Измерители тормозных качеств автомобиля.

Вопрос

Буксование ведущего колеса

Схема сил, действующих на колесо

V_т- Теоретическая скорость

V_д-Практическая скорость, то (V_т – V_д) – есть потеря скорости движения. Отношение потери скорости движения к теоретической скорости называется коэффициентом буксования

.

На сухих дорогах с твердым покрытием процесс буксования ведущих колес . Пока касательная сила тяги меньше силы сцепления Р_к < Р_сцбуксование отсутствует, К_б = 0.

Если М_к/R_з > P_сцнаблюдается интенсивное проскальзывание протектора по дороге, т.е. К_б = 1,0.

В реальных условиях на дорогах с твердым покрытием имеет место движение с буксованием 0 £ К_б £ 1,0. Это объясняется тем, что величина коэффициента сцепления изменяется как во время буксования, так и по пути движения, поэтому в отдельные моменты времени чередуются условия Р_к < P_сц и М_к/R_з > P_сц, что сопровождается движением колеса со скоростью 0 < V_д < V_т

Тракторы работают на поле, где почва всегда находится в достаточно рыхлом состоянии. Зацепы, погружаясь в почву, прессуют её в направлении противоположном движению, в результате чего ось колеса как бы смещается назад на величину деформации почвы. Это является причиной снижения поступательной скорости и в этом заключается физическая сущность процесса буксования ведущего колеса на деформируемой поверхности. Буксование может отсутствовать лишь тогда, когда при движении ведущего колеса не возникает деформация опорной поверхности в направлении противоположном движению, что может быть только при условии Р_к = 0.

В принципе, буксование может быть отрицательной величиной, когда действительная скорость будет больше теоретической. Такое явление наблюдается при движении гусеничного трактора по уплотненному грунту. Где увеличивается поступательная скорость (Рис. 2.5).

Буксование ведущего колеса – есть деформация опорной поверхности в направлении противоположном движению.

К таковым относятся:

- тип и состояние опорной поверхности,

- нормальная нагрузка на колесо,

- сила тяги на крюке.

Более рыхлые почвы увеличивают буксование.

Увеличение нагрузки на крюке трактора сопровождается ростом окружной силы на колесе, которая увеличивает касательную деформацию почвы и буксование. При значительной нагрузке грунтовые кирпичи, находящиеся между соседними почвозацепами, срезаются, защемляются между ними и начинают вращаться вместе с колесом. Буксование резко возрастает, приближаясь к единице (Рис. 2.6).

Буксование, при котором развивается максимальная касательная сила тяги (и нагрузка на крюке) находится в пределах К_б = 0,22…0,24, что подтверждается экспериментальными данными. Следует отметить, что с увеличением нормальной нагрузки на колесо касательная сила тяги достигает максимума при меньшем буксовании, т.е. чем больше нагрузка на колесо, тем меньшее буксование можно допустить.

Буксование отрицательно влияет на агротехнические и технико-экономические показатели тракторов. Вопрос о допустимой величине буксования решается с учетом почвенных условий, характера выполняемой технологической операции и конструктивных особенностей движителя. На основании обобщенных результатов испытаний тракторов приняты следующие значения допустимого буксования в случае работы его в составе пахотного агрегата по необработанной стерне нормальной влажности (16…18%) и средней плотности (чернозем или суглинок):

колесный трактор 4х2 - 0,18

колесный трактор 4х4 - 0,16

гусеничный трактор - 0,05

При работе на рыхлых почвах (пашня) допускается буксование колесных тракторов до 0,20…0,25.

Вопрос

Ведущий момент на колесе.

Источником механической энергии на тракторах и автомобилях является, в основном, двигатель внутреннего сгорания. Эффективная мощность, снимаемая с коленчатого вала двигателя, всегда больше мощности, переданной ведущим колесам N_e > N_к,так как в механизмах трансмиссии имеются потери. Их величину оценивают механическим коэффициентом полезного действия трансмиссии (Кпд_тр).

