 2.26. Детали шатунной группы

     Шатун предназначен для передачи действующих на него сил от поршневого пальца шатунной шейке коленчатого вала. Шатун совер-шает сложное плоско-параллельное качательное движение. Под дей-ствием сил давления газов шатун подвергается сжатию и продольно-му изгибу, под действием силы инерции комплекта поршня -растя-жению и сжатию, а под действием силы инерции массы самого шату-на -знакопеременному поперечному изгибу. К шатуну предъявляют-ся следующие требования:

     • высокого сопротивления усталости;

     • высокой жесткости;

     • износостойкости втулки -подшипника верхней головки и вкладышей подшипника нижней головки;

     • малой массы.

     Для изготовления шатунов тракторных дизелей используют ле-гированную качественную сталь марок 40ХН, 40ХНМА, 18ХНВА.

     Шатун изготовляют горячей штамповкой с последующей меха-нической и термической обработками -нормализацией, закалкой и отпуском, обеспечивающими твердость детали 230…280 НВ. Для ли-квидации поверхностных дефектов после штамповки, являющихся источниками усталостных трещин, шатуны подвергают дробеструй-ному наклепу, а в форсированных дизелях используют механическую обработку, включая полировку.

     Шатун (рис. 2.26) состоит из трех конструктивных элементов: верхней (поршневой) головки I, стержня П и нижней (кривошипной) головки III.

     В е р х н я я г о л о в к а ш а т у н а (рис. 2.27) предназначена для его сочленения с поршневым пальцем и имеет форму, близкую к цилиндрической. Для уменьшения потерь на трение и износов сопря-гаемых деталей в верхнюю головку запрессовывают подшипник скольжения -втулку, изготовленную из бронзы или биметаллическую (сталебронзовую). Втулки верхних головок смазываются, как прави-ло, масляным туманом, проникающим к их трущимся поверхностям через сверления 1. Иногда масло подводится к втулке из полости в шатунной шейке коленчатого вала по сверлению 2 в стержне шатуна. Для лучшего распределения масла в зазоре внутри втулок нарезают канавки 3, а с наружной стороны -маслораспределительные проточки 4.

     С целью снижения массы поршневой головки ей иногда прида-ют трапецеидальную форму, соответствующую скошенным торцам бобышек поршня (см. рис. 2.20). Такая форма позволяет одновремен-но уравнять давления на нижнюю, наиболее нагруженную, и верх-нюю поверхности втулки. Приливы 5 (см. рис. 2.27) служат для съема

     металла при подгонке поршневой головки по массе.

     
      

     
      

     

     
      

     Рис. 2.27. Верхние головки шатунов

     
      

     Стержень шатуна имеет, как правило, сечение двутавра наибо-лее хорошо сопротивляющегося изгибу (рис. 2.28). При подаче масла под давлением к подшипнику верхней головки шатуна в стержне вы-полняют сверление. Переходы стержня к головкам делаются плавны-ми, что обеспечивает необходимую жесткость и сопротивление уста-лости всей конструкции.

     
      

     

     
      

     Рис. 2.28. Поперечные сечения стержня шатуна

     
      

     Н и ж н я я (к р и в о ш и п н а я) г о л о в к а ш а т у н а обра-зует корпус шатунного подшипника коленчатого вала. Кривошипная головка делается разъемной, а нижняя часть ее (крышка) крепится к шатуну специальными болтами. В нижней части крышки имеется прилив, служащий для съема металла при подгонке кривошипной го-ловки шатуна по массе.

     На тракторных дизелях применяются шатуны как с прямым (рис. 2.29,а), так и с косым (рис. 2.29, б и в) разъемом кривошипной головки. При сборке двигателя его поршень в сборе с шатуном без его крышки опускается через цилиндр до установки кривошипной голов-ки шатуна на шейку коленчатого вала. Для этого поперечный размер А головки шатуна без крышки должен быть меньше диаметра цилин-дра, т.е. А < Dцил. Применение косого разъема головки позволяет

     уменьшить размер А и увеличить диаметр d его расточки под вкла-дыши шатунного подшипника. Это снижает давления как на подшип-ник, так и на шейку вала и, следовательно, интенсивность их изнаши-вания. Недостатком такого разъема является работа шатунных болтов не только на растяжение, но и на знакопеременный изгиб.

