>>> Перейти на мобильный размер сайта >>>

Учебное пособие

Гоночные мотоциклы

       

19. Газораспределение четырехтактных двигателей

Общая конструктивная схема четырехтактного двигателя, а также его мощностные и экономические показатели в значительной степени зависят от принятой системы распределительного механизма. Наполнение цилиндра радикально влияет на мощность и определяется размером и расположением клапанов, а также конфигурацией впускных каналов в головке, цилиндра. Впуск горючей смеси и выпуск отработавших газов у четырехтактных двигателей всегда производится через верхнюю часть цилиндра, и, следовательно, конструкция распределительных органов тесно связана с формой камеры сжатия, значением тепловых потерь и характером протекания процесса горения. Таким образом, при выборе типа распределительного механизма учитываются почти все факторы, имеющие существенное значение для получения высокой мощности. Поэтому именно система газораспределения гоночных двигателей обладает характерными особенностями, редко встречающимися в общепринятых стандартных конструкциях.

Общие схемы распределительных механизмов

Чтобы выяснить, какой тип распределения лучше всего подходит для гоночного двигателя, рассмотрим рис. 54, на котором изображены пять основных схем расположения клапанов и распределительных валов и различных типов камер сгорания. Почти все четырехтактные мотоциклетные двигатели транспортного и гоночного назначения изготовлялись по одной из этих схем.

Рис. 54. Основные скемы расположения и устройства привода клапанов

Схема, приведенная на рис. 54, а, соответствует конструкции двигателя с боковыми односторонними клапанами, управляемыми одним или двумя распределительными валами, расположенными в распределительной коробке сбоку картера. Камера сгорания имеет вытянутую форму, несимметричную как в плане, так и в разрезе. Большая поверхность камеры сгорания способствует увеличению тепловых потерь. Смещение камеры сгорания от оси цилиндра, обусловленное боковым распределением клапанов, создает длинные пути распространения пламени от свечи и не дает возможности работать с высокой степенью сжатия вследствие появления детонации. При всасывании смесь три раза меняет направление движения на 90°. Извилистый путь создает большое сопротивление потоку смеси и снижает коэффициент наполнения.

Двигатели с боковым расположением клапанов часто применялись на гоночных мотоциклах до первой мировой войны, но уже в начале 20-х годов возможности их форсирования оказались исчерпанными. Последние успехи двигателей с боковыми клапанами в гонках международного масштаба относятся к 1922 г. («Санбим»). Впоследствии двигатели этого типа использовали в гонках в виде исключения главным образом в США. При умелом форсировании удавалось получить от них литровые мощности до 60 кВт/л («Харлей—Дэвидсон», 750 см3; 44 кВт; модель 1968г.).

Несмотря на улучшения камер сгорания с боковыми клапанами, введенные рядом выдающихся исследователей, эта система осталась неприемлемой для гоночных мотоциклов и менее совершенной, чем конструкция с верхними клапанами.

Схема, показанная на рис. 54, б, представляет собой промежуточный тип распределения и имеет верхний впускной и боковой выпускной клапаны. Все сказанное выше о тепловых потерях и детонационных свойствах схемы, приведенной на рис. 54, а, относится н к схеме, представленной на рис. 64, б, хотя в этом случае боковая клапанная коробка несколько меньше по объему. Такое устройство распределения применялось перед первой мировой войной на многих быстроходных гоночных мотоциклах и, в частности, на мотоцикле, установившем абсолютный рекорд скорости в 1911 г. («Инднан»).

В начале 20-х годов начали быстро распространяться верхне-клапанные двигатели, построенные по схеме, изображенной на рис. 54, ч. Клапаны расположены под углом в полусферической головке и действуют от нижних распределительных валов посредством толкателей, толкающих штанг а коромысел.

У некоторых двигателей толкатели были заменены нижними одноплечими рокерами-рычагами), помещенными между кулачком и толкающей штангой, целью уменьшения массы возвратно-поступательно движущихся деталей.

При такой схеме камера сгорания отличается весьма выгодной полусферической формой без каких-либо боковых полостей, увеличивающих тепловые потери. Полусферическая камера имеет минимальную поверхность при заданном объеме и, следовательно, минимальные потери на теплопередачу. Путь распространения пламени меньше, чем на предыдущих схемах, и несколько меньше диаметра цилиндра, так как свеча расположена на боковой поверхности камеры сгорания. Отсюда следует, что образование в процессе горения волн повышенного давления и возникновение детонации менее вероятны. Коэффициент наполнения двигателя, выполненного по схеме 54, в, получается высоким вследствие простой формы впускного канала. Если предположить, что угол между клапанами 90°, то клапанное седло расположено под углом 45° к плоскости фланца для присоединения карбюратора или впускной трубы и, следовательно, поток смеси, проходящий по впускному каналу головки цилиндра, меняет направление только на 45° (по предыдущим схемам на 270°). Дальнейшего улучшения коэффициента наполнения можно добиться в тех случаях, когда впускной канал головки выполнен с наклоном в сторону цилиндра; тогда поток рабочей смеси еще больше выпрямляется. Наклон впускного канала достигает 15—30°.

Для быстроходных двигателей чрезвычайно важно, чтобы в конце хода сжатия имелось вихревое движение смеси. Только при этом условии возможно полное и достаточно быстрое сгорание заряда при средних скоростях поршня порядка 15—20 м/с. Верхнее расположение клапанов обеспечивает интенсивные завихрения смеси, благодаря чему получается хорошее ее перемешивание, высокая скорость сгорания и повышается допустимый предел степени сжатия.

