МАШИНОСТРОЕНИЕ
ЭНЦИКЛОПЕДИЧЕСКИЙ СПРАВОЧНИК
РЕДАКЦИОННЫЙ СОВЕТ
Председатель Совета и главный редактор
акад. Е. А. ЧУДАКОВ
С. А. АКОПОВ, И. И. АРТОБОЛЕВСКИЙ, Н. С. АЧЕРКАН, И. М. БЕСПРОЗВАННЫЙ,
Н. Т. ГУДЦОВ, В. И. ДИКУШИН, А. И, ЕФРЕМОВ, В. К. ЗАПОРОЖЕЦ,' А. И. ЗИМИН,
Н. С. КАЗАКОВ, М. В. КИРПИЧЕВ, В. М. КОВАН. Ю. П. КОНЮШАЯ,' А. А. ЛИПГАРТ,
В. А. МАЛЫШЕВ, I Л. К. МАРТЕНС I , Л. М. МАРИЕНБАХ, Г. А. НИКОЛАЕВ. И. А. ОДИНГ
(зам. председателя Редсовета), Е. О. ПАТОН. I Л. К. РАМЗИН I, Н. Н. РУБЦОВ, М. А. САВЕРИН
(зам. председателя Редсовета), И. И. СЕМЕНЧЕНКО, {С. В. СЕРЕНСЕН, К. К. ХРЕНОВ,
М. М. ХРУЩОВ, Н. А. ШАМИН, А. Н. ШЕЛЕСТ, Л. Я- ШУХГАЛЬТЕР (зам. главного редактора),
А. С. ЯКОВЛЕВ
РАЗДЕЛ ЧЕТВЁРТЫЙ
КОНСТРУИРОВАНИЕ
МАШИН
том 12
Ответственный редактор
проф., доктор техн. наук I Л. К. МАРТЕНС I
ГОСУДАРСТВЕННОЕ НАУЧНО-ТЕХНИЧЕСКОЕ ИЗДАТЕЛЬСТВО
МАШИНОСТРОИТЕЛЬНОЙ ЛИТЕРАТУРЫ
-Москва — 19 4 8

ПРОИЗВОДСТВЕННАЯ ЧАСТЬ
Зам. начальника издательства Д. М- Польский. Начальник производствен-
ного отдела Машгиза С А. Соловьев. Зав. производством Справочника
Б. С. Раецкий. Техн. редактор Б. И. Модель. Зав. корректорской
С. А. Третьяков. Корректор ЮН. Николаева. Переплёт работы художника
А. Л. Вельского. Руководители графического бюро А. И. Эйфель и
А. А. Силаев. Графики и ксилографы А. М. Тетерин, А. Ф. Иваницкая,
Е. Г. Курочкин, Т. И. Корытцева, Н. И. Корытцев, Н. М. Владимирова,
3. И. Погудкина.
Полиграфические работы выполнены в 1-й типографии Машгиза. Директор
типографии Н. И. Панин. Гл. инженер О. Я- Басин. Зав. производством
Л. О. Машгиза Я- И. Лебедев. Зав. производством типографии//. С. Кондрат.
Набор и вёрстка произведены под руководством С. А. Павлова и техно-
лога Э. Я- Потапенко. Печатью руководили М. П. Седов и технолог
С. М. Сундаков. Брошировочно переплётные работы выполнялись под
руководством М. Ф. Семенова. Тиснением руководила Д. Г. Белова.
Матрицы и стереотипы изготовлены под руководством И. М. Беспалова.
Типографская корректура проведена под руководством Е. А. Беляйкинп.
Бумага фабрики им. Володарского. Ледерин Щёлковской фабрики. Картон
Калининской фабрики. Шрифт изготовлен на 1-м и 2-м шрифтолитейных
заводах.
12-й том сдан в производство 1.IV 1948 г. — 21/IV 1948 г. Подписан к печати
10/IX 1948 г. А06078. Зак. 3336. Бумага 70V1081 1в. Уч.-изд. листов 100.
Печатных листов 45'/2f 8 вклеек. Тираж 50 000 A-й завод 1—15 000),
Адрес типографии: Ленинград, ул. Моисеенко, д. 10.

АВТОРЫ ТОМА
В. И. АЛЕКСАНДРОВ, инж.; И. С. БАДЫЛЬКЕС, д-р техн. наук; И. Ф. ВАСИ-
ЛЕНКО, действ, член-академик Всесоюзной Академии с.-х. наук им. В. И. Ленина;
Б. С. ВЕЙНБЕРГ, доц., канд. техн. наук; Н. Г. ГЛАДКОВ, канд. техн. наук;
М. П. ГОРБУНОВ, доц., канд. техн. наук; Р. И. ГРОССМАН, канд. техн. наук^
Н. А. ДОЛЛЕЖАЛЬ, проф., д-р техн. наук; Н. П. ЗВОЛИНСКИЙ, инж.; В. А. ЗЯБ-
ЛОВ, канд. техн. наук; П. И. ИНБЕР, инж.; В. С. КВЯТКОВСКИЙ, проф.;
Е. А. КОЛЯСИН, канд., техн, наук; Н. В. ЛИХАРЕВА, инж.; А. А. ЛОМАКИН,
доц.; В. Н. ПРОКОФЬЕВ, доц., канд. техн. наук; С. Д. ПТИЦЫН, канд. техн. наук;
Ю, Ю. РЕВЯКИН, доц., канд. техн. наук; В. А. РУМЯНЦЕВ, инж.; О. Н. СЕКУ-
НОВА, инж.; Л. А. СИМОНОВ, канд. техн. наук; Г. Н. СИНЕОКОВ, канд. техн.
наук; В, А. ТИМЕ, инж.; Н. В. ФИРСОВ, канд. техн. наук; М. И. ШЛЫКОВ, канд.
техн. наук; Н. М. ЩАПОВ, проф.; Н. В. ЩУЧКИН, проф.
НАУЧНЫЕ РЕДАКТОРЫ
БЛИЗНЯНСКИЙ А. С, инж. (терминология и обозначения); ВЕЙНБЕРГ Б. С, доц., канд. техн. наук
(гл. X - XII); ГЕОРГИЕВСКИЙ И. С, доц., канд. техн. наук (гл. I-V); ДОЛЛЕЖАЛЬ Н. А., проф.
д-р техн. наук (гл. X и, XII); КУКОЛЕВСКИЙ И. И., проф., д-р техн. наук (гл. VII - IX); МАРКУС М. Е.,
инж. (научный редактор тома); МИНИН П. И., канд. техн. наук (гл. I — V); ЦЫДЗИК В. Е., проф.,
д-р техн. наук (гл. XIII — XVI); ШПРИНК Б. Э., проф. (зам. отв. редактора тома).
Научные редакторы графических работ: инж. В. Г. КАРГАНОВ и инж. П. М. ИОНОВ
Редактор-организатор М. И. ГИЛЬДЕНБЕРГ
Зав. редакцией В. Н. МАЛЕЦКАЯ
Адрес редакции: Москва, Третьяковский пр., д. 1, Машгиз,
Главная редакция Энциклопедического справочника „Машиностроение

СОДЕРЖАНИЕ
От редактора . . ..,-. IX
СЕЛЬСКОХОЗЯЙСТВЕННЫЕ
МАШИНЫ
Глава I. ПОЧВООБРАБАТЫВАЮЩИЕ МА-
ШИНЫ . 1
Плуги лемешные (проф. Н. В. Щун-
лн«) 1
Типы плугов 1
Рабочие органы и подъёмные механизмы
лемешных плугов и их проектирование . . 9
Тяговое сопротивление и расчётные на-
грузки на плуг и его узлы 22
Культиваторы (инж. Н. П. Зволин-
скай) 24
Типы культиваторов 24
Рабочие органы, подъёмные механизмы и
органы управления ?4
Тяговые сопротивления 37
Дисковые орудия (канд. техн. наук
Г. Я. Синеокое) 38
Типы дисковых орудий 38
Рабочие органы дисковых орудий 42
Тяговое сопротивление и условия равно-
весия дисковых орудий 46
Глава II. ПОСЕВНЫЕ МАШИНЫ 48
Сеялки зерновые (инж. В. И. Але-
ксандров и канд. техн. наук Р. И. Гросс-
ман) 48
Типы.сеялок 48
Рабочие органы и механизмы подъёма зер-
новых сеялок . 58
Тяговое сопротивление 63
Машины для внесения минераль-
ных удобрений (инж. В. И. Але-
ксандров) 63
Типы машин 63
Рабочие органы и передачи машин для
внесения минеральных удобрений .... 63
Тяговое сопротивление 70
Глава III. МАШИНЫ ДЛЯ УБОРКИ ЗЕР-
НОВЫХ КУЛЬТУР 71
Зерновые комбайны (действ, член-
академик Всесоюзной Академии с.-х. наук
им. В. И. Ленина И. Ф. Василенко).... 7-1
Агротехника комбайновой. уборки . . . . . 71
Типы комбайнов ...... ^ 72
Конструктивные особенности новых ком-
байнов 72
Комбайны отечественного производств-а . . 73
Комбайны иностранного производства ... 83
Рабочие органы комбайнов 87
Тяговые сопротивления комбайнов 102
Мощность, требуемая рабочими органами
комбайнов 103
Ж атвенные машины (доц., канд.
техн. наук Ю. Ю. Ревякин) 104
Типы жаток. 104
Рабочие органы жаток. . ........ 106
Мощность, требуемая рабочими органами
жаток ПО
Молотилки (доц., канд. техн. наук.-
Н. С. Комаров) Ш
Типы молотилок 111
Рабочие органы молотилок. ....... 113
Мощность, требуемая для рабочих органов
молотилок . 119
Зерноочистительные машины
(канд. техн. наук N. Г. Гладков). ... 119
Типы зерноочистительных машин ..... 120
Рабочие органы зерноочистительных ма-
шин 120
Вспомогательные органы 128
Проектирование сложных зерноочиститель-
ных машин 129
Машины для сушки с.-х. продук-
тов (сушилки) (канд. техн. наук С, Д.
Птицын) 130
Типы сушилок 130
Статика сушильного процесса 130
Динамика сушильного процесса 133
Расчёт сушилки с естественной вентиля-
цией ;......... 135
Глава IV. МАШИНЫ ДЛЯ УБОРКИ ТЕХ-
НИЧЕСКИХ КУЛЬТУР .... ...... 136
Льноуборочные машины (канд.
техн. наук М. И. Шлыков) ........ 136
Физико-механические свойства льна .... 136
Льнотеребильные машины 136
Льнокомбайны 139
Рабочие органы льнотеребильных машин 139
Тяговые сопротивления и потребная мощ-
ность ..... 147

VI
СОДЕРЖАНИЕ
Коноплеуборочные машины (канд.
техн. наук М. И. Шлыков) 147
Физико-механические свойства конопли. . 147
Типы коноплеуборочных машин 147
Рабочие органы коноплеуборочных машин 148
Хлопкоуборочные м аш и н ы (канд.
техн. наук Е. А. Колясин) 151
Типы машин 151
Машины для уборки сырца 151
Шпиндельные хлопкоуборочные машины . . 151
Валиковые хлопкоуборочные машины . . 154
Машины для уборки послеморозного
хлопка-курака 155
Рабочие органы хлопкоуборочных машин . . 155
М а ш иныдл я у б орк и картофеля
{канд. техн. наук Н. В. Фарсов) 159
Типы машин 119
Рабочие органы картофелеуборочных ма-
шин 159
Машины для уборки сахарной
свеклы (канд. техн. наук Н. В. Фарсов) 161
Рабочие органы свеклоуборочных машин
162
Глава V. МАШИНЫ ДЛЯ УБОРКИ СЕНА
И ДЛЯ ПОДГОТОВКИ КОРМОВ 164
Сеноуборочные машины (доц.,
канд. техн. наук М. П. Горбунов) .... 164
Косилки и косилки-валкообразователи . . . 165
Грабли 177
Ворошилки и валкооборачиватели .... 181
Волокуши и копновозы 181
Копнители и стогообразователи 181
Прессы-подборщики 187
Стогометатели 190
Прессы сенные стационарные 190
Машины для подготовки кор-
мов (канд. техн. наук В. А. Зяблое) . . 194
Типы машин 194
Соломорезки и силосорезки 194
Косилки-силосорезки 193
Корнерезки 198
Корнеклубнемойки 199
Кормозапарники 200
Картофелемялки 201
Дробилки 202
Кормосмесители 205
Глава VI. ВЕТРОДВИГАТЕЛИ (доц., канд.
техн. наук В. Н. Прокофьев) 207
Ветер 207
Типы ветродвигателей и их характеристики 210
Аэродинамический расчёт репеллера . . . 211
Расчёт на прочность и конструкции .... 219
Конструкции и способ изготовления ре-
пеллеров 221
Регулирование ветродвигателей 222
Динамика поворота головки ветродвига-
теля 232
Головки ветродвигателей 235
Башни 238
Дистанционные передачи 242
Ветряные мельницы 243
ГИДРАВЛИЧЕСКИЕ МАШИНЫ
Глава VII. ГИДРОТУРБИНЫ 253
Общая часть (проф. Н. М. Щапов). . 253
Общие понятия и определения 253
Рабочий процесс 257
Универсальные характеристики (топограм-
мы) 259
Линейные характеристики 262-
Кавитационные характеристики 264
Нормальная номенклатура турбин 265
Области применения турбин разных видов 267
Конструктивные схемы (проф.
В. С Квятковскаа) 268
Низконапорные турбины 268
Средненапорные турбины 273
Высоконапорные турбины 281
Гидравлический расчёт рабо-
чего колеса и направляющего
аппарата (канд. техн. наук Л. А. Си-
монов) 287
Турбины Френсиса 287
Пропеллерные турбины 289
Турбины Пельтона 292
Расчёт основных деталей (проф.
В. С. Квятковский) 294
Конструктивный расчёт рабочего колеса . 294
Конструктивный расчёт направляющего
аппарата 294
Расчёт опор 297
Расчёт спиральных камер 300
Расчёт всасывающих труб 303
Регулирование (анэк. В. А. Таме). 310
Общие сведения 310
Принципиальные схемы регулирования . . 31©
Типы и конструкции регуляторов 316
Конструктивные особенности и основные
положения для расчёта главных механиз-
мов регулятора 320
Исследование динамических свойств си-
стемы регулирования 325
Гарантии регулирования 328
Параллельная работа агрегатов 332
Монтаж и эксплоатация регуляторов . . . 333
Глава VIII. НАСОСЫ 338
Центробежные и пропеллер-
ные насосы (доц. А. А. Ломакин) . . 338
Общие сведения 338
Характеристики лопастных насосов и сети 340
Основы теории лопастных насосов .... 341
Влияние условий эксплоатации на работу
насоса 346
Расчёт центробежных насосов 350
Расчёт осевых (пропеллерных) насосов . . 362
Конструктивное выполнение насосов . . . 368
Поршневые насосы (анж. П. И. Ин-
бер) 372
Применение поршневых насосов и их схе-
мы 372
Процесс всасывания 374
Баланс энергии насоса 376
Воздушные колпаки „ 377
Клапаны насоса 380

СОДЕРЖАНИЕ
VII
Клапаны прямодействующих насосов . . . 383
Установка поршневого насоса 384
Производство испытаний и анализ дефек-
тов в работе насоса 334
Нормализация и стандартизация поршне-
вых насосов 385
Паровые прямодействуюшие насосы .... 385
Конструкция и расчёт* деталей насосов . . 388
Примеры исполненных конструкций насо-
сов 395
Роторные насосы (доц., канд. техн.
наук В. Н. Прокофьев) 396
Определения, общие свойства и классифи-
кация роторных насосов 396
Коловратные роторные насосы 398
Червячные насосы 401
Шиберные насосы 411
Поршеньковые насосы 414
Глава IX. ГИДРАВЛИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ
(доц., канд. техн. наук В. Н. Прокофьев) 420
Определения, обозначения и классифика-
ция 420
Рабочие жидкости, трубопроводы и спе-
циальные устройства 421
Дроссели 424
Специальные гидросистемы 432
Гидропередачи возвратно-поступательного
движения 435
Гидропередачи вращательного движения . 441
Объёмные гидропередачи вращательного
движения 442
Объёмные гидромуфты 448
Гидродинамические муфты 452
Гидродинамические трансформаторы ... 458
Комплексные гидропередачи 467
Многоциркуляционные гидропередачи . . . 468
Гидромеханические передачи 469
КОМПРЕССОРНЫЕ МАШИНЫ
Глава X. ПОРШНЕВЫЕ КОМПРЕССОРЫ
(инж. О. Н. Секунова) 479
Основы теории поршневого компрессора . 479
Выбор хода поршня и числа оборотов . . 486
Типы и конструкции поршневых компрес-
соров 487
Унификация и конструктивная нормализа-
ция компрессоров 499
Диаграмма тангенциальных усилий .... 499
Привод компрессоров 502
Регулирование производительности ком-
прессоров 503
Распределение (проф., д-р техн. наук
Н. А. Доллежаль) 513
Охлаждение 520
Детали поршневых компрессоров 525
Глава XI. РОТАЦИОННЫЕ ПЛАСТИНЧА-
ТЫЕ КОМПРЕССОРЫ (проф., д-р техн.
наук Н. А. Доллежаль) . 541
Конструкции пластинчатых компрессоров . 541
Теория компрессоров 544
Регулирование производительности ком-
прессоров 554
Пластинчатые вакуум-насосы 55fct
Глава XII. ЦЕНТРОБЕЖНЫЕ КОМПРЕС-
СОРЫ (инж. В. А. Румянцев) 561
Центробежные вентиляторы 561
Турбовоздуходувки, турбогазодувки и тур-
бокомпрессоры 569
Осевые вентиляторы 592
ХОЛОДИЛЬНЫЕ МАШИНЫ
Глава XIII. РАБОЧИЕ ПРОЦЕССЫ ХОЛО-
ДИЛЬНЫХ МАШИН (доц., канд. техн.
наук Б. С. Вейнберг) 60©
Основы производства искусственного хо-
лода 60&
Компрессионные холодильные машины . . 600
Пароэжекторные холодильные машины . . 608
Абсорбционные холодильные
машины (д-р техн. наук И. С. Ба-
дылькес) 60&
Глава XIV. ХОЛОДИЛЬНЫЕ АГЕНТЫ
И ТЕПЛОНОСИТЕЛИ (доц., канд. техн.
наук Б. С. Вейнберг) 613
Общие свойства холодильных агентов . . . 613
Аммиак (NH3) 616
Сернистый ангидрид (SOS) 617
Фреоны 617
Углеводороды 622
Углекислота (СО2) 623
Вода 624
Теплоносители 624
Глава XV. ЭЛЕМЕНТЫ ХОЛОДИЛЬНЫХ
МАШИН (доц., канд. техн. наук
Б. С. Вейнберг) 627
Компрессоры поршневые промышленные 627
Испарители промышленные 644
Конденсаторы промышленные 652
Воздухоохладители . 660
Малые холодильные машины 665
Элементы абсорбционных хо-
лодильных машин (д-р техн.
наук И. С. Бадылькес) 67&
Вспомогательные аппараты холодильных
машин 673
Трубопроводы и арматура 676
Глава XVI. ХОЛОДИЛЬНЫЕ АГРЕГАТЫ
(доц., канд. техн. наук Б. С. Вейнберг) 682
Поршневые холодильные агрегаты .... 682
Турбокомпрессорные холодильные агре-
гаты 635
Домашние холодильные шкафы 690
Автоматизация холодильных машин . . • . 697
Промышленные камеры и шкафы низких
температур ; . . . 705
Охлаждаемые объекты завод-
ского изготовления (инж.
Н. В. Лихарева) 707

ОТ РЕДАКТОРА
Настоящий—двенадцатый—том Энциклопедического справочника „Машинострое-
ние" посвящен сельскохозяйственным, гидравлическим, компрессорным, а также
холодильным машинам.
Раздел по сельскохозяйственным машинам включает пять глав—
от I до V включительно. Главы специализированы по назначению отдельных видов
машин. Здесь приведены теоретические, экспериментальные и конструктивные
данные, характеризующие сельскохозяйственные машины (почвообрабатывающие,
посевные, уборочные и др.). Основное внимание уделено сельскохозяйственным
машинам новейших отечественных конструкций, созданным во исполнение поста-
новления Февральского A947 г.) пленума ЦК ВКП(б) „О мерах подъёма сельского
хозяйства в послевоенный период".
Следует особо подчеркнуть, что в основе приведённых данных по теории
и расчёту сельскохозяйственных машин лежат, с одной стороны, труды основопо-
ложника этой науки—академика В. /7. Горячкина и его последователей, а с другой
стороны — труды советских агробиологов К. А. Тимирязева, В. Р. Вильямса,
И. В. Мичурина, Т. Д. Лысенко, Расчет ряда специальных механизмов сельско-
хозяйственных машин дан на базе науки о кинематике и динамике пространствен-
ных механизмов, созданной Н. И. Мерцаловым.
Ввиду широкого использования ветродвигателей в сельском хозяйстве в этот
раздел дополнительно включена глава VI „Ветродвигатели". Она содержит аэро-
динамический расчёт рабочего колеса ветродвигателя на основе теории, созданной
великим русским учёным Н. Е. Жуковским и его учениками В- П. Ветчинкиным,
Г. Сабининым и др. Приведённые здесь данные отражают последние конструкции
ветродвигателей, нашедших применение в народном хозяйстве СССР.
Раздел, посвященный гидравлическим.машинам,, содержит три главы:
от VII до IX. В этом разделе изложена теория рабочих процессов, выполняемых
гидротурбинами, насосами, гидравлическими передачами, освещена методика рас-
чёта, причём приведены все главнейшие расчётные параметры; даны конструк-
тивные решения с использованием материалов отечественных заводов. Особое
внимание уделено вопросам регулирования отдельных видов машин.
В главе VII дан обзор современных гидротурбин. Здесь рассматривается их
рабочий процесс, освещены методы расчёта, подбора гидротурбин к условиям
отдельных силовых установок. Особое внимание уделено характеристикам турбин
нормальной номенклатуры, объединяющей благодаря преимуществам планового
хозяйства Советского Союза производство всех советских турбостроительных
заводов.

