Блок цилиндров изготовлен из специального чугуна моноблоком с картерной частью, опущенной ниже оси коленчатого вала. Между цилиндрами имеются протоки для охлаждающей жидкости. В нижней части блока расположены пять опор коренных подшипников. Крышки подшипников обрабатываются в сборе с блоком цилиндров и, следовательно, не взаимозаменяемы.
В картерной части блока цилиндров устанавливаются форсунки для охлаждения поршней маслом. Головка цилиндров отлита из алюминиевого сплава. В верхней части головки цилиндров располагается газораспределительный механизм: распределительные валы, рычаги привода клапанов, гидроопоры, впускные и выпускные клапаны. Головка цилиндров имеет два впускных канала и два выпускных, фланцы для присоединения впускной трубы, выпускного коллектора, термостата, крышек, посадочныеместа под форсунки и свечи накаливания, встроенные элементы систем охлаждения и смазки.Поршень отлит из специального алюминиевого сплава, с камерой сгорания, выполненной в головке поршня. Объем камеры сгорания (21,69 ± 0,4) см3. Юбка поршня бочкообразной формы в продольном направлении и овальная в поперечном сечении, имеет антифрикционное покрытие. Большая ось овала расположена в плос-кости, перпендикулярной оси поршневого пальца. Наибольший диаметр юбки поршня в продольном сечении расположен на расстоянии 13 мм от нижней кромки поршня. Внизу юбки выполнена выемка, которая обеспечивает расхождение поршня с форсункой охлаждения. В головке поршня выполнены три канавки: в двух верхнихустановлены компрессионные кольца, а в нижней - маслосъемное. Канавка под верхнее компрессионное кольцо выполнена в упрочняющей вставке из нирезистового чугуна. Ось отверстия для поршневого пальца смещена на 0,5 мм в правую сторону (по ходу автомобиля) от средней плоскости поршня. На днище поршня имеется маркировка размерной группы диаметра юбки поршня (буквы A, B, Y) и стрелка ориентации поршня, для его правильной установки в двигатель. При установке поршня стрелка должна быть направлена в сторону переднего торца блока цилиндров. Поршневые кольца (Рисунок 7) устанавливаются по три на каждом поршне:два компрессионных и одно маслосъемное. Верхнее компрессионное кольцо 2 изготовлено из высокопрочного чугуна и имеет равностороннюю трапецевидную форму и износостойкое антифрикционное покрытие поверхности, обращенной к зеркалу цилиндра. Нижнее компрессионное кольцо 3 изготовлено из серого чугуна, прямоугольного профиля, с минутной фаской, с износостойким антифрикционным покрытием поверхности, обращенной к зеркалу цилиндра. Маслосъемное кольцо 4 изготовлено из серого чугуна, коробчатого типа, с пружинным расширителем 5, с износостойким антифрикционным покрытием рабочих поясков поверхности, обращенной к зеркалу цилиндра. При установке поршневых колец на поршень надписи «ТОР» или «mTOP», или «m» на торце колец должны быть обращены в сторону днища поршня. Нарушение этого условия вызывает резкое возрастание расхода масла и дымление двигателя. Замки компрессионных колец должны быть расположены параллельно оси поршневого пальца в противоположные стороны относительно друг друга, стык пружинного расширителя и замок маслосъемного кольца также установлены в противоположные друг к другу стороны и под углом 90° к замкам компрессионных колец.
Рисунок 7 – Поршневые кольца:
1 – поршень; 2 – верхнее компрессионное кольцо; 3 – нижнее компрессионное кольцо; 4 – маслосъемное кольцо; 5 – пружинный расширитель
Шатун - стальной кованный. Крышка шатуна обрабатывается в сборе с шатуном, и поэтому при переборке двигателя нельзя переставлять крышки с одного шатуна на другой. Крышка шатуна крепится болтами, которые ввертываются в шатун. В поршневую головку шатуна запрессована сталебронзовая втулка.