Главный недостаток схемы, изображенной на рис. 54, в, заключается в большой массе поступательно-движущихся частей клапанного механизма. Большие силы инерции этих деталей при увеличении частоты вращения препятствуют клапанам точно следовать за движением кулачка; получается отставание клапанов и нарушение фаз распределения, двигатель начинает давать перебои и его мощность быстро надает. Усиление пружин в известных пределах допускает увеличение частоты вращения, что влечет за собой рост механических потерь и повышает напряжения в деталях распределительного механизма.

В большинстве случаев каждый цилиндр имеет по одному впускному и выпускному клапану. На некоторых двигателях ставили по два впускных и выпускных клапана, причем камера сгорания приобретала шатровую (крышевидную) форму. Применяя двойные клапаны, можно расположить свечу в центре камеры, а также облегчить температурный режим работы, так как головки клапанов малого диаметра находятся в более выгодных условиях охлаждения и меньше нагреваются. Наличие четырех клапанов не вносит принципиальных изменений в устройство распределительного механизма; каждое коромысло имеет два плеча, которыми оно нажимает на взаимно параллельные, впускные или выпускные клапаны. Развитие конструкций гоночных двигателей с верхними клапанами и нижними распределительными валами достигло расцвета приблизительно к 1930 г. Большая инерционная нагрузка клапанного механизма с нижними распределительными валами особенно сказывается у одноцилиндровых двигателей класса 500 см3. Именно в этом классе в первую очередь вышли из употребления механизмы с нижними распределительными валами. Относительно малая масса деталей клапанного механизма у двигателей класса 250 см3 позволила механизмам с нижними распределительными валами несколько дольше удержаться в этом классе.

Приведем в качестве примеров образцы гоночных двигателей с приводом клапанов посредством толкающих штанг. Двигатель «Альсион Т. Т.» класса 350 см3 (рис. 55) 1912 г. является родоначальником конструкций с радиальным расположением четырех клапанов. Благодаря такому устройству удалось сохранить идеальную полусферическую форму камеры сжатия вместо шатровой, применяемой у других четырехклапанных двигателей.

Рис. 55. Четырехклапанный двигатель «Альсион» класса 350 см3

Для каждого выпускного клапана в головке предусмотрены самостоятельный канал и самостоятельная выхлопная труба. К этому же типу конструкций относится известный двигатель «Рудж Т. Т.» класса 350 см3 (рис. 56). Впускной канал головки сделан с разветвлением, чтобы дать доступ горючей смеси из карбюратора к обоим клапанам. Каждая толкающая штанга приводит в действие два клапана при помощи трех рокеров.

Рис 56. Четырехклапанный гоночный двигатель «Рудж» класса 350 см3

Дальнейшим развитием схемы с четырьмя радиальными клапанами следует считать гоночный двигатель «Эксцельсиор» класса 250 см3 (рис. 57). Здесь удалось сохранить выгодное расположение клапанов без увеличения массы возврати о-двнжущихся частей механизма. Два распределительных вала расположены в картере перед цилиндром и за ним. Нижняя часть цилиндра погружена в картер, а распределительные валы сильно подняты с тем, чтобы по возможности укоротить толкающие штанги и сократить их массу. Каждая штанга действует на обычные двуплечие коромысла, нажимающие на два клапана. В отличие от предыдущей конструкции каждый впускной клапан имеет в головке отдельный канал, к которому присоединяется самостоятельный карбюратор.

Рис. 57. Четырехклапанный гоночный двигатель «Эксцель-спор» класса 250 см3

Наличием двух карбюраторов и сильным наклоном впускных каналов для выпрямления потока горючей смеси обеспечивается высокий коэффициент наполнения.

В 1969 г. головки цилиндров с четырьмя радиальными клапанами и их приводом посредством двух верхних распределительных валов с промежуточными рокерами по системе Л. Апфельбека использовались на мотоцикле BMW класса 500 см3. Двигатель развивал мощность 51 кВт при 11 000 мин-1.

Из-за сложности и недостаточной жесткости привода радиальные клапаны не получили дальнейшего распространения.

Пример современного двигателя с двухклапанной головкой цилиндра и газораспределением, выполненным по схеме, изображенной на рис. 54, в, показан на рис. 58.

Рис. 58. Одноцилиндровый гоночный двигатель Eso («Ява») класса 500 см3

Здесь изображен одноцилиндровый двигатель Eso («Ява») класса 500 см3 (88x82), применяемый на мотоциклах для гонок по гаревой дорожке. Лучшие экземпляры этих двигателей, работая на метаноле, развивают мощность около 37 кВт при 7250 мин-1 и степени сжатия 14. Более высокая мощность на треке длиной 400 м не требуется и, следовательно, нет необходимости в многоцилнндровых конструкциях, а сравнительно малая масса н достаточно высокий крутящий момент на средних частотах вращения, характерные для одноцилиндрового двигателя, представляют собой существенные преимущества в условиях гонки по гаревой дорожке.

В начале 30-х годов на гоночных двигателях начали быстро распространяться клапанные механизмы с верхним распределительным валом, выполненные в соответствии со схемой, изображенной на рис. 54, г. Тем самым удалось ликвидировать основной недостаток предыдущей схемы. Расположение клапанов и полусферическая форма камеры сгорания сохраняются, но распределительный вал перенесен на головку цилиндра и действует на клапаны через двуплечие коромысла. Незначительная сила инерции клапанов, их пружин и коромысел позволяет развивать высокую частоту вращения, сохраняя точную работу распределительного механизма.

Наконец в последние годы перед второй мировой войной начали широко применять конструкции по схеме, представленной на рис. 54, д, с двумя верхними распределительными валами, заимствованную из автомобильной техники. В отличие от предыдущей схемы здесь каждый клапан управляется отдельным распределительным валом. Таким путем удается осуществить двигатель с выгодной формой камеры сгорания, высоким коэффициентом наполнения и минимальным количеством возвратно-движущихся частей распределительного механизма (рис. 59).