     
      

     

     
      

     Рис. 2.29. Нижние головки шатуна

     
      

     Нижнюю головку шатуна обрабатывают с крышкой в сборе. Та-кая обработка не допускает замены крышки одного шатуна на крыш-ку другого. Во избежание этого на совместно обрабатываемых дета-лях ударным клеймением наносится порядковый номер цилиндра (метки спаренности 6 на рис. 2.26).

     Смещение крышки относительно тела шатуна, которое может нарушить работу шатунного подшипника, предотвращается жесткой

     их фиксацией друг относительно друга. Такая фиксация осуществля-ется, например, за счет треугольных шлицев 2 на стыкуемых плоско-стях обеих деталей (см. рис. 2.29,г), применением ступенчатого стыка (рис. 2.29,в), использованием штифтов 1, а также "чистыми" болтами (рис. 2.29,б).

     Шатунные болты и гайки изготовляют из легированной стали марок 40ХН, I8ХНBA, 20ХНЗА, 40ХНМА и подвергают закалке и от-пуску, обеспечивая их твердость на уровне 35…40 НRС. В зависимо-сти от принятой конструкции головки шатуна могут применяться болты с гайкой (рис. 2.29,а и б) или болты, заворачиваемые в тело шатуна (рис. 2.29,в и г). "Чистые" болты (рис. 2.29,б) имеют в средней части шлифованный поясок, которым болт устанавливается в сопря-гаемые детали с натягом. Во избежание проворачивания болта при за-тягивании гайки его головку делают со срезом -лыской, упирающей-ся во фрезеровку в теле шатуна.

     Резьба на болтах и гайках выполняется с мелким шагом, что снижает вероятность их самоотвинчивания. Сила затяжки гайки ша-тунного болта контролируется по его удлинению с помощью скобы с индикатором, ножка которого опирается на шлифованную поверх-ность Б (рис. 2.29,б), либо (в случае применения косого разъёма кри-вошипной головки) -по величине момента затяжки, определяемого с помощью динамометрического ключа.

     Кривошипная группа. Эту группу составляют коленчатый вал в сборе с маховиком, противовесами, шестернями привода механизма газораспределения, вспомогательных агрегатов и уравновешивающих валов, шкивом ременного привода вспомогательных агрегатов, демп-фером крутильных колебаний вала, маслоотражательными кольцами и т.д.

     Коленчатый вал преобразует качательное движение шатунов дизеля во вращательное движение, воспринимает крутящие моменты, создаваемые его коленами, и передает суммарный момент через сцеп-ление трансмиссии трактора. Действующие на вал нагрузки от давле-ния газа и инерционных сил, изменяющиеся за цикл по величине и направлению, вызывают растяжение, сжатие, скручивание и изгиб его элементов. Такие тяжелые условия работы вала дополняются высокой скоростью скольжения его опорных шеек относительно подшипни-ков.

     Основными требованиями, предъявляемыми к коленчатому ва-лу, являются его жесткость, износостойкость, сопротивление устало-сти, коррозионная стойкость и технологичность.

     Наиболее распространенным способом получения заготовок ва-лов является их горячая штамповка из стали 45Х, 45Г2, 50Г,

     42ХМФА. Шейки вала подвергаются поверхностному упрочнению путем их обкатки профилированными роликами, а сверления для под-вода к ним масла -дорнованию, выглаживающему следы их механи-ческой обработки, которые могут стать концентраторами напряже-ний. После закалки шеек вала ТВЧ на глубину 2…3 мм их поверхно-стная твердость составляет 50…55 HRC. Газовое или жидкостное азо-тирование шеек после их закалки в расплавленных цианистых солях позволяет повысить эту твердость до 60 НRС и более. Окончательной обработкой шеек является их суперфиниширование с последующей полировкой. Реже заготовки валов получают литьем из чугуна с гло-булярным графитом по выплавляемым моделям.