Коленчатый вал - стальной кованный, пятиопорный, имеет для лучшей разгрузки опор восемь противовесов. Износостойкость шеек обеспечивается закалкой ТВЧ или газовым азотированием. Резьбовые пробки, закрывающие полости каналов в шатунных шейках, ставятся на герметик и зачеканиваются от самовывинчивания.Вал динамически сбалансирован, допустимый дисбаланс на каждом конце вала не более 18 г·см.Вкладыши коренных подшипников коленчатого вала - сталеалюминиевые. Верхние вкладыши с канавками и отверстиями, нижние - без канавок и отверстий. Вкладыши шатунных подшипников сталебронзовые, без канавок и отверстий. Осевое перемещение коленчатого вала ограничивается упорными сталеалюминиевыми полушайбами 5 (Рисунок 8), расположенными по обе стороны средней (третьей) коренной опоры. Полушайбы антифрикционным слоем обращены к щекам коленчатого вала 3, удерживаются от вращения за счет выступов, входящих в пазы на торцах крышки коренного подшипника 1. На переднем конце коленчатого вала (Рисунок 9) на шпонках установлены: звездочка 8, втулка 16 и шкив-демпфер. Все эти детали стянуты болтом 1. Между звездочкой и втулкой установлено резиновое уплотнительное кольцо 14 круглого сечения.Шкив-демпфер состоит из двух шкивов: зубчатого 2 – для привода ТНВД и поликлинового 3 – для привода водяного насоса и генератора, а также ротора 4 датчика положения коленчатого вала и диска демпфера 5. Демпфер служит для гашения крутильных колебаний коленчатого вала, благодаря чему обеспечивается равномерность работы ТНВД, улучшаются условия работы цепного привода распределительных валов и уменьшается шум ГРМ. Диск демпфера 5 привулконизирован к шкиву 2. На поверхности ротора датчика имеется круглая метка для определения ВМТ первого цилиндра. Работа датчика положения коленчатого вала заключается в формировании ипередаче электронному блоку управления импульсов от расположенных на наружной поверхности ротора пазов.Передний конец коленчатого вала уплотнен резиновой манжетой 7, запрессованной в крышку цепи 6.Задний конец коленчатого вала (Рисунок 10) также уплотнен резиновой манжетой 6, запрессованной в сальникодержатель 5, который крепится к заднему торцу блока цилиндров. В выточки на заднем торце коленчатого вала запрессованы установочная втулка 12 для центрирования маховика и распорная втулка 10, на которые установлен маховик 7. Маховик крепится к фланцу коленчатого вала восемью самостопорящимися болтами 8, через шайбу 11. В отверстие маховика запрессован подшипник первичного вала коробки передач 9. На торце маховика, обращенном к двигателю имеется паз 13 для входа установочного штифта, обеспечивающеготочное положение первого кривошипа коленчатого вала и поршня первого цилиндра в ВМТ.
Рисунок 8 – Средний коренной подшипник коленчатого вала:1 – крышка подшипника; 2 – вкладыши подшипника; 3 – коленчатый вал; 4 – блок; 5 – упорныеполушайбы
Рисунок 9 – Передний конец коленчатого вала:1 – стяжной болт; 2 – зубчатый шкив коленчатого вала; 3 – поликлиновой шкив коленчатого вала;4 – ротор датчика; 5 – диск демпфера; 6 – крышка цепи; 7 – манжета; 8 – звездочка; 9 – блок ци-линдров; 10 – верхний коренной вкладыш; 11 – коленчатый вал; 12 – нижний коренной вкладыш;13 – крышка коренного подшипника; 14 – шпонка сегментная; 15 – кольцо резиновое уплотни-тельное; 16 – втулка; 17 – установочный штифт ротора датчика; 18 – шпонка призматическая
Распределительные валы изготовлены из низкоуглеродистой легированной стали, цементированы на глубину 1,3…1,8 мм и закалены до твердости рабочих поверхностей 59…65 HRCЭ.Двигатель имеет два распределительных вала: для привода впускных и выпускных клапанов. Кулачки валов разнопрофильные, несимметричные относительно оси кулачка. На задних торцах распределительные валы имеют маркировки клеймением: впускной – «ВП», выпускной – «ВЫП».Каждый вал имеет пять опорных шеек. Валы вращаются в опорах, расположенных в алюминиевой головке цилиндров и закрытых крышками, расточенными совместно с головкой. По этой причине крышки опор распределительных валов невзаимозаменяемы. От осевых перемещений каждый распределительный вал удерживается упорной полушайбой, которая установлена в выточку крышки передней опоры и выступающей частью входит в проточку на первой опорной шейке распределительного вала.На переднем конце распределительных валов имеется конусная поверхность под приводную звездочку.Для точной установки фаз газораспределения в первой шейке каждого распределительного вала выполнено технологическое отверстие с точно заданным угловым расположением относительно профиля кулачков.При сборке привода распределительных валов их точное положение обеспечивается фиксаторами, которые устанавливаются через отверстия в передней крышке в технологические отверстия на первых шейках распределительных валов.Технологические отверстия также используется для контроля углового расположения кулачков (фаз газораспределения) в процессе эксплуатации двигателя.На первой переходной шейке распределительного вала имеются две лыски с размером под ключ для удержания распределительного вала при креплении звездочки.Привод распределительных валов (Рисунок 11) цепной, двухступенчатый. Первая ступень – от коленчатого вала на промежуточный вал, вторая ступень – от промежуточного вала на распределительные валы.Привод обеспечивает частоту вращения распределительных валов в два раза меньше частоты вращения коленчатого вала.Приводная цепь первой ступени (нижняя) имеет 72 звена, второй ступени (верхняя) – 82 звена. Цепь втулочная, двухрядная с шагом 9,525 мм. На переднем конце коленчатого вала на шпонке установлена звездочка 1 из высокопрочного чугуна с 23 зубьями. На промежуточном валу одновременно закреплены двумя болтами ведомая звездочка 5 первой ступени также из высокопрочного чугуна с 38 зубьями и ведущая стальная звездочка 6 второй ступени с 19 зубьями. На распределительных валах установлены звездочки 9 и 12 из высокопрочного чугуна с 23 зубьями.