Рис. 59. Гоночный двигатель С-155 класса 125 см3

Следует отметить, что по схеме, приведенной на рис. 54, д, четырехклапанная головка может быть осуществлена только в сочетании с шатровой камерой сгорания, несколько менее выгодной, чем полусферическая с точки зрения тепловых потерь.

Все же такое устройство с попарно-параллельными клапанами в последние годы очень часто встречается на гоночных двигателях. Эта разновидность клапанного механизма снова привлекла внимание конструкторов после появления в 1959 г. гоночных мото циклов «Хонда», имевших большой успех в гонках; фирма «Хонда» применяла четырехклапанные головки (см. рис. 30) на гоночных двигателях классов — от 50 до 500 см3 и при числе цилиндров от 1 до 6. Малая масса клапанов, имеющих на двухцилиндровом двигателе класса 50 см3 диаметр головки около 12,5 мм, способствовал использованию высокоскоростных режимов работы.

По примеру фирмы «Хонда» на четырехклапанную конструкцию перешли и другие фирмы — «Бенеллн», MV, «Ява». При шатровой камере сгорания привод четырех клапанов получается сравнительно простым. Устройство такого типа показано на рис. 60 число кулачков на распределительных валах и число промежуточных одноплечих рычагов удвоено.

Рис. 60. Привод клапанов на двухцилиндровом гоночном двигателе «Ява» класса 350 см3 с четырехклапанными головками цилиндров

Из рассмотрения схем распределительных механизмов очевидно, что конструкция, выполненная по схеме, представленной на рис. 54, д, объединяет положительные качества, влияющие на получение высокой мощности.

Схема с двумя верхними распределительными валами представляет собой высшую конструктивную форму клапанного распределения четырехтактных двигателей. Как дополнительные преимущества рассматриваемой схемы следует отметить:

  1. близкое к центру расположение свечи, которое уменьшает пути распространения фронта пламени до половины диаметра цилиндра со всеми благоприятными для работы двигателя последствиями;
  2. возможность широкой регулировки фаз распределения посредством замены распределительных валов или смещением одного вала относительно другого.

Это значительно облегчает окончательное форсирование двигателя, потому что выбор оптимальных моментов открытия и закрытия клапанов всегда производится экспериментальным путем.

Особенно удобна схема с двумя верхними распределительными валами в применении к многоцилиндровым двигателям с расположением цилиндров в один ряд; клапаны сгруппированы в два ряда и над каждым рядом располагается один из распределительных валов.

Вместе с тем удвоенное количество распределительных валов, к тому же широко расставленных, вызывает необходимость довольно сложной передачи от коленчатого вала и повышает стоимость двигателя.

Конструкция головки цилиндра верхнеклапанного двигателя подвергалась усовершенствованию в течение десятков лет. При двух клапанах оптимальным компромиссом между многочисленными и отчасти противоречивыми требованиями, предъявляемыми к головке цилиндра высокофорсироваиного двигателя, считается конструкция,- обладающая следующими особенностями: камера сгорания в виде шарового сегмента; угол развала клапанов 50—80°; впускной клапан большего диаметра, чем выпускной; для размещения на поверхности камеры сгорания клапанов максимального диаметра нередко прибегают к несимметричному наклону клапанов — выпускной клапан устанавливают с большим наклоном; впускной канал максимально выпрямлен и несколько смещен в плане от оси клапана; последнее делается для большего шарового слоя, что обеспечивает камере сгорания компактную, нерасчлененпую форму.

Выпуклое днище поршня работает как вытеснитель, направляя горючую смесь из кольцевой щели, образующейся при подходе поршня в в. м. т., к центру камеры сгорания; это усиливает вихревое движение горючей смеси и повышает скорость ее сгорания. На рис. 61 показана форма камеры сгорания двигателя AJS класса 350 см3; введение вытеснителя на поршне в виде шарового слоя 1 вместо ранее применявшейся выпуклости в виде шарового сегмента 2 улучшило форму камеры сгорания и увеличило мощность двигателя на 0,735 кВт.

Рис. 61. Форма камеры сгорания двигателя AJS класса 350 см3

В четырехклапанной конструкции головки цилиндра (рис. 62) диаметр клапанов меньше, выступ на днище поршня соответствует по форме шатровой камере сгорания, а завихрение горючей смеси поддерживается ее вытеснением из плоских сегментовидных объемов 1.

Рис. 62. Схема четырехклапашюй головки цилиндра

При четырех клапанах наилучший компромисс между достаточной пропускной способностью клапанов и благоприятной формой камеры сгорания обеспечивает угол развала клапанов 30—40° (рис. 63).

Рис. 63. Разрез двухцилиндрового двигателя с четырехклаланными головками «Уеслейк» класса 500 см3

Некоторое применение имеют и трехклапанные двигатели (С-364, см. рис. 39, и С-565) с одним впускным и двумя выпускными клапанами.

Независимо от того, имеются ли один или два верхних распределительных вала, различают два конструктивных типа таких механизмов.

  1. Неполностью закрытый распределительный механизм. Верхние кулачковые валы, их передача и коромысла смонтированы в отдельной алюминиевой коробке, которая крепится к головке цилиндра на стойках. Концы клапанов, клапанные пружины и одно плечо коромысла остаются открытыми. Подобное устройство оправдывается улучшенными условиями охлаждения клапанов и клапанных пружин встречным потоком воздуха, но зато механизм подвержен загрязнению, более быстрому износу и возникновению утечек смазки («Нортон», «Мондиаль», «Бенелли»).
  2. Полностью закрытый распределительный механизм (рис. 63). Картеры распределительных валов крепятся к головке цилиндра без промежуточных стоек или же нижними частями картеров распределительных валов служат соответствующие полости, отлитые на головке цилиндра. Таким образом, все части механизма, в том числе и клапаны с пружинами, полностью закрыты и хорошо защищены от внешних влияний; возможность появления течи даже при обильной циркуляционной смазке исключается. Несмотря на отсутствие обдува клапанов воздухом, многие фирмы применяют эту систему в сочетании с воздушным охлаждением двигателя. Тем более эта система вполне пригодна при жидкостном охлаждении.