,

где N_к –полезная мощность (трансмиссия служит для передачи мощности от двигателя к ведущим колесам), N_e – затраченная мощность.

Учитывая, что мощность равна произведению крутящего момента на угловую скорость, получим:

,

здесь I_тр = w_дв/w_к – передаточное число трансмиссии, w_дв, w_к – угловые скорости вращения коленчатого вала двигателя и колеса.

Ведущий момент на колесе определится

М_к = М_еI_трКпд_тр

Зависимость крутящего момента двигателя от нагрузки и от частоты вращения получают экспериментально, снимая серию нагрузочных или карбюраторного двигателя (дроссельная заслонка открыта полностью) представлена на рис. 2.4.

Крутящий момент двигателя и эффективная мощность связаны между собой уравнением

М_е = 9550N_e/n

Увеличение крутящего момента при перегрузке двигателя и снижение частоты вращения ниже расчетной n_н существенно влияют на динамические качества машины и характеризуют способность двигателя (и машины) преодолевать кратковременные перегрузки. Это качество оценивается коэффициентом приспособляемости двигателя

К_м = М_еmax/М_ен

К_м = 1,20…1,35 –карбюраторный двигатель,

К_м = 1,10…1,20– дизель.

Нагрузка на двигатель трактора, при выполнении им сельскохозяйствен

ных операций, носит неустановившийся характер. Например, на пахоте колебания нагрузки сопровождаются её кратковременным увеличением на

30…40% с периодом колебаний 0,2…0,3с.Учитывая, что крутящий момент дизеля при перегрузке возрастает на 10…20%, при комплектовании машинно-

тракторных агрегатов приходится резервировать часть мощности двигателя.

Степень нагруженности двигателя оценивают коэффициентом эксплуатационной загрузки, представляющим отношение:

К_э = N_e/N_ен @ М_е/М_ен,

так какn @ n_нпри работе двигателя на регуляторной ветви характеристики.

В реальных условиях эксплуатации степень загрузки тракторного двигателя составляет:

К_э = 0,90…0,95 – для ровных участков местности,

К_э = 0,85…0,90 – для пересеченной местности.

Возросшее сопротивление при перегрузке двигателя преодолевается не только за счет роста крутящего момента, но и благодаря высвобождению кинетической энергии, аккумулированной маховиком и другими движущимися массами двигателя, происходящему при снижении частоты вращения. Уравнение динамики двигателя в этом случае имеет вид:

М_дв = М_е – I_{и дв}e_дв,

где М_дв –крутящий момент двигателя на неустановившемся режиме работы,

I_{и дв} –момент инерции вращающихся масс двигателя,

e_дв– угловое ускорение коленчатого вала двигателя.

При перегрузке двигателя e_дв < 0, M_дв > M_e, что способствует преодолению перегрузки.

Частота вращения коленчатого вала двигателя не должна опускаться ниже n_м, соответствующей максимальному значению крутящего момента М_emax,так как в противном случае, работа двигателя становится неустойчивой и он может заглохнуть. Таким образом, чем меньше значение частоты вращения n_м, тем дольше двигатель может работать с замедлением e_дв и его способность к преодолению перегрузок увеличивается. Для характеристики способности двигателя преодолевать перегрузки со снижением скорости движения машины вводится степень снижения частоты вращения коленчатого вала в области использования запаса крутящего момента

К_n = n_м/n_н

К_n = 0,45…0,60 – карбюраторный двигатель,

К_n = 0,60…0,75 – дизель.

На большинстве тракторов и автомобилей крутящий момент двигателя передается механизмам трансмиссии посредством фрикционного сцепления. Максимальный момент трения М_{ф max}выбирается с некоторым запасом по сравнению с расчетным крутящим моментом двигателя и их отношение называют коэффициентом запаса сцепления: К_ф = М_фmax/M_ен.

Его величина находится в пределах:

К_ф = 2,0…3,0– тракторы,

К_ф = 1,8…2,5 – грузовые автомобили,

К_ф = 1,20…1,75 – легковые автомобили.