     На рис. 2.30 представлена схема коленчатого вала четырехци-линдрового дизеля. Его основными элементами являются: I -носок; II -колена; III -хвостовик.

     Н о с о к в а л а выступает из крышки распределительных шес-терен. На его шейку 2 через шпонку устанавливается ступицей мно-горучьевой шкив клиноременной передачи. Он крепится болтом, ввертываемым в резьбовое отверстие 2, и приводит во вращение на-сос и вентилятор системы охлаждения дизеля, генератор, воздушный компрессор, насос гидроусилителя руля и другие вспомогательные агрегаты. К шкиву часто крепится гаситель крутильных колебаний вала.

     На шейку 3 надевается шестерня привода вала механизма газо-распределения, топливного насоса высокого давления, масляного на-соса.

     На шейку 4 в случае необходимости устанавливается шестерня привода валов с противовесами, уравновешивающими силы инерции второго порядка или выносной противовес, уравновешивающий мо-мент от сил инерции первого порядка.

     Создаваемые цилиндрами (в соответствии с последовательно-стью их работы) моменты вызывают скручивание вала, а его собст-венная упругость -обратное раскручивание, так называемые крутиль-ные колебания. Перед маховиком 4 – в сечении “А”, так называемом узле колебаний (рис. 2.31,а) -угловая амплитуда  скручивания вала равна нулю, а наибольшая max имеет место на его носке. Поэтому именно на носке вала устанавливают гаситель крутильных колебаний, варианты конструкции которого будут рассмотрены ниже. Пери-одическое знакопеременное скручивание вала приводит к его устало-стному разрушению, вызывает удары между зубьями его шестерни 1 и ко-леса 2 приводов распределительного вала 3 механизма газораспределения и топливного насоса высокого давления, а следовательно, питинг этих зубьев, нарушение фазы газораспределения и закона подачи топлива.

     
      

     

     
      

     Рис. 2.30. Коленчатый вал

     При увеличении количества цилиндров дизеля жесткость его вала снижается и соответственно возрастает величина max. Поэтому в рядных шестицилиндровых и V-образных восьми-и двенадцатици-линдровых дизелях ведущую шестерню часто устанавливают не на носке вала, а на его хвостовике (задний привод, рис. 2.31,б).

     
      

     

     
      

     Рис. 2.31. Угловые амплитуды крутильных колебаний коленчатых валов четырех-и шестицилиндровых двигателей

     
      

     К о л е н а в а л а выполняют, как правило, полноопорными, т.е. каждое из них имеет слева и справа опорные коренные шейки 5 (см. рис. 2.30). Взаимное угловое расположение колен зависит от по-следовательности рабочих циклов в цилиндрах дизеля и составляет 180° (у двух-и четырехцилиндровых рядных дизелей), 120° (у трех-и шестицилиндровых), 90° (у восьмицилиндровых V-образных). Жест-кость колена зависит от толщины его щек 7, соединяющих шатунную шейку 9 с коренными. Форма щек обычно близка к овальной, обеспе-чивающей увеличенную площадь опасного сечения О -О. Жесткость колена возрастает при увеличении "перекрытия" шеек -размера П. Повышению сопротивления усталости колена способствуют радиус-ные переходы (галтели) 16 от его шеек к щекам, выполняющие функ-цию деконцентраторов напряжений.

     Шатунные шейки и вращающиеся вместе с ними кривошипные головки шатунов создают центробежные силы, нагружающие корен-ные шейки и их подшипники. Для их разгрузки на продолжениях щек

     предусматривают противовесы 13, центробежные силы которых на-правлены противоположно указанным выше центробежным силам. Противовесы выполняют как одно целое со щеками, а также крепят к ним с помощью болтов 14. При динамической балансировке вала лишний металл удаляется сверлениями 15.