Рисунок 11 – Привод распределительных валов:1 – звездочка коленчатого вала; 2 – нижняя цепь; 3,8 – рычаг натяжного устройства со звездочкой;4,7 – гидронатяжитель; 5 – ведомая звездочка промежуточного вала; 6 – ведущая звездочка про-межуточного вала; 9 – звездочка впускного распределительного вала; 10 – технологическое отвер-стие под установочный штифт; 11 – верхняя цепь; 12 – звездочка выпускного распределительноговала; 13 – успокоитель цепи средний; 14 – успокоитель цепи нижний; 15 – отверстие под устано-вочный штифт коленчатого вала; 16 – указатель ВМТ (штифт) на крышке цепи; 17 – метка на ро-торе датчика положения коленчатого вала
Звездочка на распределительном валу устанавливается на конусный хвостовик вала через разрезную втулку и крепится стяжным болтом. Разрезная втулка имеет внутреннюю коническую поверхность, контактирующую с коническим хвостовиком распределительного вала и наружную – цилиндрическую, контактирующую с отверстием звездочки. При завинчивании стяжного болта втулка, под воздействием шайбы смещаясь на конусе разжимается и создает натяг, обеспечивающий передачу крутящего момента через звездочку на распределительный вал. Натяжение каждой цепи (нижней 2 и верхней 11) производится гидронатяжителями 4 и 7 автоматически. Гидронатяжители установлены в направляющих отверстиях: нижний – в крышке цепи, верхний – в головке цилиндров и закрыты крышками. Корпус гидронатяжителя упирается в крышку, а плунжер через рычаг 3 или 8 натяжного устройства со звездочкой натягивает нерабочую ветвь цепи. В крышкеимеется отверстие с конической резьбой, закрытое пробкой, через которое гидронатяжитель при нажатии на корпус приводится в рабочее состояние. Рычаги натяжного устройства установлены на консольных осях, ввернутых:нижняя – в передний торец блока цилиндров, верхняя – в опору, закрепленную на переднем торце блока цилиндров.Рабочие ветви цепей проходят через успокоители 13 и 14, изготовленные из специальной пластмассы и закрепленные двумя болтами каждый: нижний – на переднем торце блока цилиндров, средний – на переднем торце головки цилиндров.Гидронатяжитель (Рисунок 12) состоит из корпуса 4 и 10 плунжера 3, подобранных на заводе-изготовителе. На внутренней поверхности корпуса выполнены канавки специального профиля и канавка под стопорное кольцо 6, на наружной поверхности – две лыски под ключ «19». Плунжер имеет форму стакана, внутри которого установлена пружина 5,которая сжата клапаном 1, ввернутым в корпус. На наружной поверхности плунжера имеются две канавки специального профиля, в которых установлены разрезные пружинные кольца – стопорное кольцо 6 и запорное кольцо 2. Стопорное кольцо предотвращает выход плунжера из корпуса при транспортировке и установке гидронатяжителя на двигатель, запорное кольцо ограничивает обратный ход плунжера при работе. В рабочем состоянии плунжер 3 с запорным кольцом 2 под действием пружины 5 перемещается из канавки в канавку корпуса 4, выдвигаясь из него. Обратному перемещению плунжера препятствует запорное кольцо и специальный профиль канавок корпуса и плунжера. В корпусе клапана 1 расположен обратный шариковый клапан, через который масло из магистрали двигателя поступает внутрь гидронатяжителя. К шариковому клапану масло поступает через прорезь на торце и отверстие 7 в корпусе клапана.Транспортный стопор 7 служит для исключения вероятности «разрядки» гидронатяжителя (выхода плунжера из корпуса гидронатяжителя) при его транспортировке. Перед установкой гидронатяжителя на двигатель транспортный стопорнеобходимо снять. Гидронатяжитель устанавливается на двигатель в собранном («заряженном»)состоянии, когда плунжер 3 удерживается в корпусе 4 с помощью стопорного кольца 6, как изображено на рисунке 12. Для «разрядки» гидронатяжителя необходимо через отверстие в крышке гидронатяжителя оправкой нажать на гидронатяжитель с усилием, обеспечивающим выход плунжера из корпуса гидронатяжителя. Под действием пружины корпус гидронатяжителя переместится до упора в крышку, а плунжер через натяжное устройство натянет цепь. При работе привода гидронатяжители создают постоянное натяжение и гасят колебания цепей при изменении режимов работы двигателя. Происходит это следующим образом. Под действием пружины 5 и давления масла, поступающего из масляной магистрали через отверстие 8 в корпусе клапана, плунжер 3 нажимает на рычаг натяжного устройства со звездочкой, а через него на цепь, обеспечивая неразрывный контакт звездочки и цепи. При воздействии цепи на гидронатяжитель (при изменении режима работы двигателя) плунжер 3 перемещается назад, сжимая пружину 5, шариковый клапан гидронатяжителя закрывается и происходит демпфирование (гашение) колебаний цепи за счет пружины и перетекания масла через зазор между плунжером и корпусом. По мере вытяжки цепи плунжер выдвигается из корпуса 4, передвигая запорноекольцо 2 из одной канавки корпуса в другую, тем самым обеспечивается необходимое натяжение цепи. Ход плунжера назад, при гашении колебаний цепи и при компенсации температурных удлинений деталей привода, ограничивается запорным кольцом 2 и шириной канавки на плунжере 3.