Если при резком снижении частоты вращения коленчатого вала двигателя создается условие М_дв > M_фmax, сцепление начинает буксовать, предохраняя трансмиссию от перегрузок.

Вторым фактором, влияющим на величину ведущего момента на колесе, является передаточное число трансмиссии

I_тр = w_дв/w_к = n_дв/n_к = I_oI_к

где I_o –передаточное число главной передачи (ведущий мост, бортовая передача),

I_к –передаточное число коробки передач.

За счет переключения передач передаточное число трансмиссии изменяется в широких пределах:

I_тр = 10…100 – тракторы,

I_тр = 6…50 – грузовые автомобили,

I_тр = 4…30 – легковые автомобили.

Так как передаточное число трансмиссии всегда больше единицы, то и ведущий момент на колесе больше крутящего момента двигателя, М_к > M_дв.

При переходе с одной передачи на другую ведущий момент на колесе будет меняться скачкообразно.

Третьим фактором, влияющим на величину ведущего момента колеса, является механический кпд трансмиссии. Фрикционное сцепление практически не теряет энергии (при отсутствии пробуксовки), также можно пренебречь потерями в карданной передаче при малых углах излома между валами. Поэтому основную долю потерь мощности составляют потери на трение в подшипниках, гидравлические и аэродинамические, потери учитываются механическим кпд потерь холостого хода, который для современных мобильных машин составляет Кпд_хх = 0,96. Современное машиностроение обеспечивает механический кпд пары шестерен равным:

Кпд_ц = 0,985 – для цилиндрических шестерен,

Кпд_к = 0,975 – для конических шестерен.

С учетом того, что в передаче крутящего момента на одной передаче участвуют Z_ццилиндрических и Z_кконических пар шестерен, механический кпд трансмиссии можно определить:

Кпд_тр = Кпд_ххКпд_ц^zцКпд_к^zк.

Средние значения механического кпд трансмиссии составляют:

Кпд_тр = 0,83…0,88 – тракторы,

Кпд_тр = 0,85…0,90– грузовые автомобили,

Кпд_тр = 0,90…0,93 – легковые автомобили.

Схема сил и моментов, действующих на ведущее колесо при движении по горизонтальному твёрдому основанию.

Работа ведущего пневмоко­леса. Ведущим называется ко­лесо, к оси которого, кроме нормальной нагрузки Q_к (рис. ) и реакции остова, приложен вращающий момент М_вед, под действием которого в пятне контакта колеса с дорогой образуется касательная сила Р_к тяги. Под действием этих нагрузок колеса деформируется.

Действительная скорость движения; оси ведущего колеса

,где — теоретическая скорость движения оси ведущего колеса; — скорость буксования.

Коэффициент буксования

Чтобы найти значение коэффициента буксования, необходи­мо по ГОСТу на методы полевых испытаний сельскохозяйствен­ных тракторов определить кинематические и динамические радиусы качения ведущих колес. Для нахождения кинема­тического радиуса качения замеряют частоту вращения n_раб ведущих колес за время прохождения мерного гона длиной L_гон при работе на соответствующих почвах с заданной нагрузкой на крюке. Так как

, то .

Для нахождения динамического радиуса ГОСТом установ­лен приближенный метод, Определив значения и , находим коэффициент буксо­вания

.

При преобразовании ведущего момента в касательную силу тяги возникают потери,

Вопрос

Вопрос

Касательная сила тяги.

Ведущее колесо воздействует на опорную поверхность с окружной силой Р_о = М_к / R_з Окружная сила направлена назад. В результате этого появляется касательная реакция дороги, числено равная окружной силе, но направленная в сторон у движения колеса. Эту силу назвали – касательная сила тяги Р_к = М_к / R_зПодставляя выражение для ведущего момента на колесе, получим:

.

Касательная сила тяги, как реакция опорной поверхности, имеет двойственный характер. С одной стороны, максимальное значение касательной силы тяги можно реализовать на первой передаче, когда передаточное число коробки имеет наибольшее значение, при максимальном крутящем моменте двигателя

.