При непосредственном действии кулачка на конец клапана по схеме с двумя верхними распределительными валами в результате трения могло бы возникнуть довольно значительное боковое давление на клапанную направляющую. Во избежание преждевременного износа и заклинивания клапана в некоторых конструкциях гоночных двигателей («Нортон», С-354, CZ) между кулачком и клапаном предусмотрен короткий легкий толкатель. Иногда такому толкателю придают форму пустотелого тонкостенного поршенька, охватывающего винтовые клапанные пружины (см. рис. 11). Очевидно, что в этих случаях боковое давление целиком воспринимается толкателем и не передается на клапан. Боковое давление может быть уменьшено введением промежуточного одноплечевого рокера (см. рис. 59), аналогичного по конструкции нижним рокерам двигателей с толкающими штангами. Конечно, такое мероприятие не совсем устраняет боковое давление, так как конец рокера описывает дугу, а клапан движется прямолинейно, и, следовательно, имеет место некоторое поперечное скольжение в точке соприкосновения рокера и стержня клапана.

Регулирование зазора в вышеописанных конструкциях обычно осуществляется подкладыванием тонких металлических шайб под колпачок, надетый на конец стержня клапана.

Для передачи вращения верхним распределительным валам применяют несколько основных конструктивных вариантов.

  1. Вращение передается от коленчатого вала одному из распределительных валов (см. рис. 36) или промежуточному валу на головке цилиндра (С-155) посредством: двух пар конических шестерен и вала, цепной передачи или ряда цилиндрических шестерен (см. рис. 30).

На рис. 64 показан трехклапанный гоночный двигатель AJS класса 350 см3. Шестерня коленчатого вала вращает большую шестерню, расположенную также в картере; от нее роликовой цепыо вращение передается верхнему распределительному валу впускного клапана и далее цилиндрическими шестернями - промежуточному валу. Последний двумя коническими нарами передает вращение распределительным валам двух выпускных клапанов. Эти распределительные валы расположены в плоскостях, перпендикулярных оси коленчатого вала. Все клапаны расположены радиально.

Рис. 64. Трехклапанный гоночный двигатель AJS класса 350 см3

  1. От промежуточного вала на головке цилиндра вращение передается распределительным валам (или от одного распределительного вала другому) посредством цилиндрических («Нортон» С-155, «Хонда») или конических шестерен (см. рис. 36 и 60).

К преимуществам схем, использующих цилиндрические шестерни, относится простота изготовления шестерен и удобное присоединение вспомогательных приводов для магнето, масляного насоса и т. п. Применение цепной передачи (рис. 65) наряду с достоинствами — большой простотой и дешевизной — имеет и недостаток: при вытягивании цепи нарушаются фазы распределения.

Рис. 65. Гоночный двигатель AJS класса 350 см3 с приводом верхнего распределительного вала посредством цепи

Из перечисленных вариантов передач к распределительным валам часто встречаются конструкции с коническими шестернями (рис. 66). На рис. 59 представлен разрез гоночного двигателя С-155 с двумя верхними распределительными валами и типичным устройством вертикальной передачи с коническими шестернями. Как правило, вертикальный вал выполняется составным, из трех частей. Верхняя н нижняя части обычно изготовлены заодно с коническими шестернями. Средняя часть имеет по концам муфты Ольдгема, чтобы неточности сборки и перекосы, возникающие вследствие неравномерности нагревания деталей двигателя, не отражались на легкости вращения вала. В то время как средняя часть вертикального вала вращается на шарикоподшипниках, верхнюю и пнжгпою части нередко устанавливают в бронзовых втулках, так как исключительное применение подшипников качения в вертикальной передаче ведет к довольно заметному усложнению и утяжелению двигателя.

Рис. 66. Устройство распределительного механизма двухцилиндрового гоночного двигателя NSU класса 250 см3

Вертикальный вал всегда вращается с угловой скоростью, близкой к частоте вращения коленчатого вала; необходимое замедление вращения кулачкового вала (в отношении 1 : 2) достигается главным образом за счет подбора чисел зубьев верхней конической пары. Таким способом стремятся разгрузить вертикальную передачу от большого крутящего момента.

При подборе конических шестерен избегают кратных чисел зубьев и стараются взять их взаимно простыми. Тогда каждый зуб одной шестерни работает поочередно с каждым зубом другой шестерни, что обеспечивает равномерный износ и длительный срок службы. В противном случае периодически возникающее увеличение нагрузки распределительного механизма в моменты открытия клапанов привело бы к усиленному износу одних и тех же зубьев.

Приведем некоторые примеры подбора шестерен вертикальной передачи: в одном из двигателей «Велосетт» конические шестерни имели следующие числа зубьев, считая от нижней шестерни к верхней: 22, 23, 23, 44. У другого гоночного двигателя такого же типа («Эксцельсиор») соответствующие числа зубьев: 26, 27, 27, 52. Таким образом, в обоих двигателях шестерни вертикального вала имеют одинаковое число зубьев.

Клапаны. Фазы распределения

Для получения высокого коэффициента наполнения впускной клапан гоночного двигателя часто делается больше выпускного (табл. 22).

Таблица 22.
Параметры клапанов гоночных мотоциклетных двигателей

Диаметр головки клапана зависит от проходного сечения впускного или выпускного канала. Если максимальный подъем клапана равен или превышает 1/4 диаметра канала, то проходное сечение клапанной щели получается не меньше проходного сечения канала(*).