Рисунок 12 – Гидронатяжитель с транспортным стопором:1 – корпус клапана в сборе; 2 – запорное кольцо; 3 – плунжер; 4 – корпус; 5 – пружина; 6 – сто-порное кольцо; 7 – транспортный стопор; 8 – отверстие для подвода масла
Привод клапанов (Рисунок 13). Клапаны приводятся от распределительных валов через одноплечий рычаг 3. Одним концом, имеющим внутреннюю сферическую поверхность, рычаг опирается на сферический торец плунжера гидроопоры 1.Другим концом, имеющим криволинейную поверхность, рычаг опирается на торец стержня клапана. Ролик 6 (Рисунок 14) рычага привода клапана беззазорно контактирует с кулачком распределительного вала. Для уменьшения трения в приводе клапанов ролик установлен на оси 4 на игольчатом подшипнике 3. Рычаг передает перемещения, задаваемые кулачком распределительного вала, клапану.
Рисунок 13 – Привод клапанов:1 – гидроопора; 2 – пружина клапана; 3 – рычаг привода клапана; 4 – распределительный вал впу-скных клапанов; 5 – крышка распределительных валов; 6 – распределительный вал выпускныхклапанов; 7 – сухарь клапана; 8 – тарелка пружины клапана; 9 – маслоотражательный колпачок; 10– опорная шайба пружины клапана; 11 – седло выпускного клапана; 12 – выпускной клапан; 13 –направляющая втулка выпускного клапана; 14 – направляющая втулка впускного клапана; 15 –впускной клапан; 16 – седло впускного клапана
Рисунок 14 – Рычаг привода клапана:1 – рычаг привода клапана; 2 – скоба рычага привода клапана; 3 – подшипник игольчатый; 4 – осьролика рычага клапана; 5 – стопорное кольцо; 6 – ролик рычага клапана
Рисунок 15 – Гидроопора:1 – корпус; 2 – пружина; 3 – обратный клапан; 4 – поршень; 5 – отверстие для подвода масла; 6 –стопорное кольцо; 7 – плунжер; 8 – полость между корпусом и поршнем
Применение гидроопоры исключает необходимость регулировать зазор между рычагом и клапаном.При установке на двигатель рычаг подсобирается с гидроопорой с помощью скобы 2 охватывающей шейку плунжера гидроопоры. Гидроопора (Рисунок 15) стальная, ее корпус 1 выполнен в виде цилиндрического стакана, внутри которого размещен поршень 4, с обратным шариковым клапаном 3 и плунжер 7, который удерживается в корпусе стопорным кольцом 6. На наружной поверхности корпуса выполнены канавка и отверстие 5 для подвода масла внутрь опоры из магистрали в головке цилиндров. Гидроопоры устанавливаются в расточенные в головке цилиндров отверстия.Работает гидроопора следующим образом. При набегании кулачка распределительного вала на ролик рычага приводаклапана давление под поршнем резко повышается, шариковый клапан закрывается, запирая находящееся в полости 8 между корпусом и поршнем масло, которое становится рабочим телом, через которое передается усилие и движение от кулачка через рычаг к клапану. Небольшая часть масла при этом выдавливается через зазор между корпусом ипоршнем, при этом гидроопора проседает на величину 0,01…0,05 мм. При закрытии клапана, когда снимается усилие с гидроопоры, пружина 2 прижимает поршень, плунжер и рычаг привода клапана к кулачку распределительного вала, выбирая зазор, шариковый клапан открывается, впуская в полость между корпусом и поршнем масло, после чего цикл повторяется. Гидроопоры автоматически обеспечивают беззазорный контакт кулачков распределительных валов с роликами рычагов и клапанами, компенсируя износы сопрягаемых деталей: кулачков, роликов, сферических поверхностей плунжеров и рычагов, клапанов, фасок седел и тарелок клапанов. В центре сферы плунжера гидроопоры и в сферическом гнезде рычага привода клапанов выполнены отверстия для смазки сферических поверхностей плунжера ирычага, и направленной струей рабочих поверхностей кулачка распределительного вала и ролика рычага. Клапаны (Рисунок 13) впускной 15 и выпускной 12 изготовлены из жаропрочной стали, выпускной клапан имеет жароупорную износостойкую наплавку рабочей поверхности тарелки и наплавку из углеродистой стали на торце стержня, закаленную для повышения износостойкости. Диаметры стержней впускного и выпускного клапанов 6 мм. Тарелка впускного клапана имеет диаметр 30 мм, выпускного – 27 мм. Угол рабочей фаски у впускного клапана 60о, у выпускного 45о30'. На конце стержня клапана выполнены выточки для сухарей 7 тарелки 8 пружины клапана. Сухари и тарелка пружины клапана изготовлены из малоуглеродистой легированной стали и подвергнуты углеродоазотированию для повышения износосойкости.У сухарей размеры и форма элементов, охватывающих стержень клапана, дают возможность клапанам вращаться в процессе их работы. Под пружину устанавливается опорная стальная шайба 10. Клапаны работают в направляющих втулках 13, 14, изготовленных из дисперсно-упрочненного композиционного материала на основе порошковой меди или из поршкового материала на основе железа. Втулки клапанов снабжены стопорными кольцами. Седла клапанов изготовлены из специального чугуна или из поршкового материала на основе железа. Седла запрессованы в головку цилиндров и окончательно обрабатываются в сборе с головкой. Для уменьшения расхода масла через зазор между втулкой и стержнем клапана, на верхние концы всех втулок напрессованы маслоотражательные колпачки 9, изготовленные из маслостойкой резины. Промежуточный вал 6 (Рисунок 16) предназначен для передачи вращения от коленчатого вала распределительным валам через промежуточные звездочки, нижнюю и верхнюю цепи. Кроме этого, он служит для привода масляного насоса.Вал изготавливается из стали. Рабочие поверхности вала термообработаны. Промежуточный вал вращается в сталеалюминиевых втулках 5 и 11, запрессованных в отверстия блока цилиндров 12. От осевых перемещений промежуточный вал удерживается стальным фланцем 13, который закреплен двумя болтами М8 к переднему торцу блока цилиндров, между передней шейкой вала и ступицей ведомой звездочки 4. Осевой зазор обеспечивается разницей между длиной уступа на валу и толщиной фланца. Для повышения износостойкости фланец закален, а для улучшенияприработки торцевые поверхности фланца шлифованы и фосфатированы. На передний цилиндрический выступ вала установлена ведомая звездочка 4. Ведущая звездочка 3 цилиндрическим выступом устанавливается в отверстие ведо-мой звездочки, а ее угловое положение фиксируется штифтом 14, запрессованным в ступицу ведомой звездочки.Обе звездочки “напроход” крепятся двумя болтами 1 к промежуточному валу. Болты контрятся отгибом на их грани углов стопорной пластины 2. На хвостовике промежуточного вала с помощью шпонки и гайки 9 закрепленаведущая винтовая шестерня 10 привода масляного насоса. Свободная поверхность промежуточного вала (между опорными шейками) герметично закрыта тонкостенной стальной трубой 7, запрессованной на герметике в отверстия в приливах блока цилиндров.
www.uazik.net
На автомобилях, принимающих участие в скоростных соревнованиях, применяют двигатели различных типов.
Серийные легковые автомобили, участвующие в соревнованиях, могут иметь лишь ограниченные изменения в конструкции двигателей, что строго оговаривается положением о соревнованиях.
Спортивные автомобили, построенные на базе агрегатов серийных автомобилей, могут иметь серийные или специальные двигатели без нагнетателей с определенным рабочим объемом и числом цилиндров для каждого класса автомобилей. Никаких других ограничений в конструкции двигателя не предусматривается.
Двигатели специальных гоночных автомобилей должны иметь рабочий объем в пределах, установленных для данного класса. Допускается установка на гоночных автомобилях любых поршневых двигателей внутреннего сгорания (газотурбинные и реактивные двигатели относятся к особой группе). Двигатели могут иметь нагнетатели различных типов. На многих гоночных автомобилях младших классов устанавливают двигатели гоночных мотоциклов.
Ввиду совершенно различного характера конструкции двигателей для серийных, спортивных и специально гоночных автомобилей ниже будут рассмотрены изменения конструкции двигателей серийных автомобилей и серийных двигателей для спортивных и гоночных автомобилей, построенных на базе стандартных агрегатов, а также специальные двигатели гоночных автомобилей.