С другой стороны, максимально-возможное значение касательной реакции опорной поверхности определяется сцеплением ведущих колес. Предельная величина касательной реакции по условию сцепления называется силой сцепления Р_сц и равна произведению коэффициента сцепления на нормальную нагрузку Р_сц = К_сцР_уз. Если возникает условие наступает буксование, полное или частичное проскальзывание ведущих колес относительно опорной поверхности. Движение колеса становится невозможным или оно происходит с потерей поступательной скорости.

Коэффициентом сцепления называется отношение максимально-возможной касательной реакции опорной поверхности к нормальной нагрузке на колесо. Коэффициент сцепления иногда отождествляют с коэффициентом трения скольжения, однако это не одно и тоже.

К эксплуатационным факторам, влияющим на коэффициент сцепления относятся:

- тип и состояние опорной поверхности,

- скорость движения,

- износ протектора,

- давление воздуха в шине,

- нормальная нагрузка на колесо,

- величина скольжения (буксования).

Средние значения коэффициента сцепления для различных дорожных покрытий и агротехнических фонов составляют:

1. Асфальтобетонное, цементобетонное

сухое - 0,70…0,80

мокрое чистое - 0,50…0,60

покрытое грязью - 0,25…0,45

2. Щебенчатое покрытие

сухое - 0,60…0,70

мокрое - 0,40…0,55

3.Грунтовая дорога

сухая - 0,50…0,60

мокрая - 0,35…0,50

в период распутицы - 0,20…0,30

4. Песок сухой - 0,20…0,30

влажный -0,40…0,50

5. Снег рыхлый - 0,20…0,40

укатанный - 0,30…0,50

6.Обледенелая дорога - 0,10…0,20

7. Тающая гололедица - 0,05…0,10

8.Стерня - 0,50…0,60

9. Пашня - 0,25…0,35

Вопрос

Вопрос

Вопрос

Вопрос

Вопрос

Вопрос

Дифференциальный привод

Установка в трансмиссии машины межосевого дифференциала устраняет кинематическое несоответствие, так как передняя и задняя оси могут вращаться с различными угловыми скоростями.

Недостатком дифференциального привода является зависимость силы тяги машины от силы тяги колеса, находящегося в худших условиях сцепления с опорной поверхностью. Для симметричного дифференциала касательные силы тяги передних и задних колес равны друг другу

Р_кп = Р_кз.

На хорошей дороге касательная сила тяги меньше силы сцепления, т.е.

Р_кп < Р_{сц п} = К_сцgm_п, Р_кз < Р_{сц з} = К_сцgm_з.

Если по какой-то причине коэффициент сцепления передних колес резко снизился К_{сц п} << К_{сц з}, то Р_кп = Р_{сц п} = К_{сц п}gm_п.

В силу симметричности дифференциала

Р_кп = Р_кз << К_{сц з}gm_з.

Если передние колеса будут буксовать на месте, машина остановится, т.к. суммарной касательной силы тяги передних и задних колес недостаточно для преодоления внешних сопротивлений. Межосевой дифференциал, в данном случае, не позволяет загрузить задние ведущие колеса, имеющие хорошее сцепление с опорной поверхностью. Поэтому возникает необходимость блокировки межосевого дифференциала.

Таким образом, межосевой дифференциальный привод устраняет кинематическое несоответствие, но ухудшает тяговую динамику машины на скользкой дороге.

Межосевой привод с механизмом свободного хода

Данный привод применяется на некоторых колесных тракторах (рис. 3.11). На тракторе МТЗ-82 в раздаточной коробке установлена роликовая муфта свободного хода, передающая крутящий момент на передний ведущий мост.