Показателем, характеризующим пропускную способность распределительных органов четырехтактного двигателя, является отношение площади клапана (или клапанов) к рабочему объему цилиндра. Современная тенденция к переходу на многоцнлиндровые двигатели с малым объемом одного цилиндра способствует развитию этого показателя; так, для одноцилиндрового двигателя класса 500 см3 распространенной конструкции он равен приблизительно 40 см2/л, а для цилиндра 25 см3 может достигать 90 см2/л.

Конструкция распределительного механизма гоночного двигателя подчинена требованию получения возможно большего фактора время-сечения за счет увеличения диаметра клапанов, увеличения их подъема и крутизны профиля кулачка, а также за счет расширения фаз распределения.

На рис. 67 даны кривые изменения проходного сечения клапанов по углу поворота коленчатого вала для гоночного двигателя и для дорожного двигателя с боковыми клапанами (оба двигателя одноцилиндровые, класса 500 см3). Как показывает рис. 67, площадь диаграммы гоночного двигателя в 2,7 раза больше для впускного клапана и в 2,5 раза больше для выпускного.

Рис. 67. Диаграммы проходного сечения клапанов двух двигателей «Нортон» класса 500 см3: 1, 3 — выпускной н впускной клапаны гоночного двигателя соответственно; 2, 4 — выпускной и впускной клапаны дорожного двигателя соответственно

Несмотря на то, что гоночные двигатели развивают максимальную мощность при более высоких частотах вращения, численные значения их фактора время-сечения, отнесенного к единице рабочего объема, часто получаются более высокими, чем у дорожных двигателей; этим в значительной степени объясняется хорошее наполнение гоночных двигателей на высоких частотах вращения.

Время-сечение при режиме, соответствующем максимальной мощности, должно быть в пределах 10—15 мм2•с/л. Большие значения относятся к впускным клапанам. Между прочим, приведенные цифры показывают, что несмотря на большую продолжительность процессов впуска и выпуска (по углу поворота коленчатого вала), время-сечение у четырехтактного двигателя не больше, чем у двухтактного.

Проходное сечение клапана представляет собой боковую поверхность усеченного конуса и определяется из выражения

где dн и dв — наружный и внутренний диаметры фаски клапана; b = ; h — подъем клапана; α — угол фаски.

Проходные сечения впускного канала и клапанной щели должны быть по возможности больше, с тем чтобы получить более низкие значения скорости движения горючей смеси, так как гидравлические потери возрастают пропорционально квадрату скорости струи горючей смеси.

Хорошим критерием для оценки проходных сечений распределительных механизмов может служить средняя скорость движения горючей смеси, определяемая на основании уравнения неразрывности потока смеси

откуда

Здесь vc — средняя скорость горючей смеси; vm — средняя скорость поршня, vm = Sn/30; F — площадь поршня; f — проходное сечение клапана или канала.

Средние скорости горючей смеси у гоночных двигателей (50— 70 м/с) ие выше чем у дорожных. Это обстоятельство способствует сохранению высокого коэффициента наполнения, несмотря на большую частоту вращения гоночных двигателей.

Материал для изготовления клапанов должен гарантировать их прочность в очень тяжелых температурных условиях, так как выпускные клапаны, как правило, работают в состоянии темнокрасного каления (800—900 °С). Помимо нагрева, клапан испытывает большую нагрузку от сильных пружин, необходимых для преодоления инерции возвратно-движущихся частей распределительного механизма. Клапаны изготовляются из жароупорных сталей с большим содержанием специальных примесей.

На практике хорошие результаты показали клапаны гоночных двигателей из стали КЕ-965 следующего химического состава: С — 0,41 %; Si — 0,92 %; Мп — 0,79 %; Ni — 14,7 %; Сг — 14 %; W — 2,07 %. Хромоникелевольфрамовые стали такого типа сохраняют хорошие механические качества при высокой температуре и хмало подвержены образованию окалины.

Большой жаростойкостью отличается сплав Nimonic 80, применяемый фирмой BSA для выпускных клапанов. Его состав: С — 0—0,1 %; Сг — 18—21 %; Fe — 5,0 %; Si — до 1 %; Ti — 1,8—2,7 %; Со — 0—2,0%; Мп — до 1%; Аl — 0,5—1,8%; Ni — остальное. Из отечественных жаростойких сплавов наиболее пригодным является сплав марки ЭИ617: С < 0,12 %; Si < 0,6 %; Мп < 0,5 %; Сг — 13—16 %; Ti — 1,8—2,3 %; Аl — 1,7—2,3 %; W — 5,0—7,0 %; Мо — 2,0—4,0 %; V — 0,1—0,5 %; Fe — 5 %; S < 0,01 %; Р < 0,015 %; В < 0,02 %; Се < 0,02 %; Ni — остальное.

В ФРГ для изготовления выпускных клапанов высокофорсированных двигателей используют жароупорную сталь, имеющую следующий состав: С — 0,4—0,5 %; Сг — 17—19 %; Si — 2—3%; Мп — 0,8—1,5 %; NM — 8—10%; W — 0,8—1,2%.

Для впускных клапанов применяют и другие сорта специальных сталей, например никелевую или кобальтохромовую. В двигателях бывш. ЦКЭБ мотоциклетостроения (ныне ВНИИмотопром, г. Серпухов) успешно применяли впускные клапаны из титанового сплава, имеющего низкую плотность. При этом материале на конец клапана обычно надевается стальной колпачок во избежание износа стержня. Стержни и головки выпускных клапанов часто выполняют полыми. Полость частично заполняется натриевыми солями, которые, расплавляясь и взбалтываясь во время работы, способствуют переносу тепла от головки клапана к его стержню и направляющей и, таким образом, охлаждают клапан.