X ОТ РЕДАКТОРА
Подробно рассмотрены проблемы повышения к. п. д. турбин с помощью вса-
сывающих труб, а также обеспечения безопасности работы турбин в отношении
кавитации. Здесь же приведены указания по автоматическому регулированию
турбин с учётом гидравлического удара.
Насосам всех видов—поршневым, центробежным и роторным—ввиду особо
широкого распространения во всех отраслях народного хозяйства уделено отно-
сительно большое место (глава VIII). Подробно рассмотрен рабочий процесс,
указаны способы расчёта основных рабочих органов, приведены конструктивные
характеристики насосов.
В частности, статья „Поршневые насосы" знакомит конструктора с рабочим
процессом поршневого насоса на воде и на вязких жидкостях. Здесь имеется
теоретическое обоснование методов расчёта основных элементов насоса—рабочей
камеры, клапанов, воздушных колпаков и т. д. В соответсвтии с основной задачей
тома рассматриваются отдельные конструктивные элементы насосов вместе
с методами расчёта их на прочность. Приведены примеры конструкций паровых
и приводных насосов, выполненных отечественными заводами.
Статья „Роторные насосы" содержит характеристики различных типов роторных
насосов, способы определения размеров их рабочих органов, в том числе и тех
типов насосов, которые появились в последнее десятилетие (червячные насосы
с внешним сцеплением) и даже в последние годы (червячные, героторные насосы)-
В главе IX, посвященной гидравлическим передачам, особенно подробно рас-
сматриваются вопросы расчёта работы и конструирования объёмных гидропере-
дач, получивших значительное распространение во многих отраслях машинострое-
ния.
Необходимо подчеркнуть заслуги советских ученых, создавших основу теории
гидропередач, в частности, работу действ, члена АН УССР Г. Ф. Проскура,
труды МВТУ, НАМИ, ЦНИИТМАШ и других советских научных организаций.
Раздел „Компрессорные маш|ины" (главы X—XII) содержит указания
по выбору главных конструктивных параметров компрессоров, в частности, мощ-
ных компрессоров высокого давления. Авторами использован богатый опыт со-
ветских конструкторских бюро и заводов, накопленный за годы сталинских пяти-
леток. Представляют практический интерес сведения, касающиеся создания нор-
малей поршневых компрессоров (глава X), позволяющие организовать производство
компрессоров на основах массового и серийного производства с широким исполь-
зованием нормализованных узлов и деталей.
Здесь же содержатся данные для расчёта самодействующих клапанов. Следует
подчеркнуть, что по размаху и глубине исследовательских работ в этой области
советские научные организации значительно опередили иностранные. Так, при-
ведённые формулы позволяют конструировать клапаны для компрессоров с чис-
лами оборотов, значительно превышающими применяемые в настоящее
время.
В главе XI „Ротационные пластинчатые компрессоры" изложены указания для
расчёта пластинчатых компрессоров. По этому типу машин некоторые заводы
ещё не имеют достаточного опыта, и поэтому систематизированные в настоящем
томе руководящие расчётные материалы по пластинчатым компрессорам могут
оказаться особенно полезными.
В главе XII приведены данные по расчёту осевых турбокомпрессоров, произ-
водстео которых для нужд различных отраслей народного хозяйства является
очередной задачей советского машиностроения.

ОТ РЕДАКТОРА XI
Заключительные главы тома (XIII—XVI) посвящены холодильным машинам,
изготовляемым в настоящее время.
В разделе .Холодильные машины* приведён теоретический анализ рабочих
процессов холодильных машин, указаны необходимые конструктору данные о хо-
лодильных агентах и теплоносителях в очень широком диапазоне рабочих тем-
ператур и холодопроизводительностеи, начиная с очень малых холодильных шкаф-
чиков с машинным охлаждением и кончая крупнейшими низкотемпературными
холодильными агрегатами с производительностью в десятки миллионов ккал\час
в одном агрегате.
В главах XIII и XIV приведён обширный справочный материал по рабочим
циклам и процессам холодильных машин, а также по ряду новейших холодильных
агентов, являющихся наиболее эффективными в термодинамическом и эксплоата-
ционном отношениях для применения в машинах различных типов и назначений.
Глава XV посвящена тепловому и конструктивному расчёту современных порш-
невых холодильных компрессоров, а также вопросам широкой унификации узлов
и деталей холодильных компрессоров, работающих на различных агентах и
рабочих режимах.
В этой же главе сообщаются необходимые данные по испарителям конденса-
торов и вспомогательной аппаратуре, а также по аппаратуре абсорбционных хо-
лодильных машин.
В главе XVI рассматриваются поршневые и турбокомпрессорные агрегаты,
их важнейшие элементы, рабочие характеристики, способы регулирования и т. д.
Здесь же даны типы и конструкции автоматических приборов и автоматических
регулирующих вентилей. В этой главе рассматриваются также домашние холо-
дильные установки, промышленные камеры и шкафы низких температур, низко-
температурные холодильные машины, низкотемпературные испарители и охла-
ждаемые объекты заводского изготовления—холодильные шкафы торгового типа,
охлаждаемые прилавки, охладители питьеЕой воды или воды для производствен-
ных (лабораторных) нужд. ч
При подготовке материалов тема значительная помощь была оказана авторам
и редакции со стороны рецензентов, давших свои развёрнутые отзывы и указания
по содержанию отдельных статей или глав. За оказанную помощь выражаем глубо-
кую признательность: действ, члену-академику Всесоюзной Академии с.-х. наук
им. В. И. Ленина [И. Ф. Василенко (гл. III, IV, V), проф., д-ру техн. наук
С. П. Вострокнутову (гл. IV), инж. В. А. Гетье (гл. X), доц. А. М. Горшкову
(гл. XII), канд. техн. наук М. J1. Гусяцкому (гл. I), инж. В. И. Елину (гл. VIII),
инж. А. В. Кармышину (гл. VI), проф. А. И. Карпенко (гл. II), доц. Н. И. Ковалеву
(гл. VII), канд. техн. наук П. П. Колышеву (гл. III), доц., канд. техн. наук
А. Ф. Лесохину (гл. VII), инж. А. С. Маят (гл. III), доц., канд. техн. наук
Б. Б. Некрасову (гл. VIII), канд. техн. наук. В. П. Поляченко, д-ру техн. наук
М. А. Пустыгину (гл. Ill), доц., канд. техн. наук И. И. Смирнову (гл. VII),
проф. С. Н. Семихатову (гл. XIII —XVI), инж. С. Е. Соковникову (гл. IV),
инж. А. Н. Фомину (гл. XIII—XVI), инж. А. В. Чумаку (гл. 1).^
С особой признательностью отмечаем большую работу научных редакторов
проф. Б. Э. Ширинка и инж. М. Е. Маркуса.
Все критические замечания и предложения читателей по содержанию настоя-
щего тома будут приняты с благодарностью.
Л. К. Мартене

СЕЛЬСКОХОЗЯЙСТВЕННЫЕ МАШИНЫ
Глава 1
ПОЧВООБРАБАТЫВАЮЩИЕ МАШИНЫ
ПЛУГИ ЛЕМЕШНЫЕ
ТИПЫ ПЛУГОВ
Для почвообработки применяются лемешные
плуги как общего назначения, так и спе-
циальны е (чайные, виноградные, лесные,
болотные, луговые, оборотные для горных
районов, садовые, рисовые, кустарниковые,
палоделатели, плантажные).
В зависимости от глубины обработки плу-
гами выполняется лущение (глубина до
12 см), пахота (от 13 до 30 см, а с почво-
углубителями — до 40 см) и плантаж (от
40 до 80 см).
По конструкции различают следующие
типы плугов.
Конные с правооб орачив а ю щими
корпусами: а) висячие без опоры, с ко-
леском, с башмаком; б) грядильные двухколёс-
ные — с жёстким передком, рычажные, с си-
деньем; в) передковые — с высоким или низким
передком, с шарнирной связью (с брабантским
передком); г) рамные одно-, двух-, трёх- и
четырёхкорпусные (последние два — преиму-
щественно лущильники) — безрычажные двух-
колёсные одно- и двухкорпусные, рычажные
двухколёсные с простым и с диференциальным
подъёмным механизмом, рычажные трёхколёс-
ные с третьим колесом над пашней, рычажные
одно- и двухкорпусные с сиденьем.
Конные с правооборачивающими
и л ев ооб о ра ч и в ающ и ми переменно
действующими корпусами: а) обо-
ротные — висячие, с высоким передком и
брабантского типа; б) балансирные; в) секци-
онные. В оборотных висячих, передковых и в
некоторых конструкциях брабантских плугов
пранооборачивающий и левооборачивающий
отвалы объединены в одном вращающемся
корпусе, в брабантских плугах — с вращаю-
щимся грядилем, в балансирных и секционных
плугах — отвалы на отдельных корпусах.
Тракторные с правооборачива-
ющими корпусами: а) автоплуги, б) на-
весные, в) полунавесные, г) прицепные —
секционные с одним или двумя корпусами
в каждой секции и с рычажным' или автома-
гическим подъёмом секций, с шарнирной ра-
мой, с жёсткой крючковой или плоской рамой.
Тракторные с правооборачива-
ющими и л е вообор а ч и в а ющим и
1 Том 12
корпусами: а) с переменно действующими
корпусами — оборотные (прицепные и полу-
навесные), секционные навесные; б) с одно-
временно действующими корпусами—разваль-
ные (лесные, для обработки и закрытия вино-
градников), свальные (палоделатели, для об-
работки и открытия виноградников).
Канатные: а) балансирные--с антиба-
лансирным механизмом и без него (до 10
корпусов в плуге); б) реверсивно-оборот-
ные (до 6 корпусов в плуге); в) с обрат-
ным холостым ходом (однокорпусные план-
тажные).
Плуги общего назначения и лущильники
снабжаются корпусами преимущественно
с культурными, реже с полувинтовыми (уни-
версальными) отвалами; специальные плуги —
такими же корпусами или с отвалами особой
формы. В луговых плугах применяются винто-
вые отвалы. Для влажных и липких почв
применяются решетчатые—пластинчатые и
прутковые — отвалы (США). Для пахоты без
выноса нижних слоев почвы наверх приме-
няются вырезные корпусы.
Наиболее совершенные конструкции кон-
ных плугов — рамные рычажные одно- и двух-
корпусные с диференциальным подъёмом ко-
лёс, а также передковые с высоким передком.
Из числа тракторных прицепных плугов
лучшими являются плуги с жёсткой плоской
рамой, наиболее рациональной для постановки
предплужников и почвоуглубителей. Рекомен-
дуемое число корпусов в плуге — не больше 5
с отъёмом 1 и 2 корпусов.
Навесные плуги (число корпусов 1—2)
с гидравлическим подъёмом и регулирова-
нием глубины хода рабочих органов (СССР —
ВИСХОМ; США —Фергюсон, МКЖМ, Джон
Дир и др.) и с механическим подъёмом от
автоматов, вмонтированных в трактор (Оли-
вер, Кейс), значительно легче прицепных
плугов, более маневренны и удобны в экспло-
атации.
Характеристика отечественных лемешных
плугов и лущильников приведена в табл. 1
и 2. В таблицах приводятся данные унифици-
рованных конных и тракторных плугов и лу-
щильников из систематической серии, разрабо-
танной ВИСХОМ на основе существующих
конструкций, с улучшенной схематикой плугов

ПОЧВООБРАБАТЫВАЮЩИЕ МАШИНЫ
[РАЗД. IV
Фиг. 1. Плуг висячий ПВ-25.
Фиг. 5. Плуг передковый ПП-28.

ГЛ. I]
ПЛУГИ ЛЕМЕШНЫЕ
и отдельных узлов и с изменёнными по единой
системе марками в соответствии с ГОСТ
2472-44.
У культурных корпусов в конных и трак-
торных плугах общего назначения и в лущиль-
никах ПЛ-4-16 и ПЛС-4-16. а также у
сменных полувинтовых корпусов в плу-
гах ПВ-23, ПВ-25 и ПЛ-5-25 рабочие
поверхности представляют собой цилин-
дроиды с горизонтальными образую-
щими.
В табл. 3 приведены углы рабочих по-
верхностей культурных и полувинтовых кор-
пусов в плугах общего назначения, в табл. 4 —
основные размеры тех же рабочих поверх-
ностей, зависящие от сечения пласта, и
в табл. 5—основные параметры рабочих
поверхностей корпусов в специальных
плугах.
Некоторые из представленных в табл. 3,
4 и 5 плугов имеют одинаковые корпусы, как,
например, лущильники ПЛ-4-16 и ПЛС-4-16,
Фиг. 3. Плуг рамный двухкорпусный ПР-2-23.
Конные плуги и лущильники
Таблица 1
Тип плуга
Марка
Взамен
марки
saO
Плуги общего назначения
Висячий
То же (фиг. 1)
Передковый (фиг. 2)
Рамный однокорпусный
Рамный двухкорпусный (фиг. 3) .
Лущильник (фиг. 4)
Специальные плуги
Виноградный
Оборотный (фиг. 5)
Лущильник садовый
ПВ-23
ПВ-25
ПП-28
ПР-25
ПР-2-23
ПЛ-4-16
ПВВ-20
ПО-23
ПЛС-4-16
РП-5
ХР-5
ЕК
ОЛК-7
КСУ
ZH-6
ЛТ-4
ПВВ-20
O-16
СКЛ-4
23
25
28
25
48
68
23
68
15
15
4оо
4<х>
Збо
362
362
362
400
39°
5°°
39
42
4°
56

ПОЧВООБРАБАТЫВАЮЩИЕ МАШИНЫ
[РАЗД. IV
Фиг. 4. Плуг-лущильник ПЛ-4-16.
Фиг. 5. Плуг оборотный ПО-23

Фиг. 6. Плуг пятикорпусный П-5-35.

Фиг. 7. Плуг кустарниково-болотный ПКБ-56.

Фиг. 8. Плуг плантажный ПП-SO.

ПОЧВООБРАБАТЫВАЮЩИЕ МАШИНЫ
[РАЗД. IV
Тракторные плуги и лущильники
Таблица 2
Тип плуга
Марка
Взамен марки
Ширина захва-
та в см
5 <°
X с
¦5§'
s я ,
Плуга общего назначения
Пятикорпусный • (фиг. 6)
Трёхкорпусный **
Лущильник *
Специальные плуга
Кустарниково-болотный (фиг. 7)
Плантажный (фиг. 8)
П-5-35
П-3-30
ПЛ-5-25
ПКБ-56
ПП-50
5-К-35
ТС-535
ТПУ5 № 2
К-412-Д
К-212-Д
Ч-25-П
ЛС-25
К-56РБ
ВР-75
35
3°
25
56
175
до
125
56
5°
27
25
i8
25
65
565
54°
465
748
900
700
75°
55°
1050
600
500
93O
1800
* С одним и двумя отъёмными корпусами.
** С одним отъёмным корпусом.
Таблица 3 (фиг. 9)
Углы рабочих поверхностей корпусов в плугах
общего назначения
!
Наименование угла
Угол между полевой стороной и
образующей:
нулевой (лезвие лемеха) в„ . . .
промежуточной (минимальный
Угол> 0miB
верхней (максимальныйугол) ®т&].
Угол лемеха с дном борозды у . .
Угол между касательными к напра-
вляющей параболе «о
Величина угла
в град, в кор-
пусах
куль-
турных
42
4°
47
3°
«5
полу-
винто-
вых
40
38
47.5
25
по
разнящиеся тем, что ПЛ-4-16 имеет третье
колесо над пашней. Другие плуги, как, на-
пример, висячие ПВ-23 и ПВ-25, отличаются
друг от друга только размерами корпусов.
Вообще унификации подверглись многие ор-
ганы: плуг ПР-2-23 и лущильник ПЛС-4-16
имеют диференциальный подъём колёс;
в плугах общего назначения унифицированы
черенковые ножи, а во всех передковых и
рамных плугах и лущильниках — колёса.
В тракторных плугах П-3-30 и в лущильниках
ПЛ-5-25 унифицированы колёса и подъёмные
механизмы, в плугах П-3-30 и П-5-35 — диско-
вые ножи. Рабочие поверхности предплужни-
ков в плугах ПП-28, П-3-30 и П-5-35 построены
по единому закону и имеют основные пара-
метры, указанные в табл. 6.
Таблица 4 (фиг. 9)
Основные размеры рабочих поверхностей корпусов в плугах общего назначения
Марка плуга
к
ьша
о
\о
Наи
га
s
эин
Н
г>
Отн
ва-
т
3
X
S
шир
«
3*
>.
о. S
® \О
t- и
Параметры на-
правляющей
параболы **
в мм
вылет высота
L Н
Культурные корпусы
ПЛ-4-16 и ПЛС-4-16
ПВ-23
ПВ-25
ПР-2-23
ПП-28 и ПЛ-5-25
П-3-30
П-5-35
Полувинтовые корпусы
ПВ-23
ПВ-25 . .
ПЛ-5-25
13
15
15
i8
25
27
1,3
1,8
>5
1,6 и 1,4
i,5*
*
1-4
39
34
37
42
39
42
34
34
37
44
125
140
155
155
170
17°
I7O
175
!95
215
240
2б5
2б5
29O
35°
325
275
3°о
2O5
255
290
270
315
395
425
28о
3°5
33°
* При а—20 см.
*¦ Направляющая парабола располагается в вертикальной плоскости, перпендикулярной к лезвию лемеха, на
расстоянии 2/s / от носа лемеха в культурных и 6—25 в полувинтовьх корпусах, где / — длина лезвия и b — ширина
захвата лемеха.

ГЛ. I]
ПЛУГИ ЛЕМЕШНЫЕ
Таблица 5 (фиг. 9)
Основные параметры рабочих поверхностей корпусов
в специальных плугах
Марка плуга
ПВВ-20
ПО-23
ПКБ-56
ПП-50
BXI
CQ
К
я Т
о. 5
я >>
я ч
о> u
К И
а "
о ^
2 с
1,33
1.53
2,8о
о,8з
Угол между
полевой
стороной и
образую-
щей в
град.
А—*
oi се
«1
о «
со ч
О)
ч «
Я «Ф
45
45
4о
51
ф
01
?
5»!
вер
47.5
5L5
43,5
45
Угол в град.
s
СЗ «
и «
о> о
5§-
4VJ
35
3°
го
37. Е
1 А
о се о
l°s
СО о
о vs S*o
О О, о >=t
54
Кривой
обрез
4О
47
се
се
РЭ
н
о
се
ысо
еа g
А
° X
34°
Сдвоен-
ный от-
вал
44O
IIOO
Таблица 6
Основные параметры рабочих
Марка
плуга
ПП-28
П-3'30
П-5-35
се
X
X
ч
сз
с
1хвата
то
т
а
X
O.S
S ^
|—1
а со
i8
2Э
23
поверхностей
предплужников
Угол ме-
жду полевой
стороной и
образую-
щей в град.
CJ
Ч
езвия
,4,
s г
43
42
42
max
Ф
•S
ф
X
X
о.
о>
ш
47
47
47
Угол
в град.
03-
CU
о
НОМ б(
и
се
X
о> »-
s „
о> 3
Ч «=f
32,5
34
34
5 о.
is
ательн
ющей
о к
се ч
*!з
я 2 ч
cj ^ о
S a vo
125
124
124
Параметры
направляю-
щей пара-
болы
в мм
а
о
(J
3
03
185
«93
н
О)
ч
а
а
130
13°
130
РАБОЧИЕ ОРГАНЫ И ПОДЪЕМНЫЕ
МЕХАНИЗМЫ ЛЕМЕШНЫХ ПЛУГОВ
И ИХ ПРОЕКТИРОВАНИЕ
Размеры пластов. Глубина пахоты а и
ширина захвата корпуса b определяют размеры
пласта и условия его оборачивания. Геометри-
ческие соотношения элементов теоретического
пласта видны из фиг. 10.
Существенное значение для оборота пласта
имеет отношение
= —: чем оно больше,
а
тем более полого ложатся пласты и полнее
заделываются растительные остатки. Предель-
ное минимальное значение этого отношения
составляет — = k = 1,27; при таком значении
Фиг. 9. Параметры рабочей поверхности корпусов.
диагональ поперечного сечения обёрнутого
пласта располагается вертикально, и пласт
занимает неустойчивое положение. Нормаль-
ный оборот пласта при соответствии формы
отвала типу почвы получается при k = 1,5 —- 2.
Для крошащих отвалов на рыхлых почвах
можно брать k — 1,3 ч- 1,5. Для оборачиваю-
Фиг. 10. Схема оборота пласта.
щих отвалов в плугах специального назначе-
ния на связных почвах, например, болотных,
рекомендуется брать k = 2 -4-3.
' Для конных однокорпусных плугов общего
назначения можно пользоваться зависимостью
b = a-j-100 мм (при величине а^20 см),
для многокорпусных — Ь = а -\ 75 мм. Для
тракторных плугов общего назначения можно
пользоваться обоими выражениями с учётом
наибольшей глубины пахоты и мощности
трактора. В обоих случаях обеспечивается
нормальный оборот пласта с применением
предплужников при пахоте на глубину свыше
20 см. При глубине свыше 30 см, когда
нормальное отношение k потребовало бы очень

10
ПОЧВООБРАБАТЫВАЮЩИЕ МАШИНЫ
[РАЗД. IV
широких пластов, целесообразно применять
двухслойную вспашку.
Построение контура рабочей поверхно-
сти корпуса [23]. В культурных и полувин-
товых (универсальных) корпусах для глубины
пахоты до 30 см контур лемеха и отвала
строится следующим образом (фиг. 11). Ши-
рина захвата корпуса по лемеху берётся
.*//
\VxT /
7
V ^tf>v
\ / /
\
j
/s
к. / e
Г
- ft,
a;
|
1
о
1
Фиг. 11. Построение контура лемеха и отвала.
Ь\ = Ъ + Д6, где Ъ — ширина пласта и Д6—пе-
рекрытие, равное для однокорпусных плугов 0,
для многокорпусных—2—3 см и для лущиль-
ников — 4— 6 см.
Для построения бороздного обреза отвала
из середины А отваленного пласта сечением
(а + 25) b проводят линию, параллельную отва-
ленному пласту сечением ab, до пересечения
с линией стыка лемеха с отвалом. Стык леме-
ха с отвалом определяется наложением ширины
лемеха на направляющую кривую.
Для воздействия крыла отвала на верхнюю
часть пласта отвал снабжается переставным
пером, нижняя кромка которого является про-
должением бороздного обреза отвала.
Во избежание задирания пласта бороздным
обрезом отвала допускается увеличение угла
о на 3—5° по отношению к теоретическому
углу 80 отваленного пласта.
Бороздной обрез лемеха должен составлять
с лезвием лемеха (в горизонтальной проекции)
прямой угол. При остром угле происходит
быстрый износ конца лезвия лемеха, при ту-
пом — уменьшается полезная для свободного
прохода пласта выемка р между бороздным
обрезом лемеха и отвала. Ширина лемеха
берётся от 100 до 150 мм.
Кромку лемеха в стыке с отвалом целесо-
образно брать параллельной лезвию лемеха
(в развёртке).
Высота Н полевого обреза отвала должна
равняться ширине пласта Ь. Для крошащих
отвалов при а ^ 17,5 см полезно брать вы-
соту Н несколько больше Ь', Н = Ъ + Д, где
А составляет 10—20 мм для а= 17,5-1-15 см
и 20—30 мм для а — 12,5 ч- 10 см.
Полевой обрез отвала и лемеха распола*-
гается в одной плоскости, отклонённой у верх-
ней точки обреза отвала от вертикали в сто-
рону пашни на С = 3 -г- 8 мм для облегчения
установки предплужника и ножа.
Верхний обрез отвала делают прямолиней-
ным или криволинейным. Применяются также
комбинированные обрезы.
Высшая точка верхнего обреза отвала при
прямолинейном его очертании располагается
на конце крыла, при криволинейном — отстоит
от полевой стороны на расстоянии^Ь. Высота
высшей точки верхнего обреза отвала может
быть принята равной Яшах = |/ а2 + Ь2 + Д,
где Д заключается в пределах от 0 до + 20 мм
при а <; 16 см и от 0 до — 20 мм при а ]> 17 см.
Форма рабочей поверхности. Рабочие по-
верхности плужных корпусов могут предста-
влять собой цилиндры, цилиндроиды, коноиды,
гиперболоиды, параболоиды и геликоиды.
В Европе наибольшее распространение полу-
чили горизонтальные цилиндроиды, в Аме-
рике— поверхности, близкие к наклонным
цилиндроидам, а также коноидальные, гипер-
болоидальные и параболоидальные. Цилиндры
и геликоиды применяются редко.
Проектирование цилиндроидальных от-
валов по методу проф. Н. В. Щучкина [23].
Направляющая кривая. Параболиче-
ский цилиндроид позволяет пласту плавно
подниматься по нижней части поверхности
отвала, создавая благоприятные условия для
оборота пласта в верхней её части. В качестве
направляющей кривой предлагается парабола,
Фиг. 12. Построение направляю-
щей параболы.
которой можно придать любую вогнутость из-
менением угла между касательными или длины
нижней касательной. Для получения габарит-
ных размеров параболы — вылета /- и высоты
И — строится дуга окружности радиуса
(фиг. 12)
„ Ь
~ "Оcos е°
О)
из условия, чтобы часть пласта ABC располо-
жилась на поверхности отвала BDEC. Окруж-
ность определяет кривизну направляющей па-
раболы в зависимости от ширины пласта Ъ
(а следовательно, и от глубины а) и от углов
лемеха ^ и в0 с дном и со стенкой борозды.
Для дуги окружности, около которой описы-
вается парабола, вылет L=RA — sin?) и
высота Н = R cos у. Вылет имеет большое
значение для крошения пласта: с уменьшением
вылета усиливается крошение. Для культурных
отвалов вылет обычно уменьшается против