     Шатунные шейки выполняют как сплошными, так и полыми. Последние благодаря своей сниженной массе уменьшают центробеж-ные нагрузки на коренные шейки и их подшипники. Полость 10 внут-ри такой шейки используют также для очистки масла, смазывающего ее поверхность, от частиц продуктов износа трущихся деталей, нагара и др. Эти частицы под действием собственной центробежной силы оттесняются в зону полости, наиболее удаленную от оси вращения вала, а на поверхность шейки через сверление 11 поступает очищен-ное масло. Полость глушится резьбовой пробкой 8.

     Х в о с т о в и к вала служит для крепления к нему массивного маховика с помощью болтов, ввертываемых в резьбовые отверстия 17.

     В хвостовике вала или ступице маховика делается расточка 19, в которую запрессовывается шарикоподшипник передней опоры вала сцепления трактора. Полость 18 заполняется смазочным материалом для этого подшипника, а в расточку 20 устанавливается самоподжим-ной сальник. В торец хвостовика запрессовывают два контрольных штифта 21, центральный угол между которыми отличается от 180° на несколько градусов, что позволяет установить маховик на хвостовик вала только в одном положении.

     М а х о в и к (рис. 2.32) крепится к валу болтами, проходящими через сверления 1, и выполняет ряд ответственных функций.

     Когда в цилиндрах дизеля газы совершают полезную работу, его коленчатый вал ускоряет свое вращение и в массе маховика происхо-дит накопление кинетической энергии. Во время тактов сжатия в ци-линдрах, когда вращение вала замедляется, маховик возвращает на-копленную энергию, вращая вал более равномерно.

     К ободу 2 маховика через резьбовые сверления 3 болтами кре-пится кожух сцепления. При включении сцепления во время трогания трактора с места, нажимной диск своими направляющими шипами скользит вдоль пазов 4 в ободе маховика и прижимает ведомый фрикционный диск к поверхности 6. За счет сил трения в сцеплении развиваемый дизелем крутящий момент передается трансмиссии трактора. Включение сцепления увеличивает нагрузку на дизель и частота вращения его вала снижается. Это может привести к заглоха-нию двигателя. Накопленная в маховике кинетическая энергия пере-дается в трансмиссию, что обеспечивает разгон трактора без заглоха-

     ния двигателя, что особенно важно для МТА, когда его навесные ору-дия находятся в рабочем положении.

     
      

     

     Рис. 2.32. Маховик Рис. 2.33. Гасители крутильных колебаний

     
      

     Через сверления 1 в ступице маховика проходят контрольные штифты и болты, которыми он крепится к хвостовику вала. На обод маховика напрессовывается в горячем состоянии зубчатый венец 7, через который шестерней стартера или пускового двигателя произво-дится проворачивание вала дизеля при его пуске. Отверстия 5 служат для охлаждения дисков сцепления и удаления продуктов износа. Сверления 8 предназначены для центробежного отвода масла, кото-рое могло бы попасть на трущиеся поверхности дисков сцепления.

     Маховики отливают из серого чугуна СЧ18 или СЧ20. Зубчатый венец сваривается из полосовой стали и закаливается.

     Г а с и т е л и к р у т и л ь н ы х к о л е б а н и й (демпферы) устанавливают на носке коленчатого вала, где амплитуды этих коле-баний имеют наибольшую величину. Принцип их работы сводится к преобразованию механической энергии колебаний в тепловую энер-гию с последующим рассеиванием выделяющейся теплоты в окру-жающую среду. Уменьшение амплитуды колебаний осуществляется с помощью свободной инерционной массы, связанной с коленчатым

     валом демпфирующим элементом. В зависимости от вида этого эле-мента различают гасители жидкостного или молекулярного трения.

     Гасители жидкостного трения (рис. 2.33,а) состоят из сварного корпуса 1 и свободно вращающейся кольцевой инерционной массы 2. Зазоры между ними заполнены высоковязкой жидкостью, например, силиконовой. Ее заливают через отверстие, которое после этого за-крывают пробкой 3. Амплитуды угловых колебаний вала снижаются за счет трения между массой 2 и силиконовой жидкостью.