На гоночных двигателях применяются иногда клапанные пружины шпилечного типа (см. рис. 65) По сравнению с винтовыми пружинами они обладают многими преимуществами: их инерция меньше, они лучше охлаждаются встречным воздухом, при повреждениях удобно заменяются без разборки механизма (при открытом расположении) и меньше подвержены явлениям резонанса, но занимают больше места. Материалом для клапанных пружин служит хромованадиевая полированная проволока.

Клапаны должны иметь возможность поворачиваться во время работы; это способствует равномерности их нагрева и позволяет избе-жать перегрева отдельных участков головки клапана, вызывающего детонацию. При винтовых пружинах клапаны обычно медленно поворачиваются во время работы, но при шпилечных пружинах для сохранения этого эффекта между упором пружин и запорными сухариками вводится промежуточная втулка (рис. 68); иногда такое устройство применяют и при винтовых пружинах.

Рис. 68. Крепление шпилечной пружины, допускающее поворачивание клапана во время работы: 1 — втулка; 2 — упор пружины

Направляющие втулки клапанов изготовляют из алюминиевой бронзы или хромоникелевого чугуна.

Фазы распределения быстроходных двигателей (табл. 23) устанавливаются с учетом инерции и колебаний давлений газов, движущихся в выпускной и впускной трубах.

Таблица 23.
Фазы распределения гоночных мотоциклетных двигателей четырехтактного типа (в градусах поворота коленчатого вала)

При правильном подборе моментов открытия и закрытия клапанов инерция газов может быть использована для улучшения процессов наполнения и очистки цилиндра. Впускной клапан обычно открывается за 40—70° до прихода поршня в в. м. т. (по углу поворота коленчатого вала). Опасаться проникновения продуктов сгорания во впускную трубу не приходится, так как инерция потока в выпускном канале препятствует отработавшим газам отклоняться от первоначального направления, тем более, что в первые моменты открытия впускного клапана его проходное сечение очень незначительно. Зато к моменту понижения давления в цилиндре после окончания процесса выпуска проход для свежей смеси оказывается уже подготовленным для всасывания с минимальным сопротивлением.

Поток горючей смеси по инерции может поступать в цилиндр и после достижения поршнем н. м. т. Поэтому закрытие впускного клапана производится с запаздыванием на 60—100°. Разумеется, все инерционные явления развиваются при большой частоте вращения, а на промежуточных режимах позднее закрытие впускного клапана может давать отрицательный эффект вследствие обратного выбрасывания смеси. По этой причине многие гоночные двигатели слабо тянут при средних скоростях и начинают оживать только после перехода на большие частоты вращения. По этим же причинам некоторые гоночные моторы при медленном провертывании коленчатого вала обнаруживают посредственную компрессию, несмотря на высокую степень сжатия.

Выпускной клапан открывается с опережением (70—100° до н. м. т.) во избежание потери мощности от противодавления при ходе выпуска. Закрытие выпускного клапана происходит с запаздыванием в 40—65°, чем достигается лучшая очистка цилиндров от продуктов сгорания благодаря инерции газов, продолжающих свое движение через выпускной клапан после прихода поршня в в. м. т. Обусловленное этим перекрытие клапанов для мотоциклетных гоночных двигателей составляет 90—135°.

Следует иметь в виду, что при наполнении и очистке цилиндра имеются значительные периодические колебания давления как во впускном, так и в выпускном трактах. Эти процессы связаны между собой периодом перекрытия клапанов, время-сечение которого достигает 10 % время-сечения впуска или выпуска. Давление в выпускном тракте, изменяющееся от избыточного до разрежения, может быть использовано для улучшения наполнения цилиндра, если закрывать выпускной клапан в тот момент, когда в выпускном тракте возникло разрежение. Открытие впускного клапана тоже должно быть согласовано с моментом возникновения волны разрежения в выпускном тракте и цилиндре, чтобы использовать ее для улучшения наполнения. Закрытие впускного клапана должно соответствовать моменту входа в цилиндр волны повышенного давления и заканчиваться до момента ее обратного отражения в сторону карбюратора.

При удачной организации процесса газообмена достигается хорошая продувка камеры сгорания и ее очистка от остаточных газов.

Выбор фаз распределения в основном определяется быстроходностью двигателя; чем больше частота вращения, тем больше должно быть опережение открытия и запаздывание закрытия клапанов. Наиболее выгодные моменты открытия и закрытия клапанов зависят не только от частоты вращения, но и от ряда конструктивных факторов (формы и длины трубопроводов, расположения клапанов и т. д.). В связи с этим фазы распределения окончательно устанавливаются после испытания нескольких вариантов во время работы двигателя на тормозе.

Инерционная нагрузка клапанных пружин

Среди различных факторов, ограничивающих частоту вращения вала двигателя, существенное значение имеют инерционные силы деталей распределительного механизма. На подавляющем большинстве современных быстроходных двигателей открытие клапана происходит принудительно под действием кулачка, а закрытие производится пружиной. Пружина должна обладать достаточной силой для того, чтобы возвратно-движущиеся детали распределительного механизма следовали в своем движении за контуром кулачка, не отрываясь от него.

Клапанные пружины должны обеспечивать точную работу распределительного механизма на всех режимах вплоть до частоты вращения, несколько превышающей частоту вращения при максимальной мощности, так как на практике при интенсивном разгоне и после переключения на низшие передачи двигатель иногда достигает этого режима работы.

При недостаточной силе клапанных иружии на высоком числе оборотов может произойти нарушение кинематической связи между кулачком и толкателем под действием инерционной нагрузки, что влечет за собой появление перебоев и снижение мощности, а у двигателей с верхними клапанами может вызвать поломки механизмов вследствие задевания головки клапана за поршень.