ГЛ. 1]
ПЛУГИ ЛЕМЕШНЫЕ
11
Расчётного, для полувинтовых—увеличивается,
начения вылета L и высоты Н направляющей
параболы для различных корпусов приведены
в табл. 4.
У лезвия лемеха направляющая парабола
переходит в прямолинейный участок — каса-
тельную длиной s = 30 -г- 60 мм. Величина s
берётся тем большей, чем больше расчётная
глубина пахоты для проектируемой поверхно-
сти отвала.
Угол у характеризует крошащую способ-
ность отвала: чем он больше, тем сильнее
крошение пласта. Для культурных отвалов -у
составляет 25 ч- 35° (рекомендуется -у = 30°),
для полувинтовых — 20 -г- 25°. Касательная
в верхней точке кривой вертикальна, и угол <*>
между касательными B'k и D'k равен
90° 4- 7- Для подгиба крыла отвала, необ-
ходимого для оборота пла-'
ста, полезно продолжать ду-
гу исходной окружности за
горизонтальный диатяетр до
точки F, с отклонением ка-
сательной к ней от вертика-
ли на Д? = 5 -г-10°; для па-
раболы можно задаваться
началом касательной в лю-
бой точке — D', F и т. п.
Тогда угол между касатель-
ными будет со, = 90°-(- 7—Д>
После установления на-
чала касательных и их на-
правления между ними стро-
ится направляющая пара-
бола.
Наиболее выгодно про-
водить вертикальную пло-
скость направляющей пара-
болы для культурных отва-
лов на расстоянии 2/3 длины
лезвия лемеха от его носка,
а для полувинтовых — че-
рез крайнюю правую точку
лезвия лемеха.
Углы образующих с полевой сто-
роной и закон их изменения. Углы 9
определяют боковой сдвиг пласта и крошащую
способность отвала; чем больше углы 9, тем
больше сдвиг пласта и его крошение. Угол ®0
лезвия лемеха (нулевой образующей) для
культурных отвалов составляет 40 — 45°, для
полувинтовых 35 — 40° (фиг. 12). С увеличе-
нием скорости движения плуга целесообразно
уменьшать угол 60, беря, например, для куль-
турных отвалов конной тяги 44°, тракторной
42° и канатной 40°.
Разность углов Д9 = 6тах —90 (верхней и
нулевой образующих) определяет оборачива-
ющую способность отвала: чем больше раз-
ность углов, тем сильнее оборачивающая
способность отвала. Средние рекомендуемые
значения разности углов Дв для культурных
отвалов 5°, для полувинтовых 10°.
Простейший закон изменения углов проме-
жуточных образующих между в0 и 9тах по
прямой (фиг. 13, а), однако, полезно иметь для
образующей у стыка лемеха с отвалом, т. е.
на высоте 50—75 мм от лезвия лемеха, где воз-
можно задирание нижней части пласта борозд-
ным обрезом отвала, 9mjn < 90 (фиг. 13,5
и в). Для предотвращения этого задирания
необходимо, чтобы угол / (фиг. 14) между
плоскостью отваленного пласта и плоскостью,
касательной к поверхности отвала в данной
точке бороздного обреза, называемый углом
задирания, был меньше 90°. По акад. Горяч-
кину
cos / = sin 5 sin f cos © — cos S cos
или
*<¦
B)
где о — угол отваленного пласта или борозд-
ного обреза отвала с горизонтом; у — угол
ортогонального сечения в рассматриваемой
точке бороздного обреза отвала с горизонтом
и 9 — угол образующей в той же точке отвала
с полевой стороной.
N*образу
п ющих 0 12 3
№образц-
п ющих
г)
1 2 3
__ Ы'образу-
п ющих 0 12 3
№ обра-
п зующих
Фиг. 13. Графики углов образующих с полевой стороной в корпусе.
Чтобы удовлетворять этому условию, необ-
ходимо иметь возможно большие значения
углов о и y и меньшие значения угла О.
В культурных отвалах углы образующих с по-
левой стороной в интервале между 0О и 9min,
составляющем в среднем Д9 = 90— 9min = 2°,
достаточно изменять по закону прямой, а между
9
min
у р,
—п0 Уравнению (фиг. 13,6)
_
6,2
100
C)
Задаваясь значениями х (расстояния между
образующими в зоне углов от 9min до ©шах)
с интервалом 2,5 см (или 5 см), т. е. х = 0;
2,5; 5; 7,5; 10, получают соответственно
Ут\п = 0; Л = 0,36; у2 = 1,24; уь = 2,23..., .утах;
затем находят масштаб ординат у, т =
9
mln
и определяют углы всех обра-
зующих с полевой стороной в пределах от
9шах = 9mIn + тутах.
В полувинтовых отвалах в пределах от
in до ®тах изменению углов образующих

12
ПОЧВООБРАБАТЫВАЮЩИЕ МАШИНЫ
[РАЗД. IV
наиболее удовлетворяет уравнение параболы
(фиг. 13, в) у = 2рх при меньшем по сравне-
нию с культурными отвалами нарастании углов
в нижней части отвала и большем — в верхней
части. Между ©0 и вщт изменение углов 0
может быть взято по закону прямой или па-
раболы, но с другим параметром у2 = 2рхх,
так как другая ветвь первой параболы может
не уложиться в заданные величины 0О и 0Ш{П.
Одновременно в горизонтальной проекции за-
меняют концы соответствующих образующих
плавными кривыми (штриховые линии на
фиг. 15), получаемыми переносом с вертикаль-
ной проекции точек пересечения образующих
с касательными. Такое отклонение от линей-
чатой формы в небольшой зоне не нарушает
основных параметров поверхности и не затруд-
няет изготовления отвалов.
Фиг. 14. Определение угла i задирания пласта в отвале.
Углы 9 промежуточных образующих в интер-
валах между 0mln и 0тах и между 0О и 0rajn
(при параболическом законе) могут быть опре-
делены с достаточной степенью точности
графически — построением параболы по её
вершине 0т|п> по оси и заданным точкам
Втах И 0О (фиг. 13, в).
Построение поверхности лемеха
и отвала. Построив по пласту аЪ контур
лемеха и отвала в вертикальной проекции,
задавшись величинами углов 0О, 0min и 0шах
образующих, определив углы 0 промежуточ-
ных образующих по выбранному закону, на-
конец, построив направляющую параболу по
параметрам L, H, S, у и ш, можно вычертить
горизонтальную проекцию поверхности, сече-
ния jv'j, _у2, .Уз»••••.уя и шаблоны и^ и2
u's,...,u'n через 50—100 мм по известным
правилам начертательной геометрии (фиг. 15).
Сечения^, у2, у'%,..., уп необходимы для ха-
рактеристики поверхности (плавность и кри-
визна, подгиб крыла, крутизна груди, угол
задирания /), шаблоны ы1( ы2« «з»-*» ип— для
проверки изготовленных корпусов.
В полувинтовых и других оборачивающих
отвалах желательно иметь возможно меньшие
значения угла /. Этого можно достигнуть уве-
личением (в пределах допустимого) угла S бо-
роздного обреза отвала или более эффектив-
ной мерой — подгибом нижней части борозд-
ного обреза отвала назад путём замены части
кривых сечений _у4, у ... касательными к
ним (штриховые линии на фиг. 15). Начала и
направления касательных выбирают так, чтобы
их продолжения пересекали опорную пло-
скость в точках, находящихся друг от друга на
больших или меньших равных расстояниях
или даже в одной точке, в зависимости от
желаемого подгиба бороздного обреза отвала.
max1
изменением
Фиг. 15. Построение рабочей поверхности корпуса.
В случаях, когда отвалу полагается задер-
живать на себе пласт для выноса его наверх
из глубокой борозды (при плантаже, рытье
канав и пр.), угол задирания i должен быть
больше 90°, лезвие лемеха должно иметь в
а верхняя образующая—0min,
углов 0 промежуточных образующих по закону
прямой (фиг. 13, г).
Конструкция корпуса. Для корпусов трак-
торных, а также конных рамных и передко-
вых плугов рекомендуются высокие литые
стойки (фиг. 2, 3, 4 и 6), для корпусов вися-
чих плугов — литые и штампованные башмаки
(фиг. 1).
Лемехи делают трапецеидальными, а в
тракторных плугах для тяжёлых почв (k>
>0,7 кг/см2) — долотообразными. Носок доло-
тообразного лемеха должен быть отогнут
вниз на 10 мм и выведен в поле на 5—10 мм
для устойчивого хода плуга в борозде. При-
меняются также лемехи со сменными носками,
а также лемехи с самозатачивающимися лез-
виями (США). В конных лущильниках и плу-
гах для глубины до 13 см толщина отвала со-
ставляет 5 мм, для глубины до 18 см—6 мм,
свыше 18 см и в тракторных плугах — 7 мм.

ГЛ. I]
ПЛУГИ ЛЕМЕШНЫЕ
13
Длина полевой доски (фиг. 16) в плугах
общего назначения должна удовлетворять
условию [6]:
1_
~ 2
Ь cos у
D)
где / — расстояние от носка лемеха до заднего
конца полевой доски; Ъ — ширина захвата
корпуса; <р — угол трения почвы о металл
(рекомендуется для расчётов величина <р =
Фиг. 16. Длина полевой доски корпуса.
= 25 -*- 27°). Значения коэфициента трения
почвы по лемешной стали /=tg9 приведены
в табл. 7.
Таблица 7
Коэфициенты трения почвы по лемешной стали
по Щучкину [25]
Тип почвы
Коэфи-
циент
трения
Супесь. ,
Суглинок,
Чернозём
Среднесуглинистый . . .
Глинистый
О,2б
о,4°
oi7°
о, 45
о.55
Влажность
почвы
в % от
капил-
лярной
влаго-
ёмко сти
6,6—7>
5
13
Тяжёлый глинистый при
почве:
структурной | о, 27
бесструктурной 0,38
3°
i8
44
54 :
45
54
35
* С залипанием.
Силу R прилагают к середине лезвия ле-
меха (по Горячкину). В многокорпусных плу-
гах обязательно рассчитывают длинную поле-
вую доску для задних корпусов; на остальные
корпусы ставят укороченные полевые доски
(в лёгких плугах). Угол полевой доски с дном
борозды принимают в среднем 3°, со стенкой
борозды — 1°30' [9]. Рекомендуемые сечения
полевых досок конных плугов для глубины
13см — 10x35мм, \Ьсм— 12x40мм, 18см—
12 х 50 мм, 20 см — 14 X 60 мм. Полевые
доски (неукороченные) в тракторных плугах
для глубины а — 20 см следует снабжать смен-
ными пятками из белого чугуна или из серого
чугуна с отбелёнными рабочими поверхно-
стями.
Размеры деталей культурных корпусов
тракторных плугов установлены ГОСТ 65-47,
конных — ГОСТ 3641-47. Технические условия
на изготовление деталей корпусов установлены
стандартами: ГОСТ 41-40 (отвалы), ГОСТ 46-40
(лемехи), ГОСТ 121-41 (стойки), ГОСТ 196-41
и ГОСТ 197-41 (доски полевые).
Предплужники [24J. Технологиче-
ский процесс работы предплуж-
ника. Пласт почвы, отрезанный предплуж-
ником, должен падать в борозду раньше, чем
его настигнет пласт, отрезанный корпусом,
при расстоянии между предплужником и кор-
пусом ^250 мм. Толщина слоя почвы над
верхней границей заделанных растительных
остатков должна быть для полного их разло-
жения не менее 10—12 см, для чего толщина
пласта почвы на корпусе после снятия верх-
него слоя предплужником должна быть не
менее 10 см. Глубина хода предплужника
а = 8, 10, 12 см соответственно глубине па-
хоты в=]8, 20—25, 25-30 см. Ширина
захвата предплужника в современных плу-
гах Ьх = 2/3 Ь, где Ъ — захват корпуса. Цля
более глубокой укладки в борозду пласта,
снятого предплужником, а также для умень-
шения веса, тягового сопротивления и заби-
вания плуга целесообразно уменьшать ширину
Ъ
захвата предплужника до Ьх — -^ .
Контур лемеха и отвала. Лезвие
лемеха предплужника следует располагать с
превышением правого конца над носком на
8—10 мм (фиг. 17) для заглубления и устой-
чивого хода плуга.
Высоту полевого обреза принимают //1<*1,
высоту крыла отвала —Нтах =H-j- A0-^20 мм).
Полевой обрез отвала в верхней точке отво-
дится в сторону борозды на ех — 5 мм. Рас-
стояние от полевого обреза отвала до конца
крыла берут 62~^1« Ширина лемеха должна
быть не менее 100 мм во избежание задева-
ния пласта корпуса за концы болтов лемеха.
Рекомендуются заготовки лемеха и отвала с
параллельными кромками по лезвию, стыку и
верхнему обрезу, а также прокат лемешной
стали с местным магазином.
Рабочая поверхность. Рабочая
поверхность предплужника в нижней поло-
вине представляет собой цилиндр, в верхней—
цилиндроид с горизонтальными образующими,
изменяющими угол 9 с полевой стороной по
закону параболы у2 = 2рх. Угол 60 лезвия ле-
меха предплужника не меньше угла в0 лезвия
лемеха корпуса (рекомендуется больше на
Дв0 = 1-е-Зс). Угол вшах верхней образующей
больше угла ©0 на 3—5°.
Направляющая кривая — парабола в верти-
кальной плоскости на расстоянии 2/3 / длины
лемеха от его носка (фиг. 17); радиус /? ис-
ходной дуги для направляющей параболы
определяется так же, как для корпуса, по фор-
муле A), но берётся он несколько меньше
расчётного для уменьшения габарита пара-
болы. Практически R = 250 -*• 300 мм в зави-

14
ПОЧВООБРАБАТЫВАЮЩИЕ МАШИНЫ
[РАЗД. IV
симости от ширины захвата предплужника. Вы-
лет параболы L = R A — sin f) — практически
110—140 мм. Высота вылета Н^ЬЬ Угол -\
лемеха с дном борозды больше угла f лемеха
корпуса на Д-f = 3—5°.
Конструкция предплужников для трактор-
ных плугов с шириной захвата корпуса Ь =
= 35 см изображена на фиг. 18. Размеры де-
талей предплужника и качество изготовления
их установлены • ГОСТ 2012-43. Стойки пред-
плужников изготовляют из полосовой стали
марки Ст. 6, размерами 50X20, 50x25 и 50 X
X 30 мм, соответственно захвату предплуж-
ника 18, 20 и 23 см.
-Ьг=228
ной установки ножа по отношению к корпусу
или предплужнику с учётом занятых мест на
раме плуга. Равнодействующая сил сопроти-
вления на диске ножа (для ножа D = 380 мм
при глубине его хода а2 = 12,5 см) при ра-
боте на дернине равна R = ЗОЭ кг (при а = 45°).
С увеличением диаметра ножа возрастает
вертикальная составляющая Ry, выталкиваю-
щая плуг вверх [17].
Конструкция дискового ножа изображена
на фиг. 20. Размеры деталей ножа и качество
\1ГТ
ж
Фиг. 17. Построение рабочей по-
верхности предплужника.
Дисковый нож. Дисковые ножи приме-
няются преимущественно в тракторных плу-
гах общего назначения. Оптимальные пара-
метры их (фиг. 19): диаметр ножа
E)
где а%= 12—13 см — глубина хода ножа,
До2 = 1—2 см — запас на микрорельеф поля
и dc«100 мм — диаметр ступицы; толщина
D
диска b zz- ^7^4 мм; угол заточки лезвия
15—20°; просвет /j между нижним концом
стойки и центром диска не менее 50 мм во
избежание сгребания растительных остатков;
проём / не менее 250 мм (при D^400 мм) и
раствор е вилки не менее 100 мм во избежа-
ние забивания землёй; длина /2 нижней части
стойки — минимально возможная, и изгиб ко-
лена стойки — под углом 90° для подъёма ножа
при пахоте на наибольшую глубину; длина /3
верхней части стойки — с запасом для опуска-
ния при работе на малой глубине; радиус г
колена стойки не менее 70 мм для нормаль-
Фиг. 18. Предплужник к плугу П-5-35.
их изготовления установлены ГОСТ 198-41 и
ГОСТ 1690-41.
Черенковый нож [26]. Черенковые ножи
применяются в конных плугах и тракторных
плугах специального назначения. Рациональ-
ные размеры их (фиг. 21): общая длина
sin p
'
длина лезвия
(б)
Fа)
где Н — высота нижней полки рамы или гря-
диля в месте крепления ножа над опорной
плоскостью плуга в мм; h — высота верти-
кальной полки рамы или грядиля в мм (для
конных плугов h = 40ч-50 мм)', а — расчётная
глубина пахоты в мм; Да — нецорез пласта в
мм (для конных плугов Ьа = 3d-7-40 мм); при
упоре ножа в нос лемеха, например, в кустар-
никовых плугах, конец лезвия располагается
ниже дна борозды на + Д а = 30ч-40 мм; р —
угол лезвия ножа с горизонтом (для конных
плугов р = 65—75°, при винтовых корпусах
р = 60°); Д/.—запас в длине ручки и Д!^ —

ГЛ. I]
ПЛУГИ ЛЕМЕШНЫЕ
15
запас в длине лезвия на микрорельеф поля и
на опускание при износе; для конных плугов
AL = 4Z.,s!l00 мм.
Расчётное удельное сопротивление k\ на
1 см глубины разреза для ножей с толщиной
спинки 10—17 мм составляет 5 кг/см, а сила
сопротивления на рабочей части лезвия Рх =
= k^i (приложена она на расстоянии ¦-¦ от
нижнего конца ножа). Кроме силы
Рх на бороздной щеке лезвия возни-
кает сила Ру, равная 0,5 Рх при от-
сутствии зазора между полевой ще-
кой и стенкой борозды и увеличи- f
вающаяся до Ру — 1,5 Рх при нали-
чии зазора [9].
Для ножей конных плугов приме-
няются профили 12x40, 14x40 и
16x45 мм. Нижний обрез спинки
Рама плуга
На раме тракторных плугов общего назна-
чения впереди каждого предплужника должно
быть предусмотрено место для крепления ди-
скового ножа с расположением центра диска
над носком лемеха предплужника, а на раме
или грядиле конных плугов — место для че-
ренкового ножа между корпусом и предплуж-
ником.
Высота плуга. Высота нижней кромки
«д рамы над опорной плоскостью
(У; корпуса должна составлять
Нха + Ь [22]. В висячих и
передковых плугах эта вы-
сота соответствует месту кре-
пления ножа. В плугах для па-
хоты на малые глубины, со-
г:
Фиг. 19. Основные размеры дискового ножа.
ножа следует делать по кривой небольшого
радиуса. Качество материала и качество из-
готовления ножей конных плугов устано-
влено ГОСТ 126-41.
Основные размеры схемы плуга. Рас-
становка корпусов. В тракторных и
конных рамных плугах ветви рамы для сосед-
них корпусов располагаются на расстоянии
принятой ширины пласта Ъ при ширине за-
хвата по лемеху Ь -f Ab (фиг. 22).
В продольном направлении корпусы рас-
ставляются так, чтобы нормаль к носу лезвия
лемеха проходила у кромки стойки впереди
идущего корпуса, т. е.
Для конных плугов с размерами пластов
аи = 13x20, 15x23 и 18x25 см можно при-
нять соответственно I = 450, 500 и 550 мм.
Для тракторных плугов с размерами пластов
аЬ = 18x25 (без предплужников), 25x30 и
27x35 (с предплужниками) — соответственно
/ = 550, 750 и 700 мм; для плугов с почво
углубителями это расстояние увеличивают до
/ = 800 мм. Расстояние между носками леме-
хов предплужника и корпуса по ходу плуга
должно составлять 250—300 мм.
Опорная плоскость корпусов
Фиг. 20. Дисковый нож к плугу П-5-35.
ответствующие узким пластам, полезно брать-
Н несколько больше a -j- Ъ\ в плугах же с ши-
рокими корпусами Н может быть меньше
а-\-Ь. Для различных конструкций конных плу-
гов рекомендуются значения Н, приведённые
в табл. 8 [26].
Применяемые значения Н для тракторных
плугов см. табл. 2. Для конных плугов основ-
ные размеры установлены ГОСТ 899-47, для
тракторных — ГОСТ 66-47.
Диаметр и расстановка колёс»
Диаметр бороздного колеса
D=-2(fl
+ г),
где а — глубина пахоты, Да — запас на микро-
рельеф поля, г — радиус ступицы.
Диаметр полевого колеса D\ = D для всех
плугов кроме конных передковых, для кото-
рых Dj = D — 100. Радиус ступицы г для кон-
ных плугов берут около 50 мм. Значения Да
для лёгких рамных однокорпусных плугов
25 мм, для рамных двухкорпусных 50 мм, для
передковых с высоким передком 75 мм.
В тракторных плугах полевое колеса
должно иметь силу сцепления с почвой, до-
статочную для действия автомата. У плугов