Передаточные числа трансмиссии подобраны таким образом, что теоретическая скорость передних колес несколько меньше, чем задних:

V_тп < V_тз, т.е. заранее создается определенное кинематическое несоответствие. Передние колеса под действием толкающей силы остова получают вращение за счет сцепления с опорной поверхностью. Обгонная муфта расклинивается и отключает привод на передний ведущий мост. Когда, вследствие буксования задних колес, поступательная скорость трактора снизится, ролики муфты свободного хода заклиниваются и передний ведущий мост автоматически включается. Такой привод осей устраняет возможность появления паразитной мощности. Однако роль переднего ведущего моста несколько снижается, так как он работает только при значительном буксовании задних ведущих колес (К_бз = 0,04…0,06). На случай частого отключения и включения переднего ведущего моста предусмотрена блокировка обгонной муфты.

Вопрос

Вопрос

Вопрос

Сила сопротивления качению

Вследствие нормальной деформации опорной поверхности и шин на передних колесах возникает касательная реакция (сила сопротивления качению) Р_хп = Р_fп = f_пР_уп.

На задние колеса действует сила сопротивления качению Р_fз = f_зР_уз.

Суммарная сила сопротивления качению Р_f = P_fп + P_fз = f_пР_уп + f_зР_уз = fgm_эcosα,

считая, что f_п = f_з = fи Р_уп + Р_уз = gm_эCosα.

Cила сопротивления дороги

Сила сопротивления подъему зависит от массы машины, но определяющим фактором является угол подъема дороги. Если α = 0, то и Р_под = 0. Сила сопротивления качению также зависит от массы, но определяющим фактором , в данном случае, является состояние опорной поверхности. Если при движении машины по дороге с асфальтобетонным покрытием f = 0,016, то при движении по вспаханному полю f = 0,16.

В связи с этим, целесообразно рассматривать суммарную силу дорожного сопротивления

Р_дор = Р_под + Р_f = gm_эSin α + fgm_эCosα.

Обозначим (fCosα + Sinα) =К_дори назовем эту величину приведенным коэффициентом дорожного сопротивления. Тогда Р_дор = К_дорgm_э.

3. Сила сопротивления воздуха

Тракторы имеют относительно малые скорости движения, поэтому при расчетах сопротивлением воздуха, обычно, пренебрегают. В суммарном сопротивлении движению автомобиля сила сопротивления воздуха составляет существенную часть. Так, при движении по городскому циклу (средняя скорость 12…15м/с) она достигает 8%, при скоростях 22…25м/с – до 30%, при скорости 30м/с и более – свыше 50%. Сила сопротивления воздуха обусловлена несколькими факторами:

- профильное сопротивление,

- пограничное трение,

- внутреннее сопротивление.

Профильное сопротивление (сопротивление формы) может составлять до 80% всех аэродинамических сопротивлений. Оно обусловлено разностью между повышенным фронтальным давлением, возникающим перед автомобилем, и пониженным давлением позади него, вызванным завихрениями воздуха. Кроме формы кузова в целом, большое влияние на сопротивление воздуха оказывают капот, крыша, крылья, ветровое стекло, боковые стекла и др. Существенное дополнительное сопротивление создают различные выступающие части – фары, указатели поворотов, ручки дверей, стеклоочистители, багажник, номерной знак и пр. Так, например, багажник на крыше легкового автомобиля увеличивает сопротивление воздуха на 10…15%, что повышает расход топлива на 2…3% при скорости 16…18м/с.

Сопротивление трения (до 10% аэродинамических потерь) вызывается силами вязкости пограничного слоя воздуха, движущегося у поверхности автомобиля, и зависит от размера и шероховатости этой поверхности. Эксперименты показали, что у нового легкового автомобиля (с полированной наружной поверхностью) потери на трение в 2…2,5 раза меньше, чем у плохо покрашенного, с грубой шероховатой поверхностью.

Внутреннее сопротивление (до 10% аэродинамических потерь) возникает при прохождении воздуха через системы охлаждения, вентиляции, отопления,

через салон и пр.