В двигателях внутреннего сгорания в механическую работу превращается тепло, выделяемое при сгорании топлива в цилиндрах двигателя. При этом в полезную работу превращается лишь относительно небольшая часть тепла, выделяемого при сгорании топлива, а остальное тепло расходуется непроизводительно. Чтобы получить от двигателя наибольшую мощность, необходимо увеличить количество сгорающего в нем топлива, увеличив количество подаваемой в цилиндры горючей смеси, и уменьшить непроизводительные потери тепла.
Для быстроходных автомобильных двигателей распределение затрат тепла на полезную работу и различные потери, так называемый тепловой баланс двигателя, выглядит следующим образом:
Таким образом, при работе двигателя с полной нагрузкой и большим числом оборотов распределение тепла можно характеризовать следующими данными (в %):
| Тепло, превращенное в полезную работу (эффективную) | 25 |
| Потери с водой | 25 |
| Потери с отработавшими газами | 35 |
| Потери от неполноты сгорания топлива | 5 |
| Потери на работу трения и привод вспомогательных механизмов | 10 |
| Итого | 100 |
Основным способом улучшения использования тепла, выделяемого при сгорании топлива, а следовательно, и увеличения мощности двигателя является повышение степени сжатия. При повышении степени сжатия уменьшается температура отработавших газов, а следовательно, и количество уносимого с ними тепла; несколько уменьшается и теплоотдача в охлаждающую воду ввиду уменьшения объема и поверхности камеры сгорания.
Большое значение имеет снижение потерь тепла на работу трения и приведение в действие вспомогательных механизмов. Эти потери увеличиваются с ростом числа оборотов. Если принять все эти потери за 100%, то они распределяются примерно следующим образом (в %):
| Трение поршней | 68 |
| Трение в подшипниках | 10 |
| Механизм распределения | 8 |
| Магнето | 7 |
| Масляные насосы | 3 |
| Водяной насос | 4 |
| Итого | 100 |
Следовательно, основную часть этих потерь составляют потери на трение, которые зависят от теплового режима двигателя, качества смазки, материала деталей и удельных давлений на поверхностях трения.
Ниже будут рассмотрены основные мероприятия, направленные на улучшение наполнения двигателей горючей смесью и снижение непроизводительных потерь тепла, за счет чего достигается повышение мощности автомобильных двигателей, используемых для спортивных целей.
Двигатели серийных автомобилей, принимающих участие в скоростных соревнованиях, должны иметь: стандартные рабочий объем, число цилиндров и систему газораспределения с нижним расположением клапанов. Эти ограничения предусматривают сохранение всех основных деталей двигателя и возможность его дальнейшей эксплуатации.
Основные допускаемые изменения в конструкции серийного двигателя сводятся к его форсировке и усовершенствованию систем охлаждения и смазки.
Под форсировкой двигателя понимается весь комплекс работ, направленный на повышение мощности.
Основными способами повышения мощности двигателя являются: повышение степени сжатия; усовершенствование впускного тракта для увеличения коэффициента наполнения; уменьшение сопротивления выпуску отработавших газов; регулировка карбюраторов на мощностной состав смеси и повышение интенсивности зажигания.
Перед форсировкой новый двигатель должен быть правильно обкатан для обеспечения хорошей приработки деталей шатунно-кривошипного механизма.
Обкатку двигателя можно производить на автомобиле, находящемся в эксплуатации, с соблюдением всех правил, указанных в заводской инструкции. Как показывает практика подготовки автомобилей к соревнованиям, продолжительность обкаточного пробега желательно увеличить не менее чем до 5000 км.
Повышение степени сжатия. Двигатели отечественных серийных легковых автомобилей имеют степень сжатия 6,2—6,7. Увеличение степени сжатия дает первоначально резкий прирост мощности, который постепенно уменьшается с повышением степени сжатия.
 Рис. 14. Кривая изменения индикаторной мощности в зависимости от степени сжатия |
На рис. 14 приведена кривая изменения индикаторной мощности двигателя с увеличением степени сжатия; наиболее быстрый рост мощности двигателя происходит в пределах увеличения степени сжатия до 9.
Так как повышение степени сжатия связано с уменьшением объема камеры сгорания, то в двигателях с нижними клапанами повышение степени сжатия зависит от возможности получения меньшего объема камеры сгорания при одновременном обеспечении хорошего наполнения цилиндров горючей смесью.
Сокращение объема камеры сгорания в этих двигателях производят путем уменьшения толщины прокладки между головкой и блоком цилиндров, снятием слоя металла с плоской поверхности головки или изготовлением новых головок. К последнему способу прибегают при большем увеличении степени сжатия.
 Рис. 15. Проходные сечения в камере сгорания при различных степенях сжатия:а - при степени сжатия 6, б - при степени сжатия 8 |
Сфрезеровывание плоской поверхности головки уменьшает высоту камеры сгорания. При этом в двигателях с нижними клапанами уменьшается сечение для прохода смеси из пространства над клапанами в полость цилиндра (рис. 15). Для увеличения проходного сечения прибегают к устройству углубления в блоке возле впускного клапана и устраняют порог, снимая часть верхней кромки цилиндра (рис. 16).
 Рис. 16. Способы увеличения проходного сечения в камере сгорания |
Для лучшего отвода тепла чугунные головки цилиндров заменяют алюминиевыми.
Поверхность камеры сгорания тщательно полируют.
Указанные мероприятия обеспечивают достаточное проходное сечение в пределах повышения степени сжатия примерно до 8. Дальнейшее увеличение степени сжатия для двигателей с нижними клапанами, даже при изготовлении новых головок цилиндров, приводит к значительному дросселированию, уменьшает наполнение и не дает желаемого эффекта.
Замена стандартных прокладок головки блока необходима во всех случаях, так как они не обеспечивают достаточной плотности при повышенных давлениях в цилиндрах. Практика соревнований показывает, что сход автомобилей с дистанции часто происходит вследствие выхода из строя стандартных прокладок головки блока.
Стандартные прокладки лучше всего заменять прокладками из мягкой отожженной красной меди толщиною около 0,5 мм. Во избежание прорыва газов нужно производить равномерную затяжку всех шпилек крепления головки цилиндров блока, соблюдая при этом определенную последовательность, указываемую обычно в заводских инструкциях.
gaz20.spb.ru
Чтобы понять, почему для конструкции двигателя не является губительной увеличенная в разумных пределах при помощи турбонагнетателя мощность, необходимо рассмотреть статические нагрузки в двигателе во время его работы. К конструкции двигателя в разные моменты его работы прикладываются два вида статических нагрузок: инерционные и мощностные. Инерционные нагрузки могут быть растягивающими (произведены растягиванием) или сжимающими (произведены сжатием). Мошностная нагрузка может быть только сжимающей. Механизмы воздействия этих нагрузок должны стать понятны читателю как по отдельности, так и в совокупности. Это необходимо для ясного представления, почему турбонагнетатель не убивает кривошипно-шатунный механизм двигателя.
Инерционная нагрузка возникает из-за сопротивления предмета ускоренному движению. Чтобы исследовать инерционные нагрузки, удобно разделить цилиндр на верхнюю и нижнюю части. Вообразите две половины, отделенные мнимой линией, называемой серединой хода поршня.
Рис. Зависимость нагрузок на узлы двигателя меняет свой характер в трёх характерных взаимных положениях поршня и коленчатого вала.
Вектор ускорения поршня всегда направлен к середине его хода даже при движении вверх или вниз от этой середины. Другими словами, когда поршень выше середины своего хода, он будет всегда ускоряться вниз. Когда он ниже середины хода (даже в мертвой точке), он будет ускоряться вверх. Самые большие ускорения достигается в верхней мертвой точке и нижней мертвой точке, когда поршень фактически останавливается. Когда ускорение самое большое, нагрузки будут самые высокие. Когда поршень проходит через середину своего хода ускорение нулевое, а скорость максимальна.
Величина нагрузок, возникающих при движении поршня, пропорциональна частоте вращения двигателя, возведенной в квадрат. Например, если число оборотов двигателя в минуту увеличено втрое, инерционная нагрузка будет в девять раз большей. Поршень, который двигается (ускоряется) к верхней мертвой точке и затем обратно к середине хода, прикладывает растягивающую инерционную нагрузку к узлу поршень/шатун. Напротив, когда поршень двигается к нижней мертвой точке и затем обратно к середине хода, инерционная нагрузка будет сжимающей. Таким образом, во время нахождения поршня выше середины хода инерционная нагрузка, будет растягивающей, а ниже середины хода — сжимающей. Самое большое растягивающее усилие, приюженное к шатуну — в верхней мертвой точке на ходе выпуска (потому что в верхней мертвой точке в конце такта сжатия ТВС уже горит и создает давление, противодействующее инерционной нагрузке). Самая большая сжимающая нагрузка — в нижней мертвой точке после впуска или рабочего такта.
Эти инерционные нагрузки огромны. В двигателе большого объема, работающем на 7000 оборотов в минуту, в шатуне могут развиваться инерционные нагрузки величиной более, чем 1,8 тонны. (Для наглядности представьте себе микроавтобус, стоящий на вашем шатунном подшипнике.)
Рис. Инерционные нагрузки, прикладываемые к шатуну, приближены к синусоидальной зависимости относительно угла поворота коленчатого вала.
Мощностная нагрузка возникает от давления сгорающей ТВС, приложенного к поршню. Это сжимающая нагрузка, приложенная к шатуну вследствие того, что горящие газы вынуждают поршень двигаться вниз.
Давление, созданное расширяющимися горячими газами, прикладывает к поршню силу, равную площади сечения цилиндра, помноженной на давление в камере сгорания. Например, шатун в двигателе с площадью сечения цилиндра 64,5 квадратных сантиметра (при диаметре 90 мм) при давлении в камере сгорания более 50 бар, будет испытывать сжимающую мощностную нагрузку в 3,6 тонны.
Особая зависимость инерционных и мощностных нагрузок наиболее интересна в верхней половине рабочего такта. Здесь мы имеем следующую картину: две нагрузки, действующие на шатун, нагружают его в различных направлениях. Помните, что инерционная нагрузка является растягивающей выше середины хода, в то время как мощностная нагрузка в любом случае является сжимающей. Мощностная нагрузка достигает максимума при максимуме крутящего момента, и постепенно снижается при дальнейшем увеличении оборотов двигателя, но вообще всегда больше чем инерционная нагрузка. Разность между этими двумя нагрузками и есть реальная нагрузка на шатун.
Итак, инерционные нагрузки частично компенсируются мощностной нагрузкой. Из вышесказанного, очевидно, что в конце такта выпуска, когда шатун/поршень достигает верхней мертвой точки и не подвергается сопротивлению сжимающихся газов (потому что все клапана открыты), достигается самое высокое растягивающее усилие. Эта нагрузка наиболее разрушительна из всех, потому что растягивающие усилия вызывают усталостное разрушение, в то время как сжимающие усилия к этому не приводят. Поэтому, когда конструктор анализирует напряжения в шатуне и шатунных бол тах, его в наибольшей степени интересуют инерционные нагрузки в верхней и нижней мертвых точках.
Рис. Сгорающая ТВС создает сжимающие нагрузки в шатуне.
Рис. Объединенный график мощностной и инерционной нагрузок. Заметьте, что мощностная и инерционная нагрузка вычитаются друг из друга.
Мысль об удвоении момента двигателя (удвоении мощности при тех же оборотах двигателя) приводит к другой мысли — об удвоении мощностной нагрузки. К счастью это не так. Показать, как мощность можно удвоить без удвоения давления в камере сгорания, проще всего графически. Любые существенные изменения расчетной нагрузки будут основаны на пиковом давлении в камере сгорания. На рисунке видно, что при удвоении количества смеси в камере сгорания, пиковое давление возрастает только приблизительно на 20 %. Имеются две причины для этой непропорциональности.
Во-первьтх, мощность — функция среднего давления по всему рабочему ходу поршня, а не только пикового давления. Среднее давление может быть значи тельно увеличено за счет более высокого давления в середине или в конце хода, в то время как максимум давления существенно не возрастает.
Во-вторых, максимальное давление вообще достигается после сгорания 18-20 % смеси. Если количество смеси удвоено, те же 18-20 % этого количества сгорят при достижении максимального давления. Так как полное давления в камере сгорания состоит из давления сжатия и давления сгоревших газов, невозможно удвоить полное давление, удваивая только одну из его составных частей. (Не иначе, законы физики благосклонны к шатунам и шатунным подшипникам.)
Рис. Давление в цилиндре как функция угла поворота коленчатого вала при примерно двух атмосферах давления. Заметьте, что у двигателя с турбонаддувом максимальное давление достигается приблизительно при 20″ после ВМТ, когда сгорает около 20% смеси. Даже при высоких давлениях наддува небольшое количество сгоревшей смеси не будет давать результат в виде большого изменениях максимального давления. Когда процесс горения приблизится к завершению, большая плотность смеси может поднимать давление в три-четыре раза при углах поворота коленчатого вала около 90″, поэтому момент на валу при этом может быть вдвое больше.
Тщательное изучение рисунка показывает, что при угле поворота коленчатого вала, приближающегося к 90″, давление в камере сгорания, при работе с наддувом, в три — четыре раза больше. Оно, однако, заметно меньше чем максимальное давление. Поэтому оно не создает разрушающей нагрузки. Часть рабочего хода в районе 90″ — это тот участок, где возникают реальные увеличения мощности двигателя с турбонаддувом. Любой владеющий физикой товарищ, посмотрев на диаграмму, скажет Вам, что область под соответствующими кривыми представляет собой мощность. Таким образом, разность в площади этих двух областей представляет собой увеличение мощности от применения турбонагнетателя. Теперь очевидно, что мы можем удваивать мощность, не удваивая нагрузку на поршень и шатун!
Итак: предшествующее обсуждение показывает, что увеличенное давление в камере сгорания при использовании турбонадцува и увеличившаяся при этом мощностная нагрузка будут иметь довольно умеренное влияние на конструкцию двигателя.
Умеренное увеличение мощностной нагрузки вообще не будет серьезно влиять на конструкцию двигателя.
ustroistvo-avtomobilya.ru