16
ПОЧВООБРАБАТЫВАЮЩИЕ МАШИНЫ
[РАЗД. IV
для глубины пахоты а = 18-*- 20 см диаметр
?>j следует брать не меньше 650 мм; это
определяет и минимальный диаметр борозд-
ного колеса D = 650 мм. У плугов для глу-
бины ата2Ъ см достаточны диаметры D —
ш. D\ = 700 мм.
Таблица 8
высота Н нижней кромки рамы и грядиля в месте
крепления ножа в конных плугах
Конструкция плуга
Висячий с высоким
грядилем
Передковый с высо-
ким передком....
Рамный одно- или
цвухкорпусный . . .
Н для пластов размером (в см)
13x23
13x20
375
35°
15X25
15X23
4оо
375
375
18x28
18x25
40о
40О
20X30
4<эо
4оэ
Положение бороздного колеса при работе
плуга ограничивается двумя пределами:
или
A0)
Дно борозды
Фиг. 21. Основные размеры черенкового ножа.
Диаметр заднего колеса, несущего в трак-
торных плугах значительную нагрузку, сле-
дует брать не меньше ZJ — 450 ч- 500 мм,
с углом наклона плоскости обода колеса к го-
ризонту 70—80°.
Расстояние между серединами ободов бо-
роздного и полевого колёс (фиг. 22) в рамных
плугах [26]
(9)
где п — число корпусов; Ъ — за-
хват корпуса по раме; АЬ =¦
= 25 мм — перекрытие между
соседними корпусами; ^ = 40 —
60 мм (конструктивный раз-
мер); &2 ~ ширина обода колеса
(для конных плугов Ь2 — 40 лш,
для тракторных — Ь2 —
= 80-Т-120 мм, в зависимости
от веса плуга); Ъь — конструк-
тивный размер (для конных
плугов #з~250 мм).
В продольном направлении
бороздное и полевое колёса
рамных плугов должны быть
по возможности отнесены на-
зад, куда таким образом сме-
щается центр тяжести плуга
(фиг. 22), в результате чего по-
вышается устойчивость в ра-
боте и транспорте.
Для достижения одинаковой
устойчивости плуга против
опрокидывания при поворотах вправо и влево
оси колёс в транспортном положении должны
сходиться на линии, перпендикулярной к на-
правлению движения плуга.
или
где
y)tga, (И)
tg«=-r.
Оси колёс следует располагать над рамой
во избежание её забивания.
В тракторных плугах колена осей перед-
них колёс располагаются впереди подшипни-
ков на раме, в конных плугах колено оси
бороздного колеса — впереди, полевого — по-
зади (для устойчивости).
Фиг. 22. Расстановка корпусов и колёс в рамных плугах.
Прицеп,
плугах
Длина прицепа в тракторных
H+a — h
L, —
Sin a
A2)

ГЛ. I]
ПЛУГИ ЛЕМЕШНЫЕ
17
здесь Н—высота серьги трактора над поверх-
ностью поля; а — максимальная глубина пахо-
ты; h — высота среднего отверстия в щеке
рамы плуга над опорной плоскостью корпу-
сов; а — угол тяги с горизонтом, определяе-
мыи соотношением tga = —, где / — проекция
расстояния от проекции центра тяжести плуга
на опорную плоскость до прицепа; среднее
значение ass 10° (фиг. 23).
В щеке рамы делают обычно 3—4 отвер-
стия через Aft — 50 мм друг от друга.
Для висячих и рамных конных плугов
(фиг. 24) высота h конца тяги упряжного крюка
при значении угла постромок а=20° и высоты
hmln и Лтах при значениях угла а соответ-
ственно 15° и 23° приведены в табл. 9 [26].
Таблица 9
Высота конца тяги упряжного крюка для конных
плугов
Максимальная
глубина пахоты
в см
13
15
i8
Висячие плуги
h
35O
375
365
280
305
295
Лтах
4оо
425
425
Рамные плуги
Л
275
Зоо
325
Лтт
2ОО
22O
24O
га ах
325
355
385
Проекция ц,т\
на опорную плоскость
С
Таблица 10
Расположение проекции на опорную плоскость
центра тяжести плуга относительно носка лемеха
Фиг. 23. Длина прицепа в тракторных плугах.
Разница между Л
длину / регулятора
и Л,
max - "mm определяет
для установки плуга на
различную глубину. Проекция центра тяжести
плуга на опорную плоскость (фиг. 24) распо-
лагается позади (+ ) или впереди (—) носка
лемеха (заднего в двухкорпусных плугах) в
пределах, указанных в табл. 10 [26].
Пределы регулировки упряжного крюка в
поперечном направлении, обеспечивающей
установку плуга на нормальный захват (фиг. 24),
приведены в табл. 11
[26].
Рекомендуемые па-
раметры расстановки
ручек конных плугов
(в мм) приведены в
табл. 12 [26].
В висячих и перед-
ковых плугах ручки
должны быть расста-
влены симметрично
относительно линии,
отстоящей на расстоя-
а
нии -~- от стенки бо-
розды, где а — глуби-
на пахоты.
Основные кине-
матические данные
подъёмных меха-
низмов тракторных
плугов [14, 21]. Ки-
нематические цепи
подъёмных механиз-
мов представлены на
схеме плуга (фиг. 25):
а) механизм полевого
колеса, состоящий из
рычажного или винтового механизма глу-
бины (/—3—4—5) для регулировки глубины
пахоты и внешнего механизма автомата
2 Том 12
Конструкция плуга
Висячие для пахоты
на глубину 13—18 см
Рамные однокор-
пусные рычажные на
глубину 13- 18 см . .
Рамные двухкор-
пусные с диферен-
циальным подъёмом
колёс на глубину
13—15 см
X В ММ
от
+ 15°
о
— IOO
до
+ 3оо
—150
200
у в мм
ОТ
5°
5°
12Э
ДО
7°
8о
(/—2—5—4) для перевода плуга из рабочего
положения в транспортное и обратно; б) меха-
низм бороздчого колеса, состоящий из меха-
Проекция ц. т.
на опорную плоскость
Фиг. 24. Основные размеры конного плуга.
низма связи (J—6—8—9) для передачи враще-
ния с полевой оси на бороздную при действии
автомата и из рычажного или винтового ме-

18
ПОЧВООБРАБАТЫВАЮЩИЕ МАШИНЫ
[РАЗД. IV
ханизма перекоса F—7—8—9) для регули-
ровки бороздного колеса относительно опор-
ной плоскости корпуса и для выравнивания
рамы; в) механизм заднего колеса, заключа-
ющий в себе механизм связи колеса с полевой
Таблица 11
Предел регулировки упряжного крюка
Конструкция плуга
Висячие
Рамные однокор-
пусные
Рамные двухкор-
пусные
ксималы^
бина пах
в см
5чз
& и. t»
13
15
i8
13
15
18
13
15
У
в мм
5°
бо
7°
5°
6о
7°
125
*
еп
в мм
5°
5°
75
75
75
-IOO***
-IOD***
*
в мм
J35
145
130 **
180
205
155**
275 **
325**
полного транспорта должна составлять hm&x =
= 200-г-250 мм (для лемеха заднего корпуса
не менее h — 200 мм). Длина колена полевой
оси (фиг. 26)
г max 1 "max ..,.
L.fi — , (I4)
COSY2 — COSYj
где amax — расчётная глубина пахоты; fr и
12 — углы колена оси с вертикалью в рабочем
Таблица 12
Расстановка ручек конных плугов
* При одноконной запряжке е для хода лошади
полем, eg — для хода лошади бороздой. При пароконной
запряжке одна лошадь идёт полем, другая — в борозде.
** Для пароконной запряжки при длине ваги » 800 мм.
*** Вправо от полевой стороны заднего корпуса.
осью A—10—Л—12), и собственно механизм
колеса A2—13—14—15) для подъёма задней
части плуга в транспортное положение при
действии автомата. Эти механизмы могут
Конструкция плуга
Висячие для максималь-
ной глубины пахоты:
13 см
15 „
18
Передковые
Рамные одно- и двух-
корпусные ........
Высота ручек
Н в мм
8оо
8jo *
700
Расстояние
.между ручка-
ми L в мм
боо
боо
Одна
оучка
Вынос ручек
назад от кон-
ца полевой до-
ски Т в мм
45°
5°°
62.5
5°°
45°
* С регулировкой 700-900.
и транспортном положении. Угол fi не сле-
дует брать более 100—105°, так как переход
колена за горизонтальную линию вверх утя-
желяет работу винта или рычага и автомата;
угол y2 не следует брать менее 25° во избе-
жание подкатывания колеса назад и поломок
плуга. Величину кривошипа берут г ~ 0,5 «тах,
шатуна — I =3 2 а^^. При вхождении ролика
Ю
и
Фиг. 25. Схема подъёмных механизмов полевого, борозд-
ного и заднего колёс тракторного плуга.
представлять собой как разомкнутые (за
исключением механизма связи заднего колеса),
так и замкнутые кинематические цепи.
В тракторных плугах для полевого и бо-
роздного колёс предпочтительно применение
винтовых механизмов, наиболее удобных и
лёгких в действии. Из числа существующих
автоматов муфтовых (ячеистых и храповых)
вращательного и колебательного типа; рееч-
ных и крючковых наиболее просты и надёжны
в работе открытые храповые автоматы.
Механизм пол е в о го колеса. Высота
подъёма лемехов над поверхностью поля для
рычага включения в гнездо А на диске авто-
мата в рабочем положении, кривошип г дол-
жен перейти за мёртвое положение на угол
i1 = 2-f-9°; в транспортном положении ролик
должен входить в гнездо В при угле криво-
шипа с шатуном <р2 = 14 -^ 18°. В рычажном
механизме полевого колеса (фиг. 27) расстоя-
ние между шарниром рычага и шарниром
шатуна в рычаге принимают гр = 0,5 «тах,
длину рычага Z.^ = 1600 ч-1700 мм, угол
^^75°, высоту рукоятки рычага над поверх-
ностью поля Нр^. 1800 мм. Расстояние от
центров подшипников полевой оси до центро-

ГЛ. I]
ПЛУГИ ЛЕМЕШНЫЕ
19
вой линии рамы берётся обычноКп — 70^-80мм
над рамой (фиг. 26) или под нею (фиг. 27).
В открытом храповом автомате (фиг. 28)
рабочая грань зуба храповика должна соста-
влять угол а<^90° с линией, соединяющей
Поверхность
Механизм бороздного колеса.
Рычажные механизмы бороздного колеса (как
замкнутые, так и разомкнутые) бывают обычно
двухосными; винтовые замкнутые механизмы —
двухосными и одноосными, разомкнутые —
только двухосными. На фиг. 32
представлена схема простей-
шего винтового замкнутого
двухосного механизма борозд-
ного колеса пятикорпусного
плуга (механизм связи 1—2—
3—4 и механизм перекоса 2 —
винт — 3—4).
При переводе плуга в транс-
портное положение механизм
связи должен обеспечить го-
ризонтальность рамы. При этом
нижние точки ободьев полевого
и бороздного колёс оказыва-
ются на одинаковом расстоя-
нии от плоскости рамы. Допу-
стимый перекос Л составляет
от ± 30 до ± 40 мм (фиг. 32).
Основные кинематические
требования к механизму пере-
коса: действие его не должно
передаваться на механизм по-
левого колеса; при подъёме
полевого колеса на <zmax подъём
бороздного колеса над опор-
ной плоскостью корпусов дол-
2
Дно борозды
Фиг. 26. Схема подъёмного механизма полевого колеса плуга П-5-35.
.^ 2
жен составлять h ^-5- amax-
о
опускание бороздного колеса
ниже опорной плоскости кор-
середину С этой грани с центром О вращения
собачки. Обычно угол а берут несколько
меньше 90°. Диаметр начальной окружности
храповика определяется диаметром сечения
пусов —
о
Для упрощения схемы и унификации раз-
меров деталей механизмов бороздного и по-
левого колёс следует брать Db — Dn и /С6 =
Поверхность поля
Фиг. 27. Основные размеры рычажного
механизма полевого колеса плуга П-5-35.
оси колеса и конструкцией храповика (в плуге
П-5-35 D = 135 мм). Вылет собачки rc^\,2bR,
длина линии центров /«1,5/?, где R — радиус
начальной окружности храповика. Образцовые
конструкции винтового подъёмного механизма
полевого колеса и храпового автомата изо-
бражены на фиг. 29 и 30; основные размеры
храпового автомата и технические условия
его изготовления установлены ГОСТ 2964-45.
Конструкция полевого колеса и соединение
его с храповым автоматом изображены на
фиг. 31.
Фиг. 28. Основные размеры храповика и собачки храпо-
вого автомата.
= Кп (фиг. 32). Условия, чтобы плуг в транс-
портном положении не имел перекоса:
(cos 82 — cos 8J = ht
A4)

20
ПОЧВООБРАБАТЫВАЮЩИЕ МАШИНЫ
[РАЗД. IV
Фиг. 29. Винтовой подъёмный механизм полевого колеса
плуга П-5-35.
Фиг. 30. Храповой автомат плуга П-5-35.

ГЛ. 1]
ПЛУГИ ЛЕМЕШНЫЕ
21
Фиг. 31. Полевое колесо плуга П-5-35.
Поверхность1
Центровая
\j \ Дно борозды /
Фиг. 32. Схема подъёмного механизма бороздного колеса плуга П-5-35.

22
ПОЧВООБРАБАТЫВАЮЩИЕ МАШИНЫ
[РАЗД. IV
ИЛИ
COS йх = COS 62
Если хорды 2—2' и 3—3' лежат на одной
прямой или параллельны, то
sin
sin
— 82'
A5)
где
определяется из выражения cosy1 =
D5
Кп "max ~~ ~2~
1 a ^ следует брать
я
в пределах 10U — 200 мм.
Механизм заднего колеса. Основ-
ные кинематические требования к механизму
заднего колеса: механизм связи 1—10—11—12
должен приводить в действие собственно
задний механизм 12—13—14—15 лишь при
включении автомата; опускание нижней точки
обода заднего колеса по отношению к опор-
ной плоскости заднего корпуса (при положе-
нии полного транспорта) должно составлять
hmax = 200 мм; ось колеса должна быть жёст-
кой при работе плуга и поворотной в транс-
порте.
Конструкция механизма заднего колеса
изображена на фиг. 34, конструкция колеса —
на фиг. 35.
Фиг. 33. Винтовой подъё'мный механизм
бороздного колеса плуга П-5-35.
Длина шатуна механизма связи для слу- ТЯГОВОЕ СОПРОТИВЛЕНИЕ
чая, когда хорды 2—2' и 3—3' лежат на И РАСЧЁТНЫЕ НАГРУЗКИ НА ПЛУГ
одной прямой, И ЕГО УЗЛЫ
Тяговое сопротивление. Простейшая фор-
A6) мула тягового сопротивления плугов:
f
и для случая параллельности хорд
где k — удельное сопротивление почвы в
кг /см?; а — глубина пахоты
в см и b — ширина захвата
— п
A7)
где т — заданное расстояние между центрами
осей полевого и бороздного колёс и п — рас-
стояние между параллельными хордами 2-2'
и 3—3'.
Угол балансира 1—2 с осью полевого ко-
леса для винтового механизма при установке
колеса на ат~.
плуга в см. Удельное сопро-
тивление лёгких почв 0,2 —
0,3 кг/см2, средних — 0,4 —
0,5 кг/см2, тяжёлых —0,6—0,8 кг/см2 и очень
тяжёлых 0,8 — 1,5 кг/см2.
Развёрнутая формула тягового сопротивле-
ния плугов акад. Горячкина [6]:
= fG -H kab
кг,
A8)
= 180° ±? —
Т1 + Т2
2
и угол балансира 3—4 с осью бороздного колеса
а2 = 180 ±2® ^—
(+ <р, если угол ср выше горизонтали; —ср,
если угол ср ниже горизонтали, как на фиг. 32).
Конструкция винтового подъёмного меха-
низма бороздного колеса изображена на
фиг. 33.
Для унификации деталей конструкцию
бороздного колеса рекомендуется осуще-
ствлять аналогично полевому.
где /— коэфициент протаскивания плуга в
открытой борозде или близкий к нему коэ-
фициент трения почвы но металлу; О—вес
плуга; ? = 2000 кг/м2 для лёгкой почвы,
4000 kzjm? — для средней, 6000 кг\мг — для
тяжёлой и от 6000 до 10 000 кг/м% — для
очень тяжёлых почв; аЬ — сечение пласта вм2;
е = 300-г-1000 кгсек-JM*) v — скорость дви-
жения плуга в м\сек.
Первый член формулы A8) выражает сопро-
тивление плуга протаскиванию, второй — со-
противление почвы при отрезании пласта и
его деформации, третий — сопротивление от-
брасыванию пласта в сторону.

ГЛ. 1]
ПЛУГИ ЛЕМЕШНЫЕ
23
При рабочей скорости современных трак-
торов v = 1,2 ч-1,4 м\свк последний член
формулы, дающий 4 — 5% от Р, можно при
расчётах опускать. С повышением рабочей
Максимальное тяговое сопротивление трак-
торных плугов, поданным М. Л. Гусяцкого [8],
зависит от числа корпусов в плуге: для
двухкорпусного Ртах ^ 2Р, трёхкорпусного
Ршах ^ 1,9Р, четырёхкор-
пусного Ршаз;-^ 1.8Ри пяти-
корпусногоРтах<! 1,5Р, где
Р = nkab—среднее тяговое
сопротивление для п кор-
пусов.
Б. П. Шитт [22] предла-
гает вычислять расчётную
нагрузку на плуг по фор-
муле
= (n + \)kab,
где Р\ — среднее тяговое
сопротивление одного кор-
пуса и п — число корпусов
в плуге.
Из этих нагрузок можно исходить при
расчёте рамы, прицепа и предохранителя
тракторных плугов общего назначения, полагая
" для Р, по Гусяцкому, и 1гя:0,7кг1см2
ДЛЯ Pj, ПО ШИТТ.
Наиболее опасный случай нагрузки на
корпусе возникает тогда, когда один из кор-
пусов встретит препятствие в почве. Тогда
t
Фиг. 34. Подъёмный механизм заднего колеса плуга
П-5-35.
скорости тракторов, а следовательно, с воз-
растанием последнего члена рекомендуется
трёхчленная формула.
Тяговое сопротивление тракторных плугов
при перекатывании определяют по формуле
Pj = @,15 -т- 0,20) G, где G — вес плуга [27].
Вес плугов. Ориентировочный вес плугов
по формуле акад. Горячкина: G = Go + zab;
для конных плугов G0=10s-40/c2 и а =
= 6-5-10 кг/дм, для тракторных — С?о =
= 150 -г- 200 кг и а = 15 -*- 20 кг/дм* ab —
поперечное сечение пласта в дм2 [6].
Вес на 1 см захвата лёгких тракторных
плугов общего назначения составляет 4—5,
средних — 5 — 6 и тяжёлых — 6 — 7 кг/см.
Для устойчивости конного плуга в верти-
кальной плоскости вес его должен составлять
G^P/З. Вес тракторного плуга должен рас-
пределяться между опорными точками так:
на полевое колесо должно передаваться
30—350/oG, на бороздное — 35-400/0 G и на
заднее — 30 — 35% G. Для двух- и трёхкор-
пусных плугов давление на полевое колесо
может быть несколько меньше 30% G.
Расчётные нагрузки на плуг и его узлы
Фиг. 35. Заднее колесо плуга П-5-35.
Расчётная нагрузка Ртах на конный плуг = Я_„ —/>, (я — 1), где Р
принимается равной Ртах = 2Р = 2kab.
на нём сосредоточено сопротивление Р^ =
расчётное
— среднее
тяговое сопротивление плуга,

24
ПОЧВООБРАБАТЫВАЮЩИЕ МАШИНЫ
[РАЗД. IV
тяговое сопротивление одного корпуса ил —
число корпусов в плуге. Ближе к действи-
тельному максимальному сопротивлению будет
условная нагрузка Pfczzkab при k -— 1 кг/см2.
Тогда для корпусов в плугах общего назна-
чения при сечении пласта на один корпус
аЬ = 27 X 35, 25 X 30, 20 X 30, 18 X 25 см* со-
ответственные нагрузки составляют Рц — 1000,
750, 600, 500 кг. Прикладывать эту нагрузку
следует у носа лемеха, отклоняя её от пер-
пендикуляра к лезвию на угол трения <р.
Расчётная нагрузка на предплужник опре-
деляется по формуле Рп = ka{bi, где k =
= 0,8 кг/см2 (на дернине); аг = 12 см при
расчётной глубине плуга а > 20 см и а^ =
= 10 см при а <!20 см; Ьг — ширина захвата
предплужника. Эту нагрузку прикладывают
на у2 длины лезвия лемеха от носка с откло-
нением на угол ср трения от перпендикуляра
к лезвию.
Для предохранения тракторных плугов от
поломок вследствие перегрузки применяются
пружинные предохранители в прицепе. При
перегрузке плуг автоматически отцепляется
от трактора. Кроме того, пружинные предо-
хранители служат модераторами тяги, смягчая
резкие колебания тягового сопротивления
плуга.
При расчёте ответственных деталей плуга
на прочность рекомендуется брать допуска-
емые напряжения с двойным запасом проч-
ности.
КУЛЬТИВАТОРЫ
ТИПЫ КУЛЬТИВАТОРОВ
Культиваторы различают: а) по виду
тяги — тракторные (прицепные и навесные),
конные (с сиденьем и без сиденья), ручные;
б) по назначению — универсальные, пропаш-
ные и для сплошной обработки.
В СССР получили распространение уни-
версальные культиваторы тракторной и кон-
ной тяги, обеспечивающие выполнение между-
рядной и сплошной обработки.
Для сплошной обработки в СССР произво-
дятся чизели, штанговые, ротационные и пру-
жинные культиваторы. Отечественные конные
многорядные культиваторы выпускаются без
сиденья вследствие сложности конструкции
культиваторов с сиденьем и их несоответствия
тяге парной упряжки.
Тракторные универсальные культиваторы
изготовляют в СССР прицепными с ручным
подъёмным механизмом. Навесные культива-
торы применяются главным образом для
междурядной обработки поливного хлопчат-
ника в Средней Азии.
Вообще же в развитии культиваторострое-
ния проявляются тенденции к увеличению
выпуска навесных культиваторов и внедрению
их в обработку других культур. Это стиму-
лируется появлением тракторов с гидравли-
ческими подъёмниками и регулирующими
механизмами, упрощающими управление
культиватором и позволяющими значительно
уменьшить его вес за счёт устранения колёс,
рычагов, автоматов и т. п.
В табл. 13 приведена характеристика основ-
ных типов культиваторов, выпускаемых оте-
чественными заводами.
РАБОЧИЕ ОРГАНЫ, ПОДЪЁМНЫЕ
МЕХАНИЗМЫ И ОРГАНЫ УПРАВЛЕНИЯ
Рабочие органы. Лапы — детали культи-
ваторов, производящие рыхление почвы и уни-
чтожение сорной растительности.
По назначению и по форме различают
(ГОСТ 1343-41):
а) лапы полольные (односторонние плоско-
резные, стрельчатые плоскорезные и универ-
сальные);
б) лапы рыхлительные (долотообразные,
оборотные и копьевидные);
в) корпусы окучивающие (ГОСТ 1958-43)
и бороздорежущие.
В табл. 14 (фиг. 36—42) приведены раз-
меры основных типов лап, применяемых на
культиваторах отечественного производства.
Лапы типоразмеров /, 2, 3 применяются в
тракторных прицепных и конных культиваторах,
лапа типоразмера 4 — в навесных. Лапы исполь-
зуются при прореживании культурных ра-
стений и при первых междурядных обработках
на глубину до 6 см при малых защитных зонах.
Лапы ск2^>С0мм подвержены забиванию су-
хими растительными остатками. Наклонное лез-
вие лап воспринимает выталкивающеедавление
почвы, поэтому они заглубляются хуже стрель-
чатых. Неуравновешенное боковое давление
препятствует использованию лап на индиви-
дуальных поводках.
Лапы 5, 6, 7 применяются в тракторных
прицепных и конных культиваторах; лапы 8
и 9—в навесных культиваторах. Лапы харак-
теризуются малым углом крошения Р; исполь-
зуются в комплекте с односторонними лапами
и в случаях, когда требуется небольшая глу-
бина обработки D—5 см) и наименьшее сме-
щение почвы. Лапы наиболее распространены
в овощных и свекловичных хозяйствах.
Лапы 10, 11 и 12 применяются в трактор-
ных прицепных культиваторах; лапа 13— в чи-
зелях. Одновременно с подрезанием сорняков
лапы производят рыхление почвы применяются
для обработки паров и междурядной обработки
зернопропашных культур на глубину до 10 см.
Геометрическое отличие от плоскорезных лап
заключается в углах раствора (¦{), углах кро-
шения @) и ширине крыльев.
Лапы 14 и 15 применяются в тракторных
и конных культиваторах для рыхления почвы
на глубину до 15 см без выворачивания влаж-
ной почвы на поверхность; наибольшее рас-
пространение они имеют в свекловичных хо-
зяйствах. Американские лапы этого типа
снабжаются сменным наконечником.
Лапы 16, 17 и 18 прикрепляются к жёстким
или пружинным стойкам. Лапа 16 на жёсткой
стойке используется в чизель-культиваторах
для сплошной обработки почвы перед посе-
вом, лапа 17 — в навесных культиваторах для