Количественной характеристикой суммарного аэродинамического сопротивления является коэффициент лобового сопротивления С_х (величина безразмерная), определяемый экспериментально при продувке автомобиля или его модели в аэродинамической трубе. Значения коэффициента для отдельных геометрических тел составляют:

- куб - 1,05

- цилиндр L > 2D - 0,85

- конус 60^о - 0,5

- шар - 0,47

- капля жидкости L = 2D - 0,04.

Вопрос

Вопрос

Вопрос

Вопрос

Вопрос

Рис. 1. Примерная скоростная характеристика карбюраторного двигателя.

Скоростная характеристика карбюраторного двигателя

По данным скоростной характеристики карбюраторного двигателя определяют, отвечают ли найденные значения развиваемой двигателем наибольшей мощности, крутящего момента и наименьшего удельного расхода топлива техническим условиям, установленным заводом – изготовителем.

Анализ позволяет выявить динамические и экономические показатели его работы и оценить испытываемый двигатель в отношении приемистости и быстроходности. На кривых скоростной характеристики выделяют значения: n_мин – минимальной частоты вращения коленчатого вала, когда еще возможна устойчивая работа двигателя при полностью открытой дроссельной заслонке, N_{e макс} – максимального крутящего момента двигателя. Эксплуатационный скоростной режим работы двигателя должен быть ограничен в пределах от частоты n₁, при которой двигатель развивает максимальную мощность N_eмакс, до частоты n₂, соответствующей максимальному крутящему моменту М_к.макс.

Вопрос

Классификация регуляторов частоты вращения. Двигатели с искровым зажиганием, как правило, не имеют регу­лятора или на них устанавливаются предельные регуляторы (огра­ничители) частоты вращения. Эти регуляторы срабатывают по­сле повышения и>Пн (рис. 5.39, а). Автотракторные дизели обо­рудуют всережимными и двухрежимными регуляторами. На рис. 5.39, б, в, г приведены их скоростные характеристики при различ­ных положениях педали (рычага) управления. Позиция 1 соответ­ствует полному нажатию на педаль, позиции 2...S — частичному. На дизелях тракторов, дорожных машин и многих грузовых автомобилей устанавливают всережимные регуляторы, которые воздействуют на регулирующий орган на всех эксплуатационных частотах вращения (рис. 5.39, б). Регуляторы, обеспечивающие ограничение по максимальной и минимальной частоте вращения, называют двухрежимными (рис. 5.39, в). Двухрежимные регуля­торы не воздействуют на рейку топливного насоса в основном диапазоне режимов между и₂ и и_э (рис. 5.39, в). Скоростные характеристики в этом диапазоне режимов могут быть улучшены при использовании всережимных регуляторов с пологим протека­нием скоростных характеристик (рис. 5.39, г). Двигатели, исполь­зуемые для привода электрогенераторов, комплектуются, как правило, однорежимными прецизионными регуляторами, позво­ляющими поддерживать заданную частоту вращения в достаточ­но узких пределах.

п, л, п

Узел регулятора, измеряющий отклонение регулируемого параметра (частоты вращения), называется чувствительным

Рис. 5.39. Скоростные характеристики двигателей, оборудованных различными

а - предельным; б - всережимным; в - двухрежимным; г - всережимным с пологим протекани­ем скоростных характеристик

элементом. В тех случаях, когда чувствительный элемент непо­средственно связан с регулирующим органом двигателя (рейкой топливного насоса или дроссельной заслонкой карбюратора), регулятор называется регулятореjm прямого действия. Если меж­ду чувствительным элементом и регулирующим органом двига­теля включается усилительный элемент, регулятор называют ре­гулятором непрямого действия. В автотракторных двигателях используются регуляторы прямого действия.

Наибольшее распространение в настоящее время получил механический чувствительный элемент центробежного типа. Ре­гуляторы частоты вращения в этом случае называют механичес­кими. Могут использоваться также пневматические, гидравличес­кие и электрические чувствительные элементы, тогда соответст­венно регуляторы называют пневматическими, гидравлическими и электрическими (электронными). Применение электрических чувствительных элементов позволяет включить регулятор часто­ты вращения в комплекс электронной системы управления двига­телем.