Подобные дефекты наблюдаются иногда у быстроходных двигателей в результате появления остаточных деформации пружин или значительного повышения частоты вращения при случайном резком снижении нагрузки. Силы инерции деталей распределительного механизма увеличиваются пропорционально квадрату угловой скорости распределительного вала и массе возвратно-движущихся деталей. Распределительный механизм, имеющий комплект возвратно-движущихся деталей массой около 170 г, при 12 000 мин-1 коленчатого вала подвержен действию инерционных нагрузок примерно 5 кН. Отсюда видно, насколько важное значение имеет проблема облегчения распределительного механизма. Существующие схемы распределительных механизмов мотоциклетных двигателей представлены на рис. 69.

Рис. 69. Схемы распределительных механизмов: а — боковое расположение клапанов с толкателями; б — промежуточные одноплечие рычаги между толкателем и кулачком для уменьшения бокового давления на толкатель; в — верхнее расположение клапанов с приводом посредством одноплечих рычагов, толкателей, толкающих штанг и коромысел; г — одноплечие рычаги, действующие непосредственно на толкающие штанги; д — кулачки, действующие непосредственно на толкатели; е — верхний распределительный вал, действующий на клапаны через коромысла; ж — два верхних распределительных вала, действующие непосредственно на клапаны; тарельчатые наконечники, ввернутые в стержни клапанов; з — два верхних распределительных вала, действующие на клапаны через короткие толкатели; и — два верхних распределительных вала, действующие на клапаны через одноплечие рычаги; к — разновидность схемы, данной на рис. 69, э, толкатели в виде тонкостенных поршеньков, охватывающих клапанные пружины

Схемы, приведенные на рис. 69, е, з, и и к, применяются в быстроходных двигателях гоночных мотоциклов.

Достоинства и недостатки перечисленных схем в смысле их влияния на инерционную нагрузку клапанных пружин очевидны, но могут быть правильно оценены только на основе конкретных цифровых данных.

Из всех изображенных на рис. 69 схем максимальное количество возвратно-движущихся деталей содержится в схеме на рис. 69, в: остальные схемы можно считать частными случаями этой схемы.

Определим массу движущихся деталей механизма, отнесенную к оси клапана, по схеме на рис. 69, в; обозначения размеров плеч коромысла и промежуточного рычага даны на рис. 70.

Рис. 70. Схема привода клапана

Сила инерции, которую должна преодолеть клапанная пружина, может быть вычислена по следующему выражению:

где m — суммарная масса клапана c шайбой и одной трети клапанной пружины (или пружин, если их несколько); j — ускорение клапана; J — момент инерции коромысла относительно оси вращения; ε = j/b — угловое ускорение коромысла; m1 — суммарная масса толкателя и толкающей штанги; Ii — момент инерции промежуточного рычага относительно его оси вращения; ε1 = ja/bc — угловое ускорение промежуточного рычага; отсюда

Выражение в скобках и есть масса возвратно-движущихся деталей распределительного механизма, отнесенная к оси клапана, т. е.

Здесь первый член правой части уравнения представляет собой приведенную массу клапана с пружинами, второй член — приведенную массу коромысла, третий — приведенную массу толкателя и толкающей штанги и четвертый — промежуточного рычага.

В табл. 24 даны общие приведенные массы распределительных механизмов, выполненных в ряде двигателей по различным схемам. Как видно, прямой связи между Л4пр, рабочим объемом цилиндра и количеством звеньев механизма не наблюдается; все зависит от конструктивной проработки механизма и скоростного режима, на который он рассчитан.

Таблица 24.
Приведенные массы возвратно-движущихся деталей распределительных механизмов

Таблица показывает, что вопреки первому впечатлению приведенная масса распределительных механизмов с верхними клапанами и толкающими штангами весьма незначительно превышает приведенную массу механизмов с боковыми клапанами, а в отдельных случаях может быть и меньше (при равных рабочих объемах цилиндра). Это объясняется в некоторой степени большей длиной клапанов и толкателей при расположении клапанов сбоку. Кроме того, в схемах с верхними клапанами в последнее время часто вводят промежуточные шестерни между шестернями коленчатого и распределительного валов с целью сокращения длины толкающих штанг и уменьшения их массы; повышенное положение распределительных валов достигается также путем применения в распределительных механизмах цепных передач.

Таким образом, если принять приведенные массы механизмов с боковыми клапанами и с верхними клапанами и толкающими штангами приблизительно равными, то при одинаковой силе клапанных пружин предельные частоты вращения двигателей с такими распределительными механизмами могут быть одинаковыми.

Если два двигателя имеют распределительные механизмы с различной приведенной массой (схемы на рис. 69, д, е или з), то нетрудно сравнить их предельные частоты вращения при условии, что они имеют клапанные пружины одинаковой силы и кулачки одинакового профиля. При достижении предельной частоты вращения такими двигателями сила инерции, уравновешиваемая клапанными пружинами, равна

или

где j1 и M1 — ускорение клапана и приведенная масса распределительного механизма первого двигателя; j2 и М2 — соответственно второго двигателя.

Как известно, ускорение клапана пропорционально квадрату частоты вращения, т. е.

и, следовательно,

или

Отсюда определяется предельная частота вращения второго двигателя, если известны значения приведенных масс M1 и M2 и предельная частота вращения первого двигателя n1,

(10)

Диапазон частот вращения с точной работой распределительного механизма значительно расширяется при переходе к схемам с верхними кулачковыми валами (см. рис. 69, е, ж, з, и, к).

На основании экспериментальных работ можно оценить приведенные массы распределительных механизмов двигателей с рабочим объемом цилиндра около 350 см3, выполненных по разным схемам, следующими значениями: Мпр ≈ 0,27 Н•с2/м (рис. 69, д)\ Мпр ≈ 0,22 Н•с2/м (рис. 69, е)\ Мпр ≈ 0,18 Н•с2/м (рис. 69, ж—к).

Форсированный двигатель с верхними клапанами и толкающими штангами (схема на рис. 69, д) может надежно работать при скорости до n1 — 6500 мин-1. Приняв это значение как предельное для двигателя со схемой распределительного механизма, представленной на рис. 69, д, и пользуясь формулой (10), а также имея в виду вышеуказанные приведенные массы, получим предельные частоты вращения для двигателей с другими распределительными механизмами (при одинаковой силе клапанных пружин): для двигателя со схемой, приведенной на рис. 69, е, п = 7200 мин-1 (увеличение на ≈ 11 %); для двигателя со схемой, показанной на рис. 69, ж—к, n = 7650 мин-1 (увеличение на ≈ 22,5 %).

Полученные цифры характеризуют сравнительные качества схем распределительных механизмов с верхними клапанами с точки зрения возможности получения высоких частот вращения при ограниченной силе клапанных пружин. Однако эти цифры не следует рассматривать как абсолютные пределы, так как фактическая предельная частота вращения зависит от качества конструктивного выполнения схемы, допускающей применение деталей различных размеров и форм (например, шпилечных пружин вместо винтовых).

В заключение необходимо отметить, что инерционная нагрузка распределительного механизма представляет собой только один из факторов, ограничивающих увеличение быстроходности как средства увеличения мощности; частота вращения, соответствующая максимальной мощности, зависит в первую очередь от характера возрастания потерь наполнения и механических потерь. Поэтому применение той или иной схемы распределительного механизма без учета влияния других факторов не может обеспечить максимального увеличения частоты вращения и мощности .

В практике эксплуатации спортивных двигателей бывает необходимо установить предельную частоту вращения, допустимую при разгоне мотоцикла на промежуточных передачах, без риска поломки деталей механизма вследствие задевания клапанов за поршень. Эту частоту вращения нетрудно определить, если известны сила клапанных пружин при открытом клапане, масса возвратно-движущихся деталей распределительного механизма и размеры некоторых деталей.

Максимальная сила инерции, которую должна уравновесить сила клапанных пружин при полном открытии клапана,

где М — масса возвратно-движущихся деталей, приведенная к оси клапана; j — максимальное ускорение клапана.

Максимальное ускорение клапана при толкателе с плоской тарелкой

Максимальное ускорение клапана при толкателе с роликом или закругленным концом

где b — длина плеча коромысла со стороны клапана; а — длина плеча коромысла со стороны толкателя; s — расстояние от центра начальной окружности кулачка до центра дуги закругления вершины кулачка; ωк — угловая скорость кулачка, ωк = πп/(30•2); n — частота вращения коленчатого вала; r — радиус ролика или закругления конца толкателя; ρ — радиус дуги закругления вершины кулачка.

Следовательно, для толкателя с плоской тарелкой

отсюда

Аналогичным путем получим предельную частоту вращения при толкателе с роликом или закругленной головкой

Сила пружины преодолевает кроме силы инерции трение в деталях распределительного механизма. Чтобы учесть это обстоятельство, следует подставлять в полученные формулы 0,8Р вместо полного усилия пружин Р, считая, что 20 % силы пружин затрачивается на преодоление трения. Частота вращения, вычисленная по вышеприведенным формулам, характеризует предельный скоростной режим работы двигателя, при котором возвратно-движущиеся детали распределительного механизма не будут терять контакта с кулачком.

Например, для двигателя, имеющего распределительный механизм с верхними клапанами, коромыслами, толкающими штангами и толкателями с плоской пятой, Мнр = 0,272 Н • с2/м; P = 600 H; s = 0,0137; a = 0,0255 м; b = 0,034 м;

Точке перегиба характеристики этого двигателя соответствует частота вращения 5200—5500 мин-1. Следовательно, двигатель имеет запасной диапазон частот вращения, равный 700—1000 мин-1, на случай затяжного разгона мотоцикла на промежуточных передачах.

Неудобства, связанные с использованием весьма сильных (более 1000 Н) клапанных пружин, необходимых для правильной работы распределительных механизмов при высоких частотах вращения, привели к разработке десмодромных механизмов, обеспечивающих принудительное открытие и закрытие клапанов (без применения пружин).

Десмодромный механизм позволяет применять более высокие ускорения при закрытии клапана и за счет этого увеличивать время-сечение открытия клапана. Наиболее известен десмодромный механизм одно-и двухцилиндровых гоночных двигателей «Дукати» (рис. 71).

Рис. 71. Схема десмодромного распределительного механизма двухцилиндрового гоночного двигателя «Дукати»

Из трех верхних кулачковых валов крайние управляют открытием клапанов, а средний — их закрытием посредством коромысел. На двигателе класса 125 см3 этот механизм работал надежно и позволял использовать торможение двигателем после переключения на низшие передачи, причем частота вращения достигала 16 000 мин-1.

В принципе аналогичен описанному и десмодромный механизм гоночного двигателя «Нортон», показанный на рис. 72. Полный контроль процесса движения клапанов при десмодромном механизме дает возможность добиться постоянства отношения между мгновенными значениями проходного сечения клапана и скорости поршня двигателя, что является необходимой предпосылкой для хорошего наполнения цилиндра.

Рис. 72. Схема десмодромного распределительного механизма гоночного двигателя «Нортон»

К недостаткам десмодромных механизмов следует отнести их большую сложность и обусловленные этим трудность изготовления, высокую стоимость и низкую ремонтоспособность.


(*) В четырехклапанных головках цилиндра суммарная длина периферии головок двух клапанов может быть существенно больше, чем у одного клапана в двухклапанной конструкции. Это благоприятствует улучшению наполнения цилиндра горючей смесью и его очистке от отработавших газов в периоды неполного открытия клапанов.

 

Top.Mail.Ru
Top.Mail.Ru