ГЛ. I]
КУЛЬТИВАТОРЫ
25
Таблица 13
Характеристика основных типов культиваторов
Тип культиваторов
Тракторные
Конные
| Ручные
Универ-
сальные
Пропаш-
ные
Для
сплошной
обработки
Универ-
сальные
Пропаш-
ные
Для
сплошной
обработки
Прицеп-
ные
Навесные
Чизели
Штанго-
вые
Одноряд-
ные
Многоряд-
ные
Окучники
Пружин-
ные
Ротацион-
ные
Полольники-рыхли-
тели
Марка
КУТС-4,2
КУТС-2,8
кд
КЕ
ск
ШК-24
КОКС-0,7
КРК-С
ОРВ
КП-0,7
MB
КР-0,4
Ширина за-
хвата в м
при сплошной
обработке
4,2
2,8
—
2,6
2.5
7.4
°.7
i>5
-
о,?
2,1
™
при ме-
ждурядной
обработке
3,5—4.2
2,4—2,8
2,8
—
—
-
о,45—о,9
1,8—2,1
о,4—о,8
—
-
о, 4
Глубина обработки
в см
б—16
6—16
8-15
8-22
8—22
IO
6-15
6-15
12
10—12
8—ю
4-6
Вес
в кг
650—700
45°—5°°
74°
5бо
боо
И5О
4°
2ОО
С колесом
27; без
колеса
22
8о
33°
9
Тип рабочих
органов
Лапы по-
лольные и
рыхлитель-
ные, корпусы
окучивающие
и бороздоре-
жущие
Лапы рых-
лительные и
полольные
Штанга
квадратная
Лапы по-
лольные и
рыхлитель-
ные, корпусы
окучивающие
и бороздоре-
жущие
Корпус
окучивающий
Лапы рых-
лительные на
пружинной
стойке
Диски
игольчатые
Лапы по-
лольные и
рыхлите ль-
ные
Назначение культиватора
Междурядная обработка
зернопропашных культур
и сплошная обработка
Междурядная обработка
свеклы и картофеля,
сплошная обработка
Междурядная обработка
хлопчатника в поливных
районах
Глубокое рыхление
перед посевом
Глубокое рыхление
межствольных и при-
ствольных полос в садах
Борьба с сорняками на
парах
Междурядная обработка
пропашных культур и
сплошная обработка
Междурядная обработка
пропашных культур и
сплошная обработка меж-
ствольных полос в садах
и полезащитных наса-
ждениях
Окучивание растений и
образование борозд на
обработанных почвах
Борьба с корневищными
сорняками и предпосев-
ное рыхление
Разрушение корки и
удаление молодых сорня-
ков после посева
Междурядная обработка
рыхления междурядий хлопчатника; лапа 18
на пружинной стойке применяется для вычё-
сывания корневищных, многолетних сорняков
при сплошной обработке; по качеству рыхле-
ния она уступает лапе на жёсткой стойке, так
как даёт неравномерную глубину обработки.
Нормальная глубина работы рыхлительных
оборотных лап 10—12 см.

.26
ПОЧВООБРАБАТЫВАЮЩИЕ МАШИНЫ
[РАЗД. IV
Лапы 19 применяются на навесных куль-
тиваторах в условиях поливного земледелия
Средней Азии для рыхления почвы после по-
лива на глубину до 12 см и уничтожения
корнеотпрысковых сорняков. При хорошем
рыхлении эти лапы в меньшей мере, чем обо-
ротные, оборачивают пласт и меньше сме-
щают его в сторону.
лапами переднего и заднего рядов. При мень-
шей ширине возможно забивание лап вслед-
ствие большого количества стоек. Лапы с
femin = 2с применяются только для прорежива-
ния растений в рядах и прополки узких между-
рядий.
Угол раствора полольных лап 2-у зависит
от вида почвы и составляет для песчаных
¦Фиг. 36. Односторонние плоскорезные Фиг. 37. Стрельчатые плоскорез- Фиг. 38. Стрельчатые универсаль-
лапы. ные лапы. ные лапы.
Лапы 20 и 21 служат для окучивания ра-
стений при междурядиях шириной до 900 мм
и для нарезки поливных борозд; нормальная
глубина работы лап—12 см.
Максимальная ширина захвата полольных
лап bmax по соображениям жёсткости берётся
i_
Фиг. 39. Рыхлительные доло-
тообразные лапы.
почв 75—80°, переходных 60—65°, чернозём-
ных 55—60°. Для получения малых перекрытий с
целесообразно применение наибольших значе-
ний угла 2-у, допускаемых условиями работы,
при которых обеспечивается скользящее реза-
ние сорной растительности без обволакивания
и залипания лезвия. Предельные значения 2^ —
?0° и 80°; дальнейшее уменьшение угла 2-^
повышает процент неподрезанных сорняков;
с увеличением угла 2-f возникает залипание
лезвия и сгруживание почвы. Угол раствора
рыхлительных лап выбирается независимо от
вида почвы и составляет 2-[ = 60 -j- 70°.
Фиг. 40. Рыхлительная оборотная лапа.
Фиг. 41. Рыхлительная копьевидная
лапа.
не более 400 мм для стрельчатых лап и
200 мм — для односторонних лап. Лапы боль-
шего захвата, не имея достаточной жёсткости,
дают неровное дно борозды и плохо заглуб-
ляются.
Минимальная ширина захвата стрельчатых
и односторонних лап определяется из условия
Amin > Зс, где с — величина перекрытия между
Угол крошения C для плоскорезных лап
берётся в пределах 10-18°. Дальнейшее уве-
личение угла |i для лап, работающих на глу-
бине 4—5 см, вызывает смещение почвы и
оголение дна борозды. Для универсальных
лап ft = 23-г- 30°.
Ширина крыла плоскорезных лап в целях
наименьшего смещения почвы выбирается

ГЛ. I]
КУЛЬТИВАТОРЫ
27
минимальной. При установленных значениях
угла 3 ширину крыла Ь\ (исходя из условий
прочности) следует брать 40— 60 мм; Ъ% — 2/3 Ъ\.
Форма лап должна быть обтекаемой, без
вогнутостей и граней на рабочей поверхности,
которая должна
-к —i /~\ Г шлифоваться на-
ждачным камнем.
Основной мате-
риал для лап —
сталь 65Г и 70Г
поГОСТВ-1050-41.
Отвал и крылья
отвала окучиваю-
щего корпуса дол-
жны быть изгото-
влены из стали не
ниже марки Ст. 5,
а-лемех — из стали
не ниже Ст. 6 по
ГОСТ380-41. Рых-
лительные долото-
образные лапы из-
готовляются из ста-
ли марки М Ст. 5
и М Ст. 6 по ГОСТ 380-41.
Термическая обработка (закалка и отпуск)
режущих кромок лап (на ширину 25 — 40 мм)
Т
Фиг. 42. Корпусы окучива-
ющие.
лап не должна превышать 0,5 мм, рыхлитель-
ных — 1 мм.
Способ крепления лап к стойкам обусло-
вливается количеством типов и размеров лап,
входящих в нормальный набор данного куль-
тиватора. Лапы универсальные и рыхлительные
имеют разъёмное соединение с жёсткой или
Контур лезвия
до заточки
Фиг. 43. Заточка полольных лап.
пружинной стойкой. Лапы плоскорезные из-
готовляются с неразъёмным креплением на
индивидуальных стойках. Односторонние лапы
прикрепляются к стойке под углом 2—3° к
направлению хода (для устранения трения
щитка о стенку борозды), вследствие чего
захват их увеличивается.
Стойки служат для крепления лап к
раме или грядилю культиватора.
Основные размеры стоек приведены в
табл. 15 (фиг. 44—49).
Таблица 14
Тип лап
Односторонние пло-
ек орезные
Стрельчатые плоско-
резные
Стрельчатые уни-
версальные
Рыхлительные доло-
тообразные
Рыхлительные обо-
ротные
Рыхлительные
копьевидные
Корпусы окучиваю-
щие
№ фигур
3*
37
38
39
4°
41
42
Размер
№ типо-
размеров
i
2
3
4
5
6
8
9
ю
II
12
13
14
15
16
17
18
19
2О
21
основных типов культиваторных лап
Основные размеры
b
8i
132
156
182
145
180
260
150
33°
220
270
385
300
20
20
47
5°
5°
150
300—500
330- 48°
0
4
5
5
5
3
4
4
4
5
4,5
5
1
12
IO
IO
6
6,7
7
—
172
172
172
192
Mill
61
61
61
84
442
250
2^3
136
202
ЗОО
ft,
35
35
35
154
13
14
14
17,5
27
Mil
-
—
-
207
190
k
18,6
19-4
19.4
34
88
75
106
1 1 1 1
205
no
—
-
180
40
5°
50
83
37
43
38
55
82
54
54
54
5°
45
35
43
45
-
150
230
34
42
40
5°
19
27
38
38
33
31
31
5°
-
—
-
-
R
20
20
20
35
Mill
225
225
225
180
25°
123.5
190
228
266
232
320
296
a
23^14'
23°I4'
23°14'
35°
1 1 1 1 1
16°
16°
160
8°зо'
—
E
29°
35
P
15°
15°
I5o
18°
18°
18°
28°
28°
28°
23°
E
-
35 20'
36°
T
30°
30°
28°
35°
35°
32°3°'
32°3°'
-
35°
22°
35°
31°
26°
30°
производится до твёрдости в закалённой зоне
350—500 единиц по Бринелю, в незакалённой
зоне — не более 350 единиц по Бринелю.
Заточка лап производится сверху под углом
8—10° (фиг. 43); толщина лезвия полольных
Для паровых культиваторов наиболее про-
стой и рациональной является стойка, изобра-
жённая на фиг. 46.
Профиль стойки характеризуется вылетом /
и очертанием кривой радиуса R.

28
ПОЧВООБРАБАТЫВАЮЩИЕ МАШИНЫ
[РАЗД. IV
Оптимальное значение вылета 200— 250 мм
(по опытам ВИСХОМ). Стойки с уменьшенным
вылетом скорее забиваются сорняками. Уве-
личение / против указанных размеров, отри-
Фиг. 44. Стойка для
плоскорезной односто-
ронней лапы.
Фиг. 45. Стойка для
плоскорезной стрель-
чатой лапы.
Фиг. 46. Стойка универ-
сальная простая.
Фиг. 47. Стойка уни-
версальная с башма-
ком.
Фиг. 48. Жёсткая стой-
ка для рыхлительных
цательно сказываясь на прочности, не умень-
шает забиваемость. Радиус кривизны R не
следует брать менее 100 мм. Резкие переходы
в профиле стойки способствуют нависанию
сорняков. Не следует
придавать стойке ноже-
видную форму; это также
способствует нависанию
сорняков.
Оптимальная высота
стойки Н, определяемая
из условий прочности
и незабиваемости сорня-
ками, находится в преде-
лах 400—450 мм.
Поперечное сечение
стоек обычно прини-
мается прямоугольным с
соотношением сторон
3.- -1
Ь ~ 3 *
Основной материал
для изготовления жёст-
ких стоек — сталь марок
Ст. 5 и Ст. 6 по ГОСТ
380-41. Стойки для пло-
скорезных лап изгото-
вляют из ковкого чугуна
не ниже марки КЧ 35-4
по ГОСТ 1215-41. Пру-
жинные стойки изгото-
вляют из стали марок 65Г
и70Гпо ГОСТ В-1050-41
и подвергают термиче-
ской обработке (закалке
и отпуску) до твёрдости
350—450 единиц по Бри-
нелю.
Таблица 15
Фиг. 49. Пружинная стойка для
рыхлительных лап.
Основные размеры стоек культиваторных лап
Тип стоек
Стойки для пло-
скорезных лап
Стойки универ-
сальные
Стойки для рых-
лительных лап
односторон-
них
стрельчатых
простые
с башмаком
жёсткие
пружинные
№
фигур
44
45
Ф
47
48
49
Размер в мм
1
I2O

2О5
2О5
2бо
230 -з°°
1бо
1бо
155
Я
335
37°
335
37°
4оо
480-550
480
47°
4бо
R
—
-
169
169
23°
2бо
35°
234
абб
«X»
1°Х35
"Х45
i°X35
«Х45
НХ45
-
25X5°
22X6°
7X4°
d
—
—
-
-
—
Зб
—
-
Применяется для
культиватора
(табл. 13)
КОКС-0,7
КРК-С
КУТС-4,2
КУТС-2,8
КОКС-0,7
КУТС-2,8
КУТС-4,2
КУТС-2.8
кд
КЕ
ск
КУТС-4,2
КУТС-2,8
КП-0,7
лапы
(табл. 14)
1,2
I. 2, 3
5. б и 7
5
IO, II И 12
4, 8, 9. 17 ц 19
1б
18

ГЛ. I]
КУЛЬТИВАТОРЫ
29
Системы крепления рабочих
органов к основной раме. Рабочие
органы (лапы со стойками) крепятся к раме
культиватора жёстко или с помощью шарнир-
ных грядилей.
Основные способы крепления и условия
заглубляемости рабочих органов отражены
в табл. 16 (фиг. 50 — 57).
Таблица 16
Основные способы крепления и условия заглубляе-
мости рабочих органов культиваторов
Система кре-
пления
Жёсткая
1 Шарнирная
В ручных
орудиях с
опорным ко-
лесом ....
В однокон-
ных орудиях
с опорным
колесом . . .
В парокон-
ных орудиях
с передком .
В -трактор-
ных двухко-
лёсных ору-
диях
Индивиду-
ально-повод-
ковая ....
Секционная
(одношарнир-
ная)
Секционная
(многошар-
нирная) . . .
Поперечно-
рамочная . .
№ фи-
гур
5°
51
52
53
54
55
56
57
Н
В М?
2IO—240
IjO—22O
25О—ЗОО
55°—б5°
55о—7оо
8оо—оо°
й =
= i6o—200
700 ¦—800
а
В
град.
4°—45
65—7°
65-7O
65—75
4О—бо
25-4°
65-70
45—5°
Условие за-
глубляемости *
Gx + Pk > RH
Gx — Pk>RH
Gx > RH
Gx > RH
Gixl > R,H
Go*, > RaH
Gx + Pk>RH
01 >Rh
Gx > RH
* P — сила тяги, R—сопротивление почвы, G вес
системы.
Применение и характеристика систем кре-
пления:
Фиг. 50 — в ручных пропашных культива-
торах с шириной захвата до 0,4 м. При не-
постоянном сопротивлении почвы R заглубле-
ние регулируется изменением давления на
рукоятки.
Фиг. 51 — в однорядных пропашных куль-
тиваторах и в окучниках с шириной захвата
до 0,7 м. При малом весе G устойчивость
глубины хода должна обеспечиваться доста-
точной длиной грядиля (расстояние х) и мини-
мальной величиной плеча k (обычно регули-
руемой). Для уменьшения дополнительного
нажима на рукоятки при возрастании R си-
стема должна обеспечивать заглубление при
#тах- Для предотвращения излишнего заглу-
бления лап (при уменьшении /?) в культива-
торах применяются ограничитель глубины —
полозок, в окучниках — пятка.
Фиг. 52— в конных культиваторах с рыхли-
тельными лапами на пружинных стойках
с шириной захвата В до 1,3 м. При недоста-
точном заглублении вес G увеличивается до-
полнительным грузом; ограничителями избы-
точного заглубления служат задние колёса.
При данной системе ко-
пировка рельефа рабо*
Фиг. 50. Жёсткая система крепления рабочих органов
в ручных культиваторах с опорным колесом.
чими органами и равномерность глубины за-
висят от положения рамы, определяемого
положением опорных колёс.
Фиг. 53 — в тракторных культиваторах
глубокого рыхления — чизелях. Система ха-
Фиг. 51. Жёсткая система крепления рабочих органов
в одноконных культиваторах с опорным колесом.
рактеризуется плохой устойчивостью глубины;
глубина изменяется в зависимости от положе-
ния рамы, опирающейся на два колеса и при-
цепную скобу трактора. Наибольшая ширина
захвата орудия В = 2,5 м. Культиваторы
с ббльшей шириной захвата даже на ровных
площадях работают плохо. При недостаточном
заглублении вес G увеличивается дополни-
тельным грузом.
Фиг. 54 — в культиваторах для сплошной
и междурядной обработки почвы. Обеспечи-
вает хорошую поперечную копировку рельефа,
но вследствие радиального крепления повод-
ков угол вхождения лапы в почву постоянно
меняется, что даёт переменное качество обра-
ботки. Для уменьшения этого недостатка по-
водки делают значительной длины (до 1300—
1500 мм). Но большая длина поводков является
причиной плохой устойчивости лап в горизон-
тальной плоскости. При длинных поводках
требуется увеличение перекрытий и защит-
ных зон, установка односторонних лап невоз-
можна. Большое количество поводков затруд-
няет расстановку лап на различные междуря-
дия, поэтому система применяется преиму-
щественно в культиваторах сплошной обра-
ботки с универсальными и пружинными
лапами. Недостаток веса Gt и G2 для заглуб-

30
ПОЧВООБРАБАТЫВАЮЩИЕ МАШИНЫ
(РАЗД. IV
ления восполняется дополнительными гру-
зами или нажимом пружинами; ограничите-
лями заглубления являются упоры на нажим-
ных штангах. Для соблюдения постоянной
небольшой глубины на поводок впереди лапы
Фиг. 52. Жёсткая система крепления ра-
бочих органов в пароконных культивато-
рах с передком.
устанавливается каток или полозок (в свекло-
вичных и овощных культиваторах).
Фиг. 55 — в советских навесных и в аме-
риканских конных пропашных культиваторах
с сиденьем. В последнем случае заглубление
Фиг. 53. Жёсткая система крепления ра-
бочих органов в тракторных двухколёс-
ных культиваторах.
увеличивают приложением силы тяги непо-
средственно к грядилю (А = 350-Г-400 мм).
Система обеспечивает поперечную копировку
рельефа, хорошо работает на чистых и ров-
ных полях; на полях неровных и засоренных
забивается быстрее системы с индивидуаль-
ными поводками. Установка на одном грядиле 3
и более лап требует значительной длины его.
При коротком грядиле увеличивается разница
глубины хода задних и передних лап.
Фиг. 56 —в американских навесных и
в немецких конных свекловичных культива-
торах. Принципиальной особенностью системы
и преимуществом её перед одношарнирным
креплением грядилей является постоянство
Фиг. 54. Шарнирная индивидуально-поводковая система
крепления рабочих органов культиватора.
угла установки лап по отношению к поверх-
ности поля вследствие параллельного переме-
щения грядиля при подъёме. Благодаря этому
достигается наиболее однородный процесс
обработки. Недостатком является сложность
Фиг. 55. Одношарнирная секционная система крепления
рабочих органов культиватора.
конструкции секции, обусловленная большим
количеством шарниров. Устойчивость хода
лап не зависит от высоты точки подвеса сек-
ции и длины грядиля, в силу чего, подбирая

Гл. i]
КУЛЬТИВАТОРЫ
ъъ
величины /г, а и вес G, заглубление можно
обеспечить без принудительного нажима.
Фиг. 57— в американских и в немецких
свеклобобовых конных культиваторах, в оте-
чественных универсальных тракторных и кон-
ных культиваторах и в американских навесных
Фиг. 56. Многошарнирная секционная система крепления
рабочих органов культиватора.
культиваторах с гидравлической системой
подъёма. Дополнительный нажим для заглу-
бления лап осуществляется пружинами A—2
пружины на 1 м захвата). Достоинство системы
заключается в удобстве расстановки рабочих
Фиг. 57. Шарнирная поперечно-рамочная система
крепления рабочих органов культиватора.
органов и малом весе; недостаток — в плохой
поперечной копировке рельефа и малом про-
свете под рамой C00—380 мм), вследствие
чего применение ограничивается междурядной
обработкой низкостебельных культур и сплош-
ной культивацией ровных полей. Ширину
рамки следует брать не более Втлх = 2,5 м.
В табл. 16 условия' заглубляемости даны
в предположении горизонтального действия
силы R сопротивления почвы, что соответ-
ствует наихудшему случаю. В действитель-
-=300
Фиг. 58. Механизм подъёма рабочих органов культива-
торов КУТС-4,2 и КУТС-2,8.
ности направление силы /? изменяется от
горизонтального до наклонного под углом1
20—25° вниз в зависимости от типа и уста-
новки лапы.
Высота Н точки поворота системы обуслов-
ливается расстоянием её от поверхности земли.
Фиг. БЭ. Механизм регулирования глубины рабочих
органов культиватора КОКС-0,7.
и глубиной культивации. Расстояние X центра
тяжести от точки поворота определяется рас-
положением лап по длине орудия, которое
в свою очередь определяется углом а. Заглу-
бляемость системы возрастает с увеличением
угла а.
При шарнирном креплении конструкция
грядилей должна допускать изменение угла
установки лап по отношению к опорной пло-
скости соответственно глубине и условиям
работы. Это достигается в индивидуально-
поводковой системе изменением угла между
стойкой и грядилем (применяется в американ-
ских паровых культиваторах); при секционном
креплении — изменением положения каждой
лапы относительно стойки; в поперечно-рамоч-
ной системе — поворотом бруса рамки для лап
переднего ряда и поворотом кронштейнов
стоек относительно бруса для лап второго
ряда. Конструкция регулятора должна допу-
скать изменение угла в интервалах, соответ-
ствующих заданным интервалам глубины, и
иметь быстродействующий зажим. Примене-
ние для этой цели переставных болтов не
рекомендуется.