Схемы регуляторов частоты вращения. Упрощен­ная схема всережимного регулятора частоты вращения приведена на рис. 5.40, а. На установившемся режиме центробежная сила грузов 4 уравновешивается натяжением пружины 1, задаваемым рычагом управления 5. При увеличении частоты вращения грузы 4 перемещают муфту 3 влево и передвигают рейку 6 топливного насоса в сторону уменьшения цикловой подачи V_v Уменьшение подачи топлива приводит к .уменьшению частоты вращения и поддержанию ее в заданном диапазоне. Снижение частоты вращения приводит к перемещению рейки 6 под действием пру­жины 1 в сторону увеличения цикловой подачи и, следовательно, увеличению частоты вращения и поддержанию ее в заданном диапазоне.

Вопрос Поршневые кольца

Поршневые кольца(рис. 14, а) по назначению и конструктив­ному исполнению делят на компрессионные и маслосъемные

Рис. 14. Поршневые кольца:

а — типы колец: б — форма замков колец; А — компрессионное; Б — маслосъемное; В — кольцо-расширитель; 1—канавка мас-лосъемного кольца; 2 — прорезь в масло-съемном кольце; 3 — замок кольца; 4 — вы­точка в компрессионном кольце; — косой замок; — прямой замок; — стопорный винт

Компрессионные кольца уплот­няют поршень в цилиндре, предотвращая прорыв газов из него в картер двигателя, и от­водят теплоту. Маслосъемные кольца применяют для снятия лишнего масла со стенок ци­линдра.

Компрессионные кольца устанавливают в канавках уплот­няющей части поршня. Они должны быть упругими, чтобы плот­но прилегать к стенкам цилиндра по всей окружности. Диаметр кольца в свободном состоянии несколько больше диаметра цилиндра, и в одном месте оно разрезано. Место разреза поршне­вого кольца называют замком. На рисунке 14,б показаны раз­личные конструкции замков. Наибольшее распространение по­лучили прямые замки, поскольку они наиболее просты в изго­товлении и надежны в эксплуатации. Торцевые поверхности ко­лец шлифуют.

После установки в цилиндр поршня с кольцами последние вследствие пружинящих свойств материала оказывают на стен­ки цилиндра равномерное давление. При этом в замке сохра­няется зазор 0,4... 0,6 мм, благодаря которому допускается удлинение колец при нагревании.

При тактах сжатия и расширения некоторое количество га­зов под большим давлением проникает через зазоры в простран­ство между канавкой поршня и кольцом. Под давлением этих газов кольца плотнее прижимаются к поверхности цилиндра ,обеспечивая герметичность надпоршневого пространства.

Материал для поршневых колец должен обладать высокой износостойкостью при хорошей обрабатываемости, достаточной: механической прочностью и упругостью, а также обеспечивать минимальную изнашиваемость поверхности цилиндра. В качест­ве такого материала применяют легированные чугуны. Чтобы повысить износостойкость первого (верхнего) компрессионного кольца, работающего в наиболее тяжелых температурных усло­виях и воспринимающего наибольшее давление газов при недо­статочном смазывании, его подвергают пористому хромирова­нию. Для уменьшения утечки газов замки при установке поршня в цилиндр располагают по окружности под углом 120° один от другого.

Для обеспечения устойчивости кольца против радиальных виб­раций, долговечности и технологичности наиболее приемлемыми являются эпюры давлений кольца, имеющие грушевидную или эллипсообразную форму с повышенным давлением у замка. Для описания эпюры давлений кольца по его периметру используют коэффициент С

Надежное уплотнение поршня в цилиндре будет только тогда, когда компрессионное кольцо хотя бы с неболь­шой силой Р_у упругости прижимается по всей поверхности к зеркалу цилиндра. Это прижатие усиливается давлением га­зов, проникающих под кольцо. В зависимости от силы прижа­тия кольца к зеркалу цилиндра различают кольца с круговой, эллипсной и грушевидной эпюрами давлений. В тракторных двигателях применяют кольца с грушевидной эпюрой давления и наибольшим давлением у замка (рис. 145).

б г

Рис. 145. Схемы для расчета поршневых колец

В процессе работы кольца подвергаются действию высокой температуры газов и изнашиваются вследствие трения о стенки цилиндра. В особенно тяжелых условиях работает первое уплотнительное кольцо. В связи с этим применяют кольца специ­альной конструкции (трапециевидные, противоизносные состав­ные) с различными покрытиями и др.

В качестве материалов для поршневых колец применяют чугуны марок СЧ25, СЧ24 и специальные.

Основные конструктивные соотношения размеров колец при­ведены ниже.

Радиальная толщина кольца:

компрессионного t= (0,040... 0,045) D_ц

маслосъемного t= (0,038... 0,043) D_ц

Высота кольца b_к=3...5 мм
Разность между зазорами в замке кольца

в свободном и рабочем состоянии S₀= (3,2...4,0)t

Радиальный зазор между кольцом и канавкой поршня:

компрессионным =0,70...0,95 мм
маслосъемным =0,9...1,5 мм
Диаметр отверстий для отвода масла d_м = (0,3...0,5)b
Зазор в замке в свободном состоянии = (0,10...0,12)£)_ц
Торцевой зазор между кольцом и плоско­стью прилегания в канавке = 0,04...0,2 мм

В процессе расчета на прочность определяют давление коль­ца на стенку цилиндра, напряжение изгиба кольца в рабочем состоянии и при надевании его на поршень.

Среднее давление кольца на стенку цилиндра

где выбирают из соотношений, указанных выше; — диаметр цилиндра; Е — модуль упругости материала кольца (для серого чугуна Е= _; для легированного чугуна Е=1,2*10⁵ МПа; для стали Е= (2.. .2,3) 10⁵ МПа).

Допускаемые значения среднего давления [р_ср] на стенку: для компрессионных колец — 0,1...0,4 МПа; для маслосъёмных колец — 0,2...0,7 МПа.

Максимальное напряжение изгиба в сечении кольца проти­воположном замку для рабочего состояния

Допускаемые напряжения изгиба для рабочего состояния [ ]=200...350 МПа.

Наибольшее напряжение изгиба при надевании кольца на поршень

,

где m — коэффициент, характеризующий способ надевания кольца на поршень; m— 1—при надевании вручную; m = 2 — при надевании с помощью щипцов.

Допускаемые напряжения изгиба при надевании кольца [ ]=350...500 МПа.

Расчетные режимы двигателя

§ 1. Основные принципы расчета и расчетные режимы

Расчету деталей двигателя на прочность пред­шествуют расчеты рабочего процесса и динамический, в про­цессе которых определяются основные параметры двигателя и действующие в нем силы. В зависимости от назначения дви­гателя и заданной мощности принимают: диаметр D_ц (м) и ход S(м) поршня, длину L_ш (м) шатуна, радиус R (м) кри­вошипа и другие данные, которые рассчитать невозможно.

Для расчета деталей на прочность необходимо определить все силы и моменты, которыми нагружаются те или иные дета­ли. Так как силы и моменты, нагружающие детали, переменны как по значению, так и по направлению, то при расчетах дета­лей на прочность принимают во внимание самые неблагоприят­ные условия.

В качестве основных расчетных принимают следующие три режима работы двигателя, при которых детали работают в наиболее тяжелых условиях.

1. Режим максимального вращающего момента M_g.max при соответствующей частоте вращения , когда давление газов в конце процесса сгорания (при расчетах принимают в ВМТ) достигает наибольшего значения Р_{z max.} Действием инерционных нагрузок пренебрегают, создавая тем самым условную перегрузку. Такая временная перегрузка возможна при пуске двигателя.

2. Режим максимальной мощности N_eн и номинальной частоты n_н вращения коленчатого вала, при котором учитывается действие сил от давления газов и инерци