     Гасители молекулярного трения (рис. 2.33,б) используют в ка-честве демпфирующего элемента резиновый слой 1, привулканизиро-ванный к фланцу 3 и кольцевой инерционной массе 2. Энергия кру-тильных колебаний носка коленчатого вала частично поглощается ре-зиновым слоем, который деформируется под действием силы инерции массы 2.

     Гасители обычно крепятся к коленчатому валу через шкив 4 клиноременного привода вспомогательных агрегатов дизеля, уста-новленных на крышке распределительных шестерен.

     П о д ш и п н и к и к о л е н ч а т о г о в а л а являются, как правило, подшипниками скольжения и выполняются легкосъемными, что позволяет без больших трудозатрат производить их замену при износе или повреждении трущихся поверхностей.

     Коренные и шатунные подшипники являются радиальными и нагружаются силами давления газов в цилиндрах дизеля, а также си-лами инерции масс движущихся деталей кривошипно-шатунного ме-ханизма. Давление на поверхности трения подшипников при сгора-нии топлива в цилиндрах достигает 35...40 МПа и более.

     Основными требованиями, предъявляемыми к подшипникам, являются их износостойкость, антифрикционные, антизадирные и ан-тикоррозионные свойства, теплопроводность и способность погло-щать находящиеся в смазочном масле абразивные частицы. Коренные подшипники должны также обладать достаточной жесткостью, пре-дотвращающей циклическое искривление оси коленчатого вала под действием перечисленных выше нагрузок.

     Радиальные подшипники (рис. 2.34,а и б) состоят из двух вкла-дышей, толщиной около 3 мм у шатунных (рис. 2.34,а) и около 4 мм у коренных (рис. 2.34,б), формуемых холодной штамповкой. Основой вкладышей является стальная лента, на которую заливкой нанесен слой алюминиевого сплава, а у форсированных дизелей – слой свин-цовистой бронзы. Третьим слоем является сплав свинца с оловом толщиной 0,03…0,04 мм. Для правильной установки вкладышей в расточки их постелей служат выштампованные в них усики 1, входя-щие в специальные пазы в постелях. При затяжке болтов крепления

     крышки подшипника вкладыши погружаются в расточку постели с натягом, который предотвращает их проворачивание под действием сил трения о шейку вала. Смазочное масло поступает под давлением из главной магистрали 7 (см. рис. 2.7) через сверление 9 в перегород-ке картера в сверление 2 (см. рис. 2.34,б) и полукольцевую канавку 3 на трущейся поверхности верхнего менее нагруженного вкладыша коренного подшипника. Далее через поперечное сквозное сверление 6 в коренной шейке вала (см. рис. 2.30) и наклонное сверление масло поступает непрерывно или непосредственно на трущуюся поверх-ность шатунной шейки или через полость 10 и сверление 11.

     
      

     

     
      

     Рис. 2.34. Подшипники коленчатого вала:

     а -шатунные; б -коренные; в – упорные

     
      

     У п о р н ы е п о д ш и п н и к и (см. рис. 2.34,в) нагружаются силой нажимных пружин сцепления при его выключении, а также осевой составляющей силы в косозубом зацеплении шестерни приво-да механизма газораспределения и топливного насоса высокого дав-ления, установленной на коленчатом вале. Эти силы, равно как и уд-линение вала при его нагреве, вызывают его осевое перемещение, приводящее к нарушению углов опережения подачи топлива в цилин-дры дизеля насосом высокого давления и фаз газораспределения.

     Упорными подшипниками, предотвращающими осевые пере-мещения вала, являются четыре полукольца 1, 2, 4 и 6, установленные в выточках прилива перегородки 3 картера и крышки 7 коренного подшипника. Расположение полуколец перед хвостовиком 5 позво-ляет разгрузить вал от силы нажимных пружин сцепления. Провора-чивание полуколец предотвращается штифтами, проходящими через сверления 9. Для равномерного распределения масла, вытекающего из коренного подшипника, по трущимся поверхностям щек вала и полу-колец, на последних делаются радиальные канавки 8. Эти поверхно-сти полуколец покрыты слоем антифрикционного сплава.

     
      

содержание   ..  1  2  3  4  ..