32
ПОЧВООБРАБАТЫВАЮЩИЕ МАШИНЫ
[РАЗД IV
Подъёмные механизмы служат для пере-
вода культиваторов из рабочего положения
в транспортное и обратно. По способу дей-
ствия механизмы делятся на ручные и авто-
матические. Ручные механизмы применяются
в конных и тракторных прицепных культива-
торах отечественного производства (фиг. 58,
59 и 60); автоматы применяются в чизелях
При проектировании механизма подъёма
рабочих органов, жёстко укреплённых на
раме (фиг. 64), величину R колена оси нахо-
дят из выражения
__ L2 (cos pt - cos
cos 72 — cos f j
' '
Угол Yi» образуемый осью с вертикалью
в рабочем положении, не следует брать
более Timax = 85°, так как дальнейшее увели-
Фиг. 60. Механизм подъёма культиватора КП-0,7.
(фиг. 61 и 62), в навесных культиваторах
<фиг. 63) и в американских паровых культи-
ваторах. В последнем случае в зависимости
от ширины захвата устанавливаются 1 или 2
автомата, обычно открытых, ячеистого типа,
с приводом от колёс цепью.
В культиваторах с жёстким креплением
рабочих органов перевод орудия в транспорт-
-1250
Фиг. 62. Механизм подъёма садового культиватора СК.
чение его утяжеляет подъём. Угол -^ обра-
зуемый осью с вертикалью в транспортном
положении, не следует брать менее 72min =22°,
так как при меньшем угле возможно подка-
тывание колеса в сторону, обратную движе-
нию орудия.
Положение точки крепления оси к раме,
определяемое расстоянием L% и углом plt вы-
бирается конструктивно. Задаваясь величи-
нами Н, Li и h, получают
Рз = Pi+ («2—«i);
находят из выражений
Н
H—h
-1100
Фиг. 61. Механизм подъёма чизель-культиватора КЕ.
ное положение достигается подъёмом рамы
(фиг. 64); в культиваторах с шарнирными
грядилями — подъёмом грядилей (фиг. 65).
В первом случае подъёмный механизм дей-
ствует на ось колеса, во втором — он связан
непосредственно с секциями рабочих органов.
В обоих случаях полное перемещение рабо-
чих органов по вертикали я должно составлять
И COS 02 =
Для определения длин кривошипа г и ша-
туна I механизм рассматривают в рабочем и
транспортном положениях (фиг. 64), допуская
для упрощения, что звенья г и/ находятся
в мёртвых положениях (в действительности
направления г и I составляют небольшие
углы, учёт которых даёт незначительные по-
правки к искомым величинам).
Задаваясь размерами тили углом 7г>
находят величину /иг
f —-
/ =
А
А
—
2
+
В
В
B1)
B2)
здесь А — V ^ — 2R (m sin 72 — я cos 72);
В = YN—2A!(msin7i—л cos 71);
h = а -\-
A9)
Tfl = 72 + («2 — al)'
где
h
a — наибольшая глубина культивации, где.04 и а2 определяются, как показано выше
т — заданный транспортный просвет. величинами Н, h и Lx.

ГЛ. I]
КУЛЬТИВАТОРЫ
33
Формулы B1) и B2) могут быть исполб-
зованы для определения длин звеньев г и /
подъёмного механизма шарнирных грядилей
(фиг. 65).
При выборе Н, h и L\ следует учитывать
погружение колёс культиватора в почву на
2—3 см.
При наличии пружин на нажимных штан-
гах заданную максимальную глубину культи-
вации а следует увеличивать на 2—4 см (для
компенсации сжатия пружин).
Полное перемещение рабочих органов h
при подъёме является величиной, постоянной
Винтовые механизмы обеспечивают плав-
ное изменение глубины и не требуют боль-
ших усилий на рукоятке винта, но они слож-
нее рычажных.
,_ 1LV
Фиг. 65. Перевод культиватора в транспортное положе-
ние путём подъёма грядилей.
Фиг. 63. Механизм подъёма рабочих органов навесного
культиватора КД.
для данного механизма, вследствие чего, как
это вытекает из формулы A9), максимальной
глубине культивации а соответствует мини-
мальный транспортный просвет (подъём ра-
бочих органов над поверхностью поля) /гг>
который следует брать не менее 125—150 мм.
Регулирование глубины хода лап в куль-
тиваторах с ручным подъёмом производится
обычно тем же рычагом, что и подъём.
В культиваторах с автоматом для этой
цели служат механизмы глубины, являющиеся
частью подъёмного механизма, органически
В рычажных механизмах величина интер-
вала изменения глубины обусловливается рас-
положением зарубок на секторе. При кон-
струировании рычажных механизмов
интервалы изменения глубины сле-
дует брать не более 2 см. Усилие на
рукоятке рычага подъёма или регу-
лирования глубины не должно пре-
вышать 30 кг. Для разгрузки веса
рабочих органов применяются пру-
жины.
В США выпускают культиваторы с авто-
матическим подъёмом рабочих органов на
Фиг. 64. Перевод культиватора в транспортное положе-
ние путём подъёма рамы.
связанной с автоматом. Различают винто-
вые и рычажные механизмы глубины.
3 Том 12
фиг. 66. Подъёмный механизм полевого
культиватора фирмы МКЖМ.
постоянную транспортную высоту независимо
от глубины их хода.
В культиваторах МКЖМ (фиг. 66 и 67)
постоянство транспортного просвета обеспе-
чивается тем, что конец тяги, передающей
усилие на кронштейн подъёмного вала, фи-
ксируется рычагом (или винтовым механизмом)

34
ПОЧВООБРАБАТЫВАЮЩИЕ МАШИНЫ
[РАЗД. IV
в кулисе; паз кулисы образован дугами, опи-
санными из центра, совпадающего (в транс-
портном положении рабочих органов) с осью
шарнира тяги и кривошипа вала.
Фиг. 67. Схема подъёмного механизма полевого культи-
ватора фирмы МКЖМ.
В культиваторах Массей Гаррис (фиг. 68,69)
постоянство транспортного просвета обеспе-
чивается механизмом с червячной передачей.
Изменение глубины достигается с помощью
Фиг. 68. Подъёмный механизм полевого культиватора
фирмы Массей Гаррис.
червячной пары поворотом диска относи-
тельно вала; по дорожке диска катится ролик.
Органы управления. Для направления
ручных и конных культиваторов по между-
рядиям служат ручки (фиг. 70).
Конструкция ручек, их ширина и высота
должны обеспечивать рабочему удобное по-
Таблица 17
Размеры ручек культиваторов
Тип и марка культиватора
Ручной, КР-0,4
Универсальный, КОКС 0,7 .
Окучник конный ОРВ . . .
Я
875—1015
850—1050
8
650
450 9°°
-1000
500 370—450
535
ложение рук и беспрепятственное движение
за орудием. Высота ручек И должна заклю-
чаться в пределах 850—1000 мм, расстояние
между рукоятками В — в пределах 500 —
650мм; расстояние ручек С от рабочего
органа должно быть не менее 400 мм.
Применяемые размеры ручек культива-
торов приведены в табл. 17.
Конные культиваторы с сиденьем (.ездо-
вые") и тракторные прицепные культиваторы
направляют по междурядиям поворотом ко-
лёс. В конных культиваторах поворот колёс
Фиг. 69. Схема подъёмного меха-
низма полевого культиватора
фирмы Массей Гаррис.
осуществляется педальным механизмом, в
тракторных — штурвальным механизмом с зуб-
чатой передачей (фиг. 71 и 72). Для удовле-
творительного направления культиваторов по
междурядиям угол поворота колёс fK должен
составлять 9—12°.
Угол поворота
штурвала -\ш, необ-
ходимый для пово-
рота колёс на за-
данную величину,'
должен быть мень-
ше 180°,иначеупрд-
вление будет не-
достаточно чув-
ствительным. Эти
углы связаны зави-
симостью -\ш = tKi,
где i — передаточ-
ное число. Для ме-
ханизма, изобра-
жённого на фиг. 71,
на
а
Фиг. 70. Размеры ручек руч-
ных и конных культиваторов.
dr2
фиг. 72— * =
Диаметр штур-
вального колеса D
(исходя из условий удобного положения рук)
следует брать в пределах 380—450 мм; вал
штурвала нужно располагать под углом 30—
40° к горизонту. Усилие Р, прилагаемое к
штурвалу во время движения культиватора, не
должно превышать 16—18 кг.
Расположение звеньев механизма должно
быть подобрано так, чтобы направление по-
ворота штурвала совпадало с направлением
смещения культиватора, т. е. при повороте
штурвала по часовой стрелке орудие должно
смещаться вправо. Для достижения чувстви-
тельности управления следует избегать люфтов

ГЛ. 1]
КУЛЬТИВАТОРЫ
35
в шарнирах звеньев и стремиться к наимень-
шему количеству шарниров. По этому при-
знаку механизм, изображённый на фиг. 72,
обладает преимуществом перед механизмом
на фиг. 71.
где 5 — ширина междурядия, т — число одно-
временно обрабатываемых рядов.
Основные схемы посева пропашных
культур, получившие наибольшее распростра-
нение в СССР, приведены в табл. 19.
Фиг. 71 и 72. Размеры звеньев механизма рулевого управления тракторных культиваторов-
Размеры звеньев механизмов рулевого
управления, применяемых в отечественных
тракторных культиваторах, приведены в
табл. 18.
Таблица 18
Размеры звеньев механизма рулевого управления
тракторных культиваторов
Марка куль-
тиватора
УК*
КО-4*. . . .
ВНИИСП-С**
КУТС-4,2 ** .
КУТС-2,8 ** .
О
40О
4-ОО
38о
4оо
а
7°
7°
44
44
44
гх
аю
210
г*
1ЭО
но
гк
2IO
210
2бО
25б
...
* См. фиг. 71.
** См. фиг. 72.
Направление по междурядиям рабочих
органов навесных культиваторов достигается
поворотом передних колёс трактора. При
навешивании культиватора сзади трактора ра-
бочее органы, расположенные далеко от колёс,
заносятся при поворотах в сторону и зачастую
повреждают рядок растений. Для устранения
этого явления в навесных американских куль-
тиваторах Фергюсона по середине рамы
жёстко укрепляется нож а (фиг. 73). Тракто-
ристу остаётся лишь следить за направле-
нием передних колёс трактора.
Выбор основных параметров культива-
тора и расстановка рабочих органов. Ши-
рина захвата Вм культиватора для между-
рядной обработки должна быть согласована
с шириной захвата сеялочного или посадоч-
ного агрегата, производившего посев или по-
садку культивируемых растений. Вм —sm,
Ширину захвата Вс культиватора для
сплошной обработки выбирают исходя из
тягрвого усилия двигателя, но не выше 4,0—
4,2 м при шарнирной системе крепления ра-
бочих органов и 2,5 м при жёстком крепле-
нии. Дальнейшее увеличение ширины захвата
Фиг.73. Схема работы навесного
культиватора Фергюсона
культиватора с жёсткой рамой ухудшает при-
способляемость его к рельефу поля и затруд-
няет транспортирование по дорогам.
Увеличение ширины захвата достигается
шарнирным соединением нескольких культи-
ваторов сцепкой. Ширина захвата культива-
тора для сплошной обработки полольными ла-
пами
Вс = Ьп — с(п — 1), B3)
где Ь — ширина захвата лапы; п — число лап;
с — перекрытие между лапами.

36
ПОЧВООБРАБАТЫВАЮЩИЕ МАШИНЫ
[РАЗД. IV
Ширина захвата культиватора для сплош-
ной обработки рыхлительными лапами Вс =
= n't, где п' — число рыхлительных лап, t —
расстояние между следами лап.
Фиг. 74. Схема расстановки лап.
системы культиватора. При установке лап
на длинных индивидуальных поводках вели-
чина с берётся большей F0—80 мм) по срав-
нению с секционной или поперечно-рамочной
системой крепления D0—60 мм).
Величина защит-
ной зоны е при между-
рядной обработке по-
лольными лапами за-
висит от развития кор-
невой системы куль-
турных растений, глу-
бины обработки и
чувствительности ру-
левого управления
культиватора (табл.
20).
Расстановка узко-
рыхлительных лап
производится с недо-
крытием, так как ши-
рина разрыхлённого
лапой слоя больше её
ширины захвата.
Для предотвраще-
ния забивания про-
странства между рых-
лительными лапами
проф. В. С. Жегалов
}9j рекомендует вы-
бирать расстояние А
между соседними ла-
пами и расстояние L
между передними
и задними лапами,
исходя из условий
(фиг. 78):
Фиг. 75. Схема расстановки лап.
Фиг. 77. Величина перекрытия между
полольными лапами.'
Фиг. 76. Схема расстановки лап.
А>Ь
2а tg?
Ширина захвата b полольных лап для
междурядной и сплошной обработки опре-
деляется в зависимости от. их числа и схемы
расстановки:
COS (a 4- <р)
L>fltg(a+<P) + /,
B4)
B5)
Схема расстановки лап
по фиг. 74
. . 75
. . 76
Ширина захвата лап
Вс + с (я - 1)
Ь —
где Ь — ширина захвата рыхлительной лапы;
а — наибольшая глубина обработки; <р» ш—
Таблица 19
Основные схемы посева пропашных культур
о <ш
Ь' =
s + с — 2е
Число полольных лап п следует выбирать
наименьшим для предотвращения забивания
культиватора сорняками.
Величина перекрытия с между полольными
лапами (фиг. П) выбирается из условия пол-
ного (без пропусков) уничтожения сорняков
и зависит от расстояния L между лапами по
ходу и от величины угла отклонения 5 куль-
тиватора от прямолинейного движения:
с = L tg S.
Оптимальное значение L, установленное
практикой, находится в пределах 400—500 мм.
Излишнее увеличение размера L, не умень-
шая забивания, отрицательно отражается на
подрезании сорняков. Практическая величина
угла отклонения 8 культиватора от прямоли-
нейного движения составляет 7—9°.
При выборе величины перекрытия с
должна быть учтена конструкция грядильной
Ширина междуря-
дия+расстояние
между строками
в мм (при строч-
ном посеве)
445! 45°
боо; 650; 7ОЭ
goo
45°+15°; 5OD+I5°
450+200+200
Число ря-
дов или пар-
ных и трой-
ных строк,
высеянных
сеялками
рактор-
ыми
н х
6;8
4; 6
4
б
я
s
а
X
о
4
3
а
3
2
Основные культуры
Сахарная свекла,
просо, кок-сагыз
Кукуруза, маслич-
ные, хлопчатник, та-
бак, картофель, овощи,
лекарственные расте-
ния и др.
Кукуруза, бахчевые.
плодоягодные пи-
томники
Просо, овощи
Овощи

ГЛ. I]
КУЛЬТИВАТОРЫ
37
углы трения почвы, значения которых можно
принимать равными соответственно 25° и 50°.
Применяемые величины А и L приведены
в табл. 21.
Таблица 21
Применяемые размеры расстановки рыхлительных
лап
Таблица 20
Величины защитных зон
Обрабатываемая культура
Овощные культуры, сахар-
ная свекла, кок-сагыз
Зернопропашные культуры
Поливной хлопчатник
Тип культива-
тора
Конный или
тракторный
прицепной
То же
Навесной
Величи-
на за-
щитной
зоны е
в мм
IOO—НО
IOO— 125
I2O— I5O
Просвет Но между поперечным брусом или
поводковым валиком рамы и почвой (прохо-
димость культиватора) принимается при
междурядной обработке высокостебельных
Фиг. 78- Схема расстановки лап.
культур не менее 600 мм, при обработке
низкостебельных растений — не менее 300—
325 мм.
Ширина колеи колёс К, расположенных
внутри рамы, выбирается в зависимости от
ширины захвата Вс культиватора:
при ?с = 2-г-2,8 и* /Ся5у?с;
при Вс = 2,8 -f- 4,2м Кж\вс.
о
В пропашных культиваторах колёса уста-
навливаются по центру междурядий.
Тип и марка культиватора
Пружинный КП-0,7. . .
Чизель КЕ
а
I2O
22O
Ь
5°
47
а
44°
/
IOO
190
А
284
Зоо-35°
L
345
боо
ТЯГОВЫЕ СОПРОТИВЛЕНИЯ
Тяговое сопротивление культиватора равно
произведению ширины захвата В на удельное
сопротивление р (соответствующее заданной
глубине и типу рабочих органов).
При сплошной обработке Рс = Вср, при
междурядной обработке Рм — (Вм — 2ет) р,
где т — число рядов, е—величина защитной
зоны.
В табл. 22 приведены средние значения
удельного сопротивления р культиваторов на
1 м рабочей ширины захвата (включая со-
противление перекатыванию культиватора в
работе), полученные в результате многолетних
испытаний культиваторов в различных рай-
онах Советского Союза (по отчётным мате-
риалам опытных станций, научно-исследова-
тельских институтов и государственных между-
ведомственных комиссий).
Таблица 22
Удельное сопротивление культиваторов
Вид обработки и тип рабочих органов
Обработка паров и междурядная
обработка полольными лапами
Обработка пара:
рыхлительнымя лапами на пру-
жинных стойках
штанговым культиватором
Глубокое рыхление узкорыхлитель-
ными лапами на жёстких стойках
Поверхностное рыхление ротацион-
ным культиватором
Окучивание растений и нарезка бо-
розд на обработанных почвах (сопро-
тивление одного корпуса)
Глуби-
на об-
работ-
ки в см
б
8
ю
12
IO —12
8—ю
14—16
ib—20
8-9
12
Удель-
ное со-
проти-
вление
р ъкг/м
8о—юо
90—130
но—170
150—210
i8o—200
180—230
300-380
383-480
IOO—НО
40-50
Сопротивление культиватора перекаты-
ванию в транспортном положении Рт = G/,
где G — вес культиватора, /—коэфициент,
который можно принять равным 0,2—0,25.

38
ПОЧВООБРАБАТЫВАЮЩИЕ МАШИНЫ
[РАЗД. IV
ДИСКОВЫЕ ОРУДИЯ
ТИПЫ ДИСКОВЫХ ОРУДИЙ
Дисковые плуги (фиг. 79) изготовляются
главным образом для тракторной тяги с чис-
лом корпусов от 2 до 7, в том числе 1—2
отъёмных. Регулирование глубины обработки
достигается перестановкой колёс по высоте
с помощью рычагов или винтов; перевод в
Фиг. 79. Схема
четырёхкорпусного дискового
„Сибсельмаш".
транспортное положение осуществляется" авто-
матом полевого колеса. Диски вращаются
вокруг отдельной оси каждый и наклонены
к вертикали примерно под углом 20°. Для очи-
стки дисков имеются скребки или дополни-
тельные плоские диски. Дисковые плуги
используются для вспашки лесных раскорчё-
вок, кустарниковых земель и болот с погре-
бенным лесом.
Плуги с вертикальными дисками (фиг. 80),
иначе „пшеничные плуги", изготовляются с
числом дисков от 8 до 20. Чередуясь с ка-
тушками и подшипниками, диски образуют
сплошную батарею. Уменьшение захвата плуга
осуществляется отъёмом короткой, обычно
задней, батареи из 3—4 дисков. Глубина обра-
ботки регулируется перестановкой колёс по
высоте. Перевод в транспортное положение
производится автоматом полевого колеса.
Пшеничные плуги используются для пожнив-
ного лущения и мелкой пахоты, а иногда для
высева зерновых культур одновременно с лу-
щением посредством дополнительных съём-
ных приспособлений.
Лущильники широкозахватные (фиг. 81)
состоят из батарей, объединяющих по 10 ди-
сков, с секционно-клавишным присоединением
к шарнирной сцепке. Глубина хода дисков
регулируется балластными грузами. Перевод
в транспортное положение осуществляется
присоединением секций двумя цугами позади
основной тележки и отводом крыльев сцепки
назад. Лущильники этого типа применяются
в степных районах СССР для мелкого пожнив-
ного лущения.
Бороны конные (фиг. 82) изготовляются с
числом дисков от 8 до 12 и снабжаются двух-
колёсным передком и сиденьем. Угол а уста-
новки дисков регулируется рычагами, глубина
хода — изменением угла а и грузами. Для
транспортировки бороны применяют подводи-
мые под батареи приставные колёса. Рассчи-
таны бороны на тяговое усилие 2—4 лошадей.
Применяются для рыхления за-
дернелых пластов, весенней
обработки зяблевой пахоты,
ухода за лугами и для пожнив-
ного лущения.
Полевые односледные трак-
торные бороны (фиг. 83) имеют
до 40 дисков. Глубина хода
регулируется изменением угла а
и грузами. Фиксация угла а
производится реечным храпо-
вым механизмом, реже устано-
вочным винтом. Транспортиру-
ются бороны на дисках при
выравненных батареях, концы
которых для уменьшения габа-
рита отводятся назад или за-
кидываются кверху. Применя-
ются для тех же работ, что
и конные бороны, особенно
широко в США. Работают удо-
влетворительно на ровных по-
лях.
Полевые двухследные трак-
торные бороны (фиг. 84) со-
стоят из двух передних и двух
задних батарей. Диски задних
батарей смещены по отношению к дискам пер-
вого ряда на полшага. Число дисков24—40. Глу-
плуга ДП-4 завода
Фиг. 80. Схема
пшеничного плуга
сельмаш".
ПР-8 завода „Сиб-
бина обработки регулируется углом а и грузами.
Для транспортировки батареи выравниваются,

ГЛ. I]
ДИСКОВЫЕ ОРУДИЯ
39
Примечание:
На боковом bade
секции не показаны
3- Фиг. 81. Общий вид широкозахватного лущильника ЛД-16,6.

40
ПОЧВООБРАБАТЫВАЮЩИЕ МАШИНЫ
[РАЗД. IV
и диски перекатываются на лезвиях, реже — на
подкатных транспортных колёсах. Выравнива-
ние батарей осуществляется осаживанием
бороны или винтовым устройством, а также
гидравлической системой управления. Наряду
Фиг. 82. Общий вид конной бороны БД.
с гладкими дисками применяются и вырез-
ные диски, устанавливаемые во втором ряду
(выпускаются европейскими фирмами). Исполь-
зуются бороны на тех же работах, что и
конные и односледные тракторные.
Болотные (тяжёлые) двухследные бороны
(фиг. 85) изготовляются симметричными
(иногда односледными) с числом дисков от 8
до 24 (обычно вырезных). Глу-
бина обработки регулируется
изменением угла а и грузами.
Транспортируются бороны на
дисках, реже применяют транс-
портные колёса. Узкозахват-
ные болотные бороны навес-
ного типа выпускаются в США.
Болотные бороны применяются
для первичной обработки бо-
лотных и кустарниковых зе-
мель и для разделки дерновых
пластов при их освоении.
Садовые двухследные не-
симметричные тракторные бо-
роны (фиг. 86) изготовляются
с числом дисков от 12 до 20.
Глубина хода дисков регули-
руется углом а и грузами. Не-
симметричное расположение
дисковых батарей вызывает
смещение прицепа в сторону,
создавая благоприятные усло-
вия для движения трактора по
отношению к ряду плодовых
деревьев. Транспортируются
бороны на лезвиях дисков с вы-
равниванием батарей путём
осаживания бороны назад. Бо-
роны лишены выступающих де-
талей и снабжены штампован-
ными кожухами обтекаемой
формы. Применяются для
междурядной обработки почвы
в садах.
Преимущества дисковых
орудий в сравнении с лемеш-
ными плугами, лущильниками
и зубовыми боронами: мень-
шая подверженность забиванию
сорняками, соломой и т. п.;
способность легко перерезать
мелкие корни и перекатываться
без поломок через толстые
корни и, как следствие, боль-
шая приспособленность к освоению новых зе-
мель из-под лесных раскорчёвок и на осушен-
ных болотах. Недостатки: неполный оборот
Параметры основных типов дисковых орудий
Таблица 23
Наименование орудий
-¦
Дисковые плуги
Плуги с вертикальными дисками („пшеничные плуги"). . . .
Дисковые лущильники широкозахватные
Дисковые бороны конные .
Дисковые бороны тракторные полевые односледные
Дисковые бороны тракторные полевые двухследные
Дисковые бороны тракторные садовые двухследные несим-
метричные
Дисковые бороны болотные (тяжёлые) двухследные
До 1,5
до з>°
до 17
1,О—2,О
ДО 6,0
2—3.5
1.5—3»°
1,4—3.0
ДО 25
6—1б
5-8
ДО ю
ДО 12
ДО 12
б 12
4°-45
3°-45
~35
5-20
—зэ
5—2°
5—25
5—2О
бю—712
5<эо—66о
-45°
400—460
400-5-0
460—560
6j—66
-25° 35°
500-600 700-1100
169—25
-169
165—178
165—178
165—178
-5°°
8a—2ОО
IOO—13O
IOO—IjO
2ОО—3°°
178 230!
°—35O

ГЛ. I]
ДИСКОВЫЕ ОРУДИЯ
41
Фиг. 83. Тракторная односледная борона Молин

ПОЧВООБРАБАТЫВАЮЩИЕ МАШИНЫ
[РАЗД. IV
Фиг. 84. Тракторная двухследная борона
Мк.-Кормик-Диринг.
Фиг. 85. Тяжёлая дисковая борона Мк.-Кормик-Диринг.
пласта, в чём, так же как и в образовании фигурных
профилей борозд и насыпей, дисковые орудия усту-
пают лемешным; слабая приспособленность к обработке
каменистых почв из-за малой прочности тонкого лез-
вия дисков; наличие значительных вертикальных реак-
тивных сил на лезвии, стремящихся вытолкнуть диски
из почвы, что обусловливает повышенный вес диско-
вых орудий и необходимость применения специальных
грузов, особенно на тяжёлых и связных почвах.
Параметры основных типов дисковых орудий даны
в табл. 23.
РАБОЧИЕ ОРГАНЫ ДИСКОВЫХ ОРУДИЙ
Диски. Диаметр диска выбирается минимальный из
допустимых по условиям работы, так как с увеличе-
нием диаметра возрастает весовая нагрузка, необхо-
димая для заглубления дисков в почву: D = ka, где
а — глубина обработки, k — коэфициент; значения k
приведены в табл. 24.
Расстояние между дисками Ь, измеренное вдоль оси
их вращения, не должно быть менее 1,5а-г-2,0а, так
как иначе может возникнуть заклинивание пласта
между смежными дисками.
Угол установки дисков а, образуемый плоскостью
вращения дисков с направлением движения орудия,
имеет для каждого типа орудий определённые выра-
ботанные практикой пределы. С увеличением угла а
увеличиваются крошение, перемешивание и смещение
почвы. Значения угла а приведены в табл. 24.
Гребнистость дна борозды с, обусловленная фор-
мой рабочих органов, должна быть минимальной. Между
диаметром диска D, расстоянием между смежными ди-
Фиг. 86. Несимметричная садовая борона
Дж. Дир.

ГЛ, I]
ДИСКОВЫЕ ОРУДИЯ
43
Таблица 24
Коэфициент k и углы о, <р и ед для дисковых орудий
разных типов
Тип дискового
орудия
Дисковые плуги
Пшеничные „
Лущильники . .
Бороны полевые
и садовые ....
Бороны болотные
(тяжёлые) ....
я 5
«о
&«
f- о.
я °
Я а>
«=( Я
81
¦я&
О •* 1
lei
3-4
4-6
6—8
4-6
з-б
а
о
о Ч
Я «
eta
я
JHOBK1
и а в
Угол
ЛИНИ]
4о—45
3°—45
35
15—2О
IO— 2O
6
н
Q:
о "
я ¦«
Я о
d. ^
GQ 9-
§ §|
и. cd u
>9 ft И
31—37
32-37
26—32
33 —2б
22—2б
Я м4
^ а
Я м w
Е S о
В" ^
щ й 4.
U US
05 Э Я
l&a
Угол
cooti
малы
в гр;
5—ю
3—5
3-5
е <0
а
Е <0
сками Ь, углом установки а и высотой гребня
с существует зависимость: для вертикальных
дисков (фиг. 87)
Для определения параметров, входящих в
формулу B6), можно воспользоваться номо-
граммой на фиг. 89.
Толщина сферических дисков определяется
из эмпирической зависимости 8 = 0,008 D мм;
для особо тяжёлых условий работы 5 =
= 0,008 ?>'+ 1 мм.
Угол заострения / лезвия диска находится
в пределах 10—20°. Оттяжка и заточка лезвия
обычно производятся со стороны выпуклой
поверхности диска; изготовляют диски также
и с внутренней заточкой, целесообразной при
обработке связных тяжёлых почв.
Угол зазора ва в горизонтальном сечении
лезвия, соответствующем максимальному по-
гружению диска в почву, у плугов и лущиль-
ников должен иметь положительное значение,
так как при еа<0 будут происходить распы-
ление почвы, увеличение тягового усилия и
нарушение устойчивости хода орудий. Для
дисковых борон допустимо применение углов
ед<0 (табл. 24), однако при этом не должно
происходить соприкосновения с почвой вы-
пуклой поверхности дисков.
Радиус кривизны R диска определяет сте-
пень производимого диском крошения почвы.
Между диаметром и радиусом кривизны
диска существует зависимость
(фиг. 90)
B8)
2sm<p
Фиг. 87. Профиль дна борозды
дискового лущильника.
Фиг. 88. Профипь дна борозды диско-
вого плуга.
где 2ф — угол при вершине сек-
тора, характеризующий кри-
визну диска; значения 9 Для
каждой группы орудий приве-
дены в табл. 24.
В экваториальном сечении
вертикального сферического
диска
в сечении же диска плоскостью,
удалённой н>а расстоянии а от
дна борозды,
a)fl = a — ea. B9)
Необходимые для вычисления
значения угла установки а и
угла зазора га берут из табл. 24.
По найденной величине ша на-
ходят
B6)
— arc tg - &-g—
C0)
для наклонных дисков (фиг. 88)
Ь =
D c-i) + eltg*. B7)
где k =
D
cos
где р — угол наклона дисков, е — расстояние
между осями вращения дисков.
У борон гребень с>а, поэтому бороны де-
лают^двухследными, смещая диски задних ба-
тарей в поперечном направлении по отноше-
нию к дискам первого ряда на вели-
чину^-——. У лущильников с<0,5я, у плу-
гов — с < 0,4 д.
Величины ш, вычисленные для
и k, приведены в
значений
различных
табл. 25.
По вычисленному углу" со и выбранному
углу заострения лезвия I находят угол <р =
— ш — /, после чего по <р и D из формулы B8)
определяют радиус кривизны диска R.
Для определения радиуса кривлзлы наклон-
ных дисков плугов следует применять графо-
аналитический способ. Задавшись значением
диаметра и радиуса кривизны диска, находят
из формулы B8) значение угла f. По ср и
i определяют угол ш. По выбранным параме-

44
ПОЧВООБРАБАТЫВАЮЩИЕ МАШИНЫ
[РАЗД. IV
трам О, Р, а и »> вычерчивают боковую проек- Для увеличения прочности диски борон и
цию и план диска (фиг. 91). В сечении /— / пшеничных плугов часто изготовляются с
конуса заточки лезвия горизонтальной пло- кольцевыми гофрами в центральной части.
10
350 ЬйО U50 500 550 600 650'Вмм
200
250
300 350 Ь мм
Фиг. 89. Номограмма для определения расстояния между смежными дисками борон и лущиль-
ников и гребнистости дна борозды по заданному диаметру и углу установки дисков.
скостью на высоте а от дна борозды графи-
чески определяют угол ма, который в сумме
с выбранным значением угла ва должен со-
ставить угол а:
C1)
Если найденная
величина шане удо-
влетворяет форму-
ле C1), то, зада-
ваясь новыми зна-
чениями R, следует
повторить аналити-
ческое определе-
ние р и и и гра-
фическое опреде-
ление <оа до по-
лучения положи-
тельного резуль-
тата.
Определение
радиуса кривизны
дисков борон, у ко-
торых угол еа
имеет отрицатель-
ное значение, про-
изводится по фор-
муле
Фиг. 90. Геометрические эле-
менты вертикального сфериче-
ского диска.
где k ==
D
C2)
Полученные расчётом размеры
дисков округляются до ближайших значений,
установленных ГОСТ 198-41.
Вырезные диски применяют в тяжёлых бо-
ронах для обработки болотных и луговых
земель. Они производят большее количество
разрезов почвы, чем диски со сплошным лез-
вием, но оставляют неровное дно борозды.
Вырезы F—12) имеют форму равносторонних
треугольников или полукругов и уменьшают
прочность дисков. Выбор размеров для вырез-
ных дисков производится так же, как и для
дисков со сплошным лезвием.
Приспособления для очистки дисков.
Для удаления почвы, налипающей на вогну-
тую рабочую поверхность дисков, применяют
различные приспособления (скребки).
В дисковых плугах работу скребков вы-
полняют отвальцы, наличие которых способ-
ствует также более полному обороту пласта.
Сопряжение поверхности отвальца с поверх-
ностью диска должно быть плавным, без рез-
кого перелома.
В пшеничных плугах и боронах приме-
няются плоские скребки различной ширины
захвата. Основным типом являются узкие
скребки непрерывного действия (фиг. 92).
Ширина Ъ нижнего обреза скребка составляет
50—70 мм. Соприкосновение скребка с по-
верхностью диска обычно происходит на ли-
нии горизонтального диаметра или несколько
выше него, на расстоянии с = 20 — 30 мм от
окружности лезвия. Угол, образуемый пло-
скостью скребка с поверхностью диска, со-
ставляет 20—25°.
Качество работы скребков зависит от хо-
рошего прилегания их к дискам; возможность
постановки скребков вплотную к дискам обес-
печивается овальными прорезами под бол-
тами, скрепляющими верхний конец скребка
с рамой орудия. Лучшее качество работы
дают скребки, имеющие шарнирное (у ка-
ждого скребка)соединение с рамой и индиви-

Л. I]
ДИСКОВЫЕ ОРУДИЯ
45
Таблица 25
"а
в град.
ад
3°
31
33
34
35
Зб
37
38
39
4°
41
42
43
44
3
Зо°28'
31°29'
32°3о'
33°32'
34°34'
35°37'
Зб°37'
37°39'
38°39'
39°4о'
4°°41'
4i°41'
42°41'
43°4i'
44°4!'
45°4i'
Значения <о для
3,5
31°32'
32°33'
33°34'
34°38'
35°4i'
36°44
37°4б'
38°47'
39°47'
4°°49
4lO52'
42°52'
43°52'
44°52'
45°52'
4652
4,0
32°4°'
33°43'г
34°4б'
35°52'
Зб°5з'
38°оо'
39°О2'
4о°о4'
4ia95'
42°о5'
43°об'
44°об'
45°об'
4б°о6'
47°°6'
48°о6'
4,5
33°43'
34°48'
35 V
36°57Г
38°oi'
39°°5'
4О°О7'
41°и'
42°12'
43°14'
44°1б'
45°1б'
4б°1б'
47°1б'
48°i6'
49°16'
разных
k и wa
Коэфициент
5,0
34°44'
35°5°'
Зб 55'
38°oi'
39°°5'
4°°ю'
4i°i3r
42°1б'
43°I7'
44°19'
45°I9'
4б°2о'
47°2O'
48°2o'
49°2э'
5Э 2O
5,5
35°4i'
36°47'
37°53'
38°58'
40°O2'
4i°o8'
42°i3'
43°I7'
44019'
45°2i'
46°2l'
47°22'
48°22'
49°22'
go°22'
5I°22r
a
6,0
3<5°37'
37 42
38°49'
39°57'
4I°O2r
42°O7'
43°ii'
44°I4'
45°l6
48°i8'
47°22'
48°22'
49°24'
5O°22
5I°2I
52°2l'
6,5
37°3Э'
38°36'
39°44'
4O°54'
4i°59'
43°°4'
44°°7
45°io'
46°i2'
47°14'
48°i8'
49°i9'
3o°i8'
5i°i6'
52°i5'
53°14'
7,0
38°23'
39°29'
40 36'
41°4б'
42°5^'
43°57'
44°59
4б°О2'
47°<H'
48°o6'
49°o8'
5o°-9'
5i°o8'
52°°l'
53°o6'
54°°5'
7,5
39°u'
4oui8'
4i°3i'
42°33'
43°41'
44°4б'
45°48'
46°52'
47°55'
48°56'
49°57'f
giog7'
52°55'
53°53'г
8,0
39°5б'
4i°o3'
42°Il'
43°2i'
44°2б'
45°3i'
46°35'
47°37'
48°39'
49°4o'
5O°42'
gi°42(
52°4i'
53°39'
54°36'
55°34
дуальные нажимные пружины, обеспечиваю-
щие постоянное плотное прилегание скребков
к поверхности дисков.
В некоторых конструкциях борон приме-
няют скребки периодического действия, вклю-
чаемые в работу по усмотрению рабочего.
Фиг. 91. Проектирование наклонного
сферического диска.
В тяжёлых дисковых боронах для устране-
ния заклинивания почвы в промежутках
между рядом стоящими дисками применяют
широкие отражательные щитки, перекрываю-
щие почти весь промежуток между дисками.
Верхний конец такого щитка прикрепляется
болтами к раме, нижний прилегает к распор-
ной катушке или к корпусу подшипника ба-
тареи.
Дисковый корпус. Дисковый корпус со-
стоит из стойки, подшипника, диска и вала,
скреплённого с диском болтами. В плужных
корпусах обычно применяют двойные кони-
ческие роликовые подшипники, реже — шари-
ковые и подшипники трения скольжения.
Дисковая батарея. У борон, лущильни-
ков и пшеничных плугов диски, чередуясь с
распорными катушками и подшипниками,
монтируются в батареи. Число дисков в бата-
Фиг. 92. Скребки для очистки дисков борон и лущиль-
ников.
рее 3—11, подшипников 2, реже 3. У широ-
козахватных орудий отдельные батареи раз-
мещаются вдоль общей геометрической оси.
Применение неразрезных батарей с большим
числом дисков недопустимо из-за невозмож-
ности центрирования нескольких подшипни-
ков. Распорные катушки и торцевые шайбы
изготовляются из серого чугуна. Стержневой
болт, скрепляющий батарею, имеет квадрат-
ное, реже — круглое сечение.
Подшипники дисковых борон и лущильни-
ков воспринимают радиальную и аксиальную
нагрузки; они имеют сменные вкладыши из
твёрдой проваренной в масле древесины; реже
применяются металлические вкладыши, шари-
ковые и роликовые подшипники. В пшенич-
ных плугах и тяжёлых дисковых боронах при-
меняют специальные торцевые подпятники,
воспринимающие аксиальное давление.
Шейками вала батареи являются внешние
цилиндрические поверхности распорных кату-
шек подшипников, снабжённые двумя или
тремя кольцевыми гребнями, передающими на
подшипник аксиальную нагрузку. При метал-
лических вкладышах рабочая поверхность чу-
гунной распорной катушки подшипника отбе*

46
ПОЧВООБРАБАТЫВАЮЩИЕ МАШИНЫ
[РАЗД. IV
ливается. Невозможность обеспечения хоро-
шей центрировки подшипников и неизбеж-
ные отклонения в длине необработанных ли-
тых деталей (распорных катушек) обусловли-
вают применение значительных радиальных и
осевых зазоров (до 1,5—2 мм) между шейкой
катушки подшипника и его вкладышами.
Конструкция современных подшипников
приспособлена для шприцевой смазки; в кон-
ных орудиях встречаются штауферные ма-
слёнки и маслёнки для жидкой смазки.
Во избежание забивания землёй простран-
ства между дисками, габаритные размеры кор-
пуса подшипника должны быть минимальными.
ТЯГОВОЕ СОПРОТИВЛЕНИЕ И УСЛОВИЯ
РАВНОВЕСИЯ ДИСКОВЫХ ОРУДИЙ
Удельные тяговые сопротивле-
ния лемешных и дисковых плугов, а также
лемешных лущильников и пшеничных плугов
практически одинаковы. Поэтому для расчёта
дисковых плугов можно использовать данные
динамометрирования лемешных плугов. Это
положение подтверждено исследованиями,
проведёнными в СССР и за границей.
Удельное тяговое сопротивление дисковых
лущильников, предназначенных для мелкого
(на 5—7 см) пожнивного лущения, не может
быть сопоставлено с таковым у лемешных
орудий, поскольку последние в этих условиях
оказываются неработоспособными. Тяговое
сопротивление на 1 м ширины захвата диско-
вого лущильника при работе одновременно с
комбайном (при глубине лущения а = 5—7 см
и при а = 35°) равно q = 120—180 кг/м и при
раздельном лущении равно q = 150—240 кг/м.
Большее тяговое сопротивление при раздель-
ном лущении объясняется большей плот-
ностью почвы, 25—30% поверхности которой
бывает уплотнено в местах прохода колёс
комбайна, соломокопнителя, трактора и транс-
порта, отвозящего солому, зерно и полову.
При работе лущильника в агрегате с комбай-
ном диски встречают уплотнённую почву лишь
по следам колёс комбайна и трактора; копни-
тель и прочие повозки перекатываются по
взлущенной стерне.
У двухследных полевых и садовых борон
тяговое сопротивление на 1 л ширины за-
хвата <7 = 200—300 кг/м; его величина зави-
сит от типа почвы, глубины обработки и
угла установки дисков а.
Тяговое сопротивление тяжёлых двухслед-
ных борон при глубине хода дисков а = 10—
20 см составляет 9 = 400—800 кг/м; оно мо-
жет изменяться в широких пределах в зави-
симости от условий работы.
Реактивные сопротивления почвы,
преодолеваемые сферическим диском во время
работы, приводятся к трём силам (фиг. 93):
вертикальной V и горизонтальной Н, лежа-
щим в плоскости лезвия диска и пересекаю-
щим ось его вращения, и силе Т, параллель-
ной оси вращения диска и приложенной в
центре тяжести сегмента, соответствующего
части диска, погружённой в почву. Для обес-
печения заглубления дисков вес орудия G
должен быть больше вертикальной реакции
почвы V.
Равнодействующая горизонтальных сил Т
иН—сила RH — может быть разложена на
силу L = RH sin (a -f- ср), обратную тяговому
усилию, и силу S = Л'я cos (a -f <p). восприни-
маемую стенкой борозды (через колёса в плу-
гах), или уравновешиваемую левооборачиваю-
щими батареями дисков (бороны, лущильники).
Внецентренное приложение силы Т, парал-
лельной оси дисков, создаёт момент, вращаю-
щий батарею по часовой стрелке и обусло-
вливающий стремление передних дисков А
Фиг. 93. Схема сил, действующих на батарею сфериче-
ских дисков.
заглубляться больше задних В. Действие этого
момента уравновешивается смещением центра
тяжести дисковых орудий к заднему концу
батареи В, а также реакцией переднего бо-
роздного колеса у плугов и жёсткостью рамы
у борон.
Таблица 26
Эмпирические коэфициенты для определения реак-
тивных сил, действующих на сферические диски
Коэфициенты
V
т—р-
S
n—jr
<р в градусах
Бороны
1.4—о.5
1.2—0,5
24—4О
а=20°
o,g—i,i
i>4—С7
16-34
Лущильники и
пшеничные
плуги
я=30°
о,б-о,8
о,8—о,2
2О—5О
а~33°
о.З—о.4
о,8—о,6
12—22
Примечание. Величина m возрастает с увели»
чением связности почвы. Величина п уменьшается с уве-
личением глубины обработки и связности почвы, осо-
бенно при недостаточных и отрицательных величинах
угла зазора е . Величина угла <р возрастает с увеличе-
нием глубины хода дисков, при обработке связных почв
и при необеспеченности необходимой величины угла за-
зора га.
Для определения сил V и S и угла <р по
заданной величине тягового усилия Р — L сле-
дует пользоваться эмпирическими коэфициеа-
тами (табл. 26).

ГЛ. IJ
ДИСКОВЫЕ ОРУДИЯ
47
ЛИТЕРАТУРА И ИСТОЧНИКИ
1. Александров В. И., Результаты работы над кор-
пусами окучников, Сборник научно-исследовательских
работ ВИСХОМ, вып. 3, Машгиз, 1940.
2. Атлас конструктивных чертежей рабочих органов
культиваторов. Литографированное издание, ВИСХОМ,
1935.
3. Воробьев Л. И-, Культиваторы для глубокого
рыхления, Сборник научно-исследовательских работ
ВИСХОМ, вып. 3, Машгиз, 1940.
4. Воробьев Л. И., Чумак А. В., Культиваторы
для сплошной и междурядной обработки, Сельхозгиз,
1936.
5. Горячкин В. П., Собрание сочинений, т. IV, ОГИЗ,
1940.
6. Горячкин В. П., Теория плуга, Промиздат,
М. 1927.
7. Г у с я ц к и й М. Л., Орудия лушения стерни, .Меха-
низация социалистического сельского хозяйства" № 5,
1940.
8. Г у с я ц к и й М. Л., Элементы расчёта трактор-
ных плугов, Вестник с.-х. науки. Механизация и элек-
трификация, вып. 4, 1940.
9. Ж е г а л о в В. С, Конструирование и расчёт с -х.
машин, Госмашметиздат, М. 1934.
10. Иванов И. И., Производство дисков в сельско-
хозяйственном машиностроении, .Сельскохозяйственная
машина* № 2, 1934.
11. ЛетошневМ. Н., Сельскохозяйственные маши-
ны, Сельхозгиз, М. 1934.
12. Л у ч и н с к и й Н. Д., Исследование американ-
ских тракторных корпусов, издание НТУ НСХН,"М.
1930.
13. Л у ч и н с к и й Н. Д., Об отвалах специальной
формы, Вестник с.-х. науки, Механизация и элек-
трификация, вып. 5, 1940.
14. Л у ч и н с к и й Н. Д., Схемы подъёмных механиз-
мов тракторных плугов американского типа, Машгиз,
М. 1933.
15. Никифоров П. Е., Орудия для лущения стерни
и уборочно-лущильные агрегаты, Научный отчёт ВИМЭ
за 1942 г., Сельхозгиз, 1945.
16. Р е в я к и н Ю. Ю., Расчёт подъёмных механизмов
тракторных плугов. Теория, конструкция и производ-
ство с.-х. машин, т. V, Машгиз, М. 1940.
17. С и н с о к о в Г. Н., Дисковые рабочие органы
почвообрабатывающих машин. Теория, конструкция и
производство с.-х. машин, т. V, Машгиз, М. 1940.
18. С и н е о к о в Г. Н., Основания для проектирования
экстирпаторных лап культиваторов. Сборник научно-
исследовательских работ ВИСХОМ, вып. 2, 1937.
19. С и н е о к о в Г. Н., Рабочие органы культиваторов.
Теория, конструкция и производство сельхозмашин,
т. IV. М. 1935.
20. С и и е о к о в Г. Н., Существующие конструкции
рабочих органов культиваторов и пути их усовершен-
ствования.. Сборник научно-исследовательских работ
ВИСХОМ, вып. 2, 1937.
21. Ш и т т Б. П., Проектирование и расчёт подъём-
ных механизмов тракторных плугов. Теория, кон-
струкция и производство с.-х. машин, т. V, Машгиз»
М. 1940.
22. Ш и т т Б. П., Тракторные лемешные плуги об-
щего назначения, конструкция и расчёт. Машгиз, М.
1938.
23. Щ у ч к и н Н. В., Методика проектирования ди-
линдроидальных отвалов. Теория, конструкция и
производство с.-х. машин, т. IV, Машгиз, М. 1936.
24. Щ у ч к и н. Н. В., Основания для проектирова-
ния предплужников. Теория, конструкция и произ-
водство с.-х. машин, т. V, Машгиз, М. 1940.
25. Щ у ч к и н Н. В., Трение скольжения почвы
по металлу и по почве. Сборник научных трудов
ВИСХОМ, Л. 1941.
26. Щ у ч к и н Н. В., Расчёт основных размеров кон-
ных плугов, Машгиз, М. 1948.
27. Щучкин Н. В. и Хорошилов А. Д., Тяговые
свойства тракторных плугов. Сборник научно-исследо-
вательских работ, ВИСХОМ, Почвообрабатывающие
орудия, вып. 2, 1937.
28 Труды ВИСХОМ, Результаты всесоюзных испытаний
плугов и лущильников в 1933 г., ОНТИ, 1936.
29. С 1 у d e A. W., Improvement cf disce tools. Agric.
Engin., № 6, 1939.

Глава II
ПОСЕВНЫЕ МАШИНЫ
СЕЯЛКИ ЗЕРНОВЫЕ
ТИПЫ СЕЯЛОК
Основным типом системы унифицированных
отечественных конных сеялок является 10-ряд-
ная дисковая сеялка" СД-10, 60—75% деталей
которой (высевающие аппараты, передаточ-
ные механизмы, колёса, детали ящиков и ме-
ханизмы подъёма) входят в построенные на
её' основе другие мар-
ки сеялок: 12-рядная
анкерная СА-12, 17-ряд-
ная льняная СЛ -17,
этих сеялок A20—130 кг) соответствует уси-
лию пары средних лошадей.
Исходный тип тракторной сеялки —
24-рядная дисковая СД-24, на основе которой
пострбёны зёрнохлопкбвая сеялка СЗХ-б, зер-
нотравяная двухъящмчйая СЗТ-47, льняная
СЛ-44 и зернокомбинированная СК-24, имею-
щие от 50 до 70% общих деталей.
Фиг. 1. Дисковая 10-рядная конная сеялка СД-10.
10-рядная овощная СОД-Ю, 10-рядная зерно- Модернизация деталей и узлов, проведён-
свекловичная комбинированная СК-10 и зерно- ная в процессе унификации, отмечена тенден-
травяная СЗТ-19. Тяговое сопротивление всех цией к созданию универсальных сеялок, приме-

ГЛ. II]
СЕЯЛКИ ЗЕРНОВЫЕ
49
Фиг. 2. Анкерная 12-рядная конная сеялка СА-12.
Таблица 1
Конные и ручные сеялки
Наименование
сеялки
Дисковая
10-рядная . . .
Анкерная
12-рядная . . .
Льняная
17-рядная с
приспособле-
нием для вы-
сева клевера .
Хлопковая
гнездовая . . .
Грядковая
10-рядная . .
Марка
сеялки по
ГОСТ
2472-44
СД-10
СА-12
СЛ-17
СГК-1
ГСК
за-
и
ее
SB ш
5 л
Я «
Э X
1.5°°
i,5oo
i<275
—
2,30О
воы
04
с»
Числ!
.10
12
17
I
до
о
га о
X ^
S ?
Ю "с s
(-.ос
4,о—8,о
4,о-8,о
2,5-6,0
3,о—8,о
се-
шика
кг)
л w a
63 D7)
пшеницы
63 D7)
пшеницы
63 D4)
льна
—
-
а
ч
<и
О ч»
о» ¦*
оа а
43б
354
45°
—
55
Передача
Зубчатая: г, = 17;
¦z3—19/28 (двойная);
23=28 или z3 = 19
(сменнад)
То же
Зубчато-цепная: г, = 17;
,г3=19 2& (двойная);
^3=28. или Z3=19
(сменная); г4=7; ^e=li
или г6=7
Цепная
То же
Тип сошника
Двухдисковый
Анкерный
(тип I)
Анкерный
(тип II)
Полозовидный
Анкерный
(тип II)
2
« i
<и с
У с
а
Тип ,
шего
рата
Катушеч-
ный
То же
Дисковый
гнездовой
Катушечно.
винтовой
4 Том 12

50
ПОСЕВНЫЕ МАШИНЫ
[РАЗД. IV
Продолжение табл. 1
Наименование
сеялки
Зерносвекло-
вичная комби-
нированная
10-рядная . . .
Зерноовощ-
ная дисковая
10-рядная . . .
Клеверная
разбросная . .
Овощная
ручная ....
Марка
сеялки
С К-10
СОД-10
СК-4
СО-1
а
га ^
s са
is
1,500
1,500—
1,800
4,000
—
ей
РЯДО1
О
S3
ЕГ
IO
IO
—
I
се
о
х m
S Ц
>>з s
ч о ^
2.О-З.О
ДЛЯ
свеклы
З.о—б.о
для
зерна
1,5—5,0
—
i,o—5,о
се
а
ть се-
0 ЯШИ
(в кг)
° *.-!
sw ^ се
63 A8)
свеклы
63 D7)
пшеницы
48 C6)
КЛ€ВСрЗ.
1,7
ялки
и у
0)
да ш
5оо
4^3
ю8
i6
Передача
Зубчатая: ^=17 37
(двойная); 22=2l (na-
' разитная); z3 =28/19
(двойная); 24=28 или
2Г4 = 19 или г4=14
(сменные); г6=21;
гв-108; г7=16
Зубчатая: zx=^\l\ Za=
= 19/28 или Z2= ' 2/28
(двойная); г3=28 или
г3=19 или 2=35
(сменные)
Зубчатая: 2i = 16;
з . 3—
Зубчатая: ^ = 12; га=18
Тип сошника
Анкерный
(тип II) спе-
циальный, ком-
бинированный
для свеклы;
анкерный
(тип 1) комби-
нированный
для зерна
Двухдисковый
с ребордами
Без сошников
Анкерный
с пяткой
2
ысева
аппа-
° «
Катушеч-
ный для
зерна,
аппарат
Шлера для
туков
Катушеч-
ный
Щёточный
Мотылько-
вый
Фиг. 3. Льняная 17-рядная конная сеялка СЛ-17.

СЕЯЛКИ ЗЕРНОВЫЕ
51
^¦-t-
Ч--^
Фиг. 4. Схема зубчатой передачи сеялок
СД-10, СА-12 и СОД-10.
Zs 2, Z2
Фиг. 5. Схема зубчато-цепной передачи сеялки СЛ-17.
¦1725
Фиг. 6. Зерносвекловичная 10-рядная j
конная сеялка СК-10.

52
ПОСЕВНЫЕ МАШИНЫ
[РАЗД. IV
kwhhwwh***»*»**»»»
Фиг. 7. Зерноовошная 10-рядная конная сеялка СОД-10.
Ось Выседн.
валика
Ось ходового
колеса
.у
Фиг. 8. Схема зубчатой передачи сеялки СК-4.
Вал
контр -
привода у
7727.
Вали! i
зернобой '
Фиг. 9. Схема зубчатой передачи сеялки СК-10. Фиг. 10. Схема цепной передачи сеялки СД-24.

ГЛ. II]
СЕЯЛКИ ЗЕРНОВЫЕ
53
Фиг. 11. Зернотравяная 47-рядная тракторная сеялка СЗТ-47.
Фиг. 12. Зернохлопковая 6-рядная тракторная сеялка СЗХ-6.

54
ПОСЕВНЫЕ МАШИНЫ
[РАЗД. IV
вал Контр-
привода
нимых с помощью дополнительных приспосо-
блений для высева разных культур. Так, зер-
новая дисковая сеялка СД-24 при установке
Фиг. 13. Схема цепной передачи сеялок СЗТ-47 и СЛ-44.
Фиг. 14. Схема цепной передачи сеялки СЗХ-6: а—ось
ходового колеса; b— ось высевающего аппарата; с — ссь
ыешалки.
Ч. У
Фиг. 15. Схема зубчатой передачи сеялки ССК: а — ось
ходового колеса; b — ось высевающего аппарата;
с — ось мешалки.
Фиг. 17. Разрез высевающих аппаратов сеялки ТСЗ-Ш.
Фиг. 16. Свекловичная 12-рядная тракторная сеялка
ТСЗ-Ш.
травяного ящика и анкерных сошников с ту-
пым углом вхождения в почву может высевать
одновременно зерновые культуры и! текучие
семена трав, а при постановке мешалок в зер-
новом ящике может высевать также и нете-
кучие семена трав; при замене зернового
ящика хлопковыми семенными коробками
и при установке каточков за дисковыми сошни-
ками можно использовать эту же сеялку для
посева хлопка в неполивных районах. Трактор-
ные и конные льняные сеялки при установке
травяного ящика могут высевать одновременно
овёс и клевер, пшеницу и люцерну и т. д.,
а при установке в зерновом ящике мешалок
они могут высевать и малосыпучие семена
житняка, костра и других трав.
Основные параметры отечественных сеялок
приведены в табл. 1 (фиг. 1 — 9) и 2 (фиг. 10—18).
На фиг. 19 изображён высевающий аппа-
рат сеялки с несдвигаемыми катушками. Норма
высева регулируется в них изменением чисда
оборотов высевного вала, для чего эти се-

ГЛ. Ill
СЕЯЛКИ ЗЕРНОВЫЕ
55
Фиг. 18. Льняная 44-рядная тракторная сеялка СЛ-44.
Тракторные сеялки
Таблица 2
Наименование
сеялки
Дисковая 24-ряд-
Зернотравяная
Зернохлопковая
|6-рядная (для не-
поливных районов)
Хлопковая 4-ряд-
Мая (для поливных
районов)
Свекловичная
комбинированная
12-рядная
Льняная 44-ряд-
ная (с приспосо-
блением для высе-
ва клевера)....
ялки
Ьв
С.
«
СД-24
СЗТ-47
СЗХ-6
сек
тс-зш
СЛ-44
$ s
= м
Шир1
хвата
3,6
3.6
3-9
2,8
5,4
3,6
а
о
СГ
о ря,
Числ
1
24
4.7
т/
24
для
зерна;
6
ДЛЯ
хлопка
4
12
44
о
ина :
иков
Глуб
сошн
в см
4,о—8,о
4,о—8,о
для
зерна;
= .5—5.о
для трав
4,о—8,о
о;0
ю,о
2,О- З.О
2,5—б,о
Ёмко
менн<
ка в
(в кг
312 B35)
пшенииы
312 B35)
пшеницы
32 B4)
клевера
312 B35)
пшеницы;
79 C2)
хлопка
59 B3,5)
(ёмкость
банок)
304 (F6)
свеклы
312 B20)
льна
is
ч
В
01
Э2 и
958
1140
—
боо
1445
И5°
Передача
Цепная: г,=9;
2га=18 или га=10
(сменная); 2,=7
или ?„ = 10 (смен-
ная); 2Г4 = 8
Цепная: zx =9;
2"а=18 или z2 = 10
(сменная); z3=7
или ^3=10 (смен-
ная); ?4=8; zb=l
Цепная: г,=9;
г2-9; гга=42;
24=3б; z5=18
Зубчатая: гг1=40;
z3 = 18; г3=Э6;
^==18
Зубчатая: zt = 37;
^^г! (паразитная);
z3^=20; г4=108;
25=16
Цепная: 2!=9;
z2=18 или za=10
(сменная); г=-7
или 23=10 (смен-
ная); 24=7; z5-=7
Тип сошника
Двухдисковый
Двухдисковый
для зерна;
анкерный
(тип II) для
трав
Двухдисковый
с укатываю-
щим каточком
Полозовидный
с ограничите-
лем
Анкерный
специальный
комбинирован-
ный для свеклы
Анкерный
(тип 11)
2
«с
Л СО
m
Тип 1
щего
рата
Катушеч-
ный
То же
Мотылько-
вый для
зерна.
аппарат
Шлера
для туков
Катушеч-
ный

56
ПОСЕВНЫЕ МАШИНЫ
[РАЗД. IV
ялки снабжены коробкой скоростей (фиг. 20).
Подавляющее большинство европейских сея-
лок имеет анкерные сошники с тупым углом
вхождения в почву; ширина захвата их — от
1,5 до 4 м, величина междурядья — от 105
кукурузные сеялки имеют высевающие аппа-
раты с большим набором дисков для разных
культур и снабжаются полозовидными сош-
никами. Большинство этих сеялок снабжается
приспособлением для высева удобрений в один
Фиг. 19. Высевающий аппарат с несдвигаемыми катушками: а—в рабочем положении; б— при установке
на норму высева; в —в положении для опорожнения ящика.
до 165 мм. Некоторые типы сеялок имеют
приспособление для высева текучих семян
трав в виде специального ящика, устанавли-
ваемого впереди зернового ящика; семена
трав высеваются вразброс.
В американских сеялках с приспособлением
для высева текучих семян трав применяется
высев вразброс и в зерновые сошники, в боль-
Фиг. 20. Коробка скоростей сеялки с несдвигаемыми ка-
тушками.
шинстве одно- и двухдисковые. Высевающие
аппараты зерновых сеялок — внутриреберчатые
и с регулируемыми катушками. Величина
междурядий — от 150 до 200 мм. Некоторые
зерновые сеялки и\:еют приспособления для
внесения удобрений одновременно с посевом
зерна, причём удобрения высеваются или в
один сошник с зерном (фиг. 21, а) или в до-
полнительные трубки, помещённые сзади зер-
нового сошника (фиг. 21, tf); таким о'разом,
удобрения заделываются или на одной глубине
с зерном или несколько выше него. Хлопко-
сошник и в один рядок с семенами или по
бокам зернового рядка.
Имеются сошники, которые заделывают
удобрения сбоку и ниже зерна. Специальные
свекловично-бобовые сеялки имеют индивиду-
альные банки для каждого сошника и дисковые
высевающие аппараты со сменными дисками
по типу кукурузных сеялок. Эти же сеялки
путём постановки в высевающих аппаратах
дисков с ячейками диаметром от 3,5 до 4,5 мм
используются для посева сегментированных
семян свеклы; при этом для более аккурат-
ного заполнения ячеек мелкими сегментирован-
ными семенами над ячейками высевающих
дисков помещают щётки. В сеялках с диско-
выми высевающими аппаратами для изменения
расстояний между семенами в ряду приме-
няют диски с разным числом отверстий и из-
меняют скорость вращения дисков путём
смены звёздочек передачи. ,
В некоторых американских тракторных зер-;
новых сеялках автомат для подъёма и опуска-
ния сошников, вилки подъёма сошников и
штанги нажимных пружин вынесены впе-
рёд
Основные размеры сеялки (фиг. 22 и
табл. 3). Семенной ящик и сошники распола-
гают в плане возможно ближе к оси колёс
сеялки для уменьшения колебаний в глубине
хода сошников и в величине давления на
прицеп или передок сеялки от веса семян и
сошников при переводе их из транспортного
положения в рабочее и обратно.
Смещение сошников назад от оси колёс
вызывает большой наклон семепроводов и
боковое давление на сошники при непрямо-!
линейном движении сеялки
Величина подъёма сошников т (транспорт-!
ный просвет) должна быть не кенее 100—'
120 л/л*. Диаметл ходовых колёс D принят рав-
ным 1220 мм; шир'ана ободьев t для трактор-
ных сеялок— 140 мм, для конных—60 мм.

СЕЯЛКИ ЗЕРНОВЫЕ
57
а) б)
Фиг. 21. Высев удобрений: а —в один сошник с зерном; б—в трубку,
расположенную позади зернового сошника.
Фиг. 22. Схема рядовой сеялки.

58
ПОСЕВНЫЕ МАШИНЫ
{РАЗД. IV
Таблица 3
Тяговое сопротивление сошников и расстояние
между их рядами
Тип Сошника
Дисковый ....
Анкерный тип I
(с острым углом
вхождения в поч-
.лнкерный тип II
(с тупым углом
вхождения в поч-
ву)
о ^
X СО
убина
шника
5-6,5
3—6
2-6
, о) и
говое
отивле
шника
н с 8
7—12,5
3-6,5
а-5
•к
ирина
ждуря
в см
В 2л
I5.O
12,5
7.5
К
S
<и § ^
1ССТОЯН
жду р
шнико
см
й. S S О
13,5
чо о
35-О-39.0
Для конных зерновых сеялок принята зуб-
чатая передача, располагаемая между рамой
и колесом сеялки; достаточное для размеще-
ния передаточного механизма расстояние К
от рамы до колеса составляет 130 — 135 мм.
В тракторной сеялке это расстояние при зуб-
Механизмы выключения передачи и подъёма
сошников располагают в задней части сеялки.
Расстояние L от оси ходовых колёс сеялки
до оси колёс передка (в конных сеялках),
достаточное для удобного управления перед-
ком, составляет 1700 — j 800 мм.
Диаметр колёс передка d~ 600 мм, ши-
рина обода tx = 40 мм. Ширину передка 5
определяют из условий ширины захвата
сеялки
где 5 — расстояние между колёсами передка;
Т — расстояние между колёсами сеялки;
В — ширина захвата сеялки.
Основные размеры тракторных и конных
зерновых сеялок установлены ГОСТ 1326-45.
РАБОЧИЕ ОРГАНЫ И МЕХАНИЗМЫ
ПОДЪЁМА ЗЕРНОВЫХ СЕЯЛОК
Высевающие аппараты. Наиболее рас-
пространены 4 типа высевающих аппаратов:
катушечный, мотылько-
вый, внутриреберчатый
и ложечный.
Катушечные ап-
параты выполняют со
сдвигаемыми и несдви-
гаемыми катушками.
В СССР приняты аппа-
раты со сдвигаемыми
катушками, допускаю-
I щими простую передачу
Фиг. 23. Катушечный высевающий аппарат зерновых
сеялок: а — общий вид: / — коробка высевающего ап-
парата, 2—клапан коробки, 3 — катушка, 4—муфта,
5 — пружина, 6 — регулировочные прокладки, 7 — вал
высевающих аппаратов, 8 — шплинт, 9 отверстия для
крепления аппарата ко дну ящика, 10 — усики для крепления семепривода; 6— катушка высевающего аппарата;
в — муфта высевающего аппарата.
чатой передаче рав о 190—195 мм, при цеп-
ной передаче — 125—130 мм. Цепную пере-
дачу размещают внутри рамы сеялки.
от ходового колеса к высевному валу; регу-
лировка нормы высева достигается в них
передвижением катушек вправо или влево.

ГЛ. II]
СЕЯЛКИ ЗЕРНОВЫЕ
59
Для зерновых сеялок приняты катушечные
аппараты по ГОСТ 1714-42 (фиг. 23). Для
льняной и травяной сеялок применяют анало-
гичные катушечные аппараты уменьшенных
размеров (фиг. 24 и 25). Размеры катушек
приведены в табл. 4.
Средняя неравномерность высева дости-
гает у мотыльковых аппаратов 12%.
Внутриреберчатый аппарат (фиг. 27)
получил большое распространение в США.
Он даёт среднюю неравномерность высева
до 2%. Регулировка нормы высева достигается
по Л В
по CD
ПО йН
//////////////////7,
изменением числа оборотов высев-
ного вала, что требует сложной пе-
редачи (коробки скоростей).
Ложечный аппарат универ-
сален и не требует сложной пере-
дачи, но неравномерность высева
у него доходит до 9%, т. е. боль-
ше, чем у катушечных и внутрире-
берчатых аппаратов.
Среднюю неравномерность высева
вычисляют по формуле:
C = -t
qn
где q — средний
высев
Скруглить
кромки
ребра R=5'
1 *i
1
ч —
qa—высев от-
Фиг 24. Катушечный высевающий аппарат льняных сеялок.
а общий вид: 1 — коробка высевающего аппарата,
2 накладка розетки, 3 — розетка коробки, 4 — катушка,
5— муфта, 6 клапан коробки, 7 — задвижка клапана,
8—шайба муфты, 9—регулировочные прокладки, 10— шай-
ба пружины, 11— пружины; б—катушка высевающего
аппарата; в — муфта высевающего аппарата.
Коробки высевающих аппаратов изгото-
вляются из серого чугуна или стальные штам-
пованные, катушки и муфты — из серого чу-
гуна.
Средняя неравномерность высева у кату-
шечных аппаратов не превышает 4%.
Мотыльковые аппараты (фиг. 26) при-
меняют в СССР в свекловичных и в ручных
овощных сеялках (табл. 5).
п
дельными аппаратами; л — чи-
сло высевающих аппаратов.
Сошники. Различают сош-
ники с острым и тупым углом
вхождения в почву. К первой
Таблица 4
Размеры катушек
Тип сеялок
Зерновые
Льняные
Травяные
Иаруж-
ный
диа-
метр
Длина
51
51
24
35' 5
3°
23

60
ПОСЕВНЫЕ МАШИНЫ
[РАЗД. IV
Таблица 5
Размеры мотыльковых аппаратов
Тип сеялок
Свекловичные ...
Диаметр
мотылька в мм
76
48
Число
лопастей
8
4
Рабочая ши-
рина лопасти
в мм
1б
14,7
Наклон ло-
пасти в град.
45
45
группе относятся анкерные сошники с острым
углом вхождения в почву, ко второй — анкер-
ные с тупым углом вхождения в почву, по-
лозовидные и дисковые.
фиг. 28) с наралышком из стали марки не ниже
Ст. 5 по ГОСТ 380-41 и анкерные сошники
с тупым углом вхождения в почву (тип II по
ГОСТ 1715-42, фиг. 29), наральники которых
отливаются из серого чугуна с отбелённой ра-
бочей поверхностью. Корпуса сошников изго-
товляются из стали Ст. 0 — Ст. 3.
Сошники этого типа применяются в основ-
ном при посеве семян, требующих мелкой за-
делки, и устанавливаются на льняных, травя-
ных и свекловичных сеялках.
Дисковые сошники бывают двух
типов: однодисковые и двухдисковые (послед-
ние — с передней и задней подачей). В СССР
применяются только двухдисковые, дающие
более равномерную по глубине заделку семян,
сошники с задней подачей по ГОСТ 1719-42
(фиг. 30). Диаметр дисков—350 мм; угол
между дисками а = 10-=- 12°; угол между го-
ризонтом и линией, соединяющей центр дисков
с точкой схода дисков,
g = 30°. Корпус сошника
отливается из серого чугу-
на; конусы и шайбы ди-
сков— также из серого чу-
гуна с отбелёнными рабочи-
ми поверхностями (твёр-
дость по Бринелю — 400—
600). Конуса могут быть
отлиты и из белого чугуна
с химическим составом:
С = 2,5 - 2,70/0; Si =1,1—
1о/о; S и Р=до 0,120/0;
Mn = 0,4 -0,6»/0. Смазка
сошников может быть гу-
стой и жидкой; в последнем
i
Фиг. 25. Катушечный высевающий аппарат для сыпучих
семян трав: а — общий вид:/ — коробка высевающего
аппарата, 2 — отверстия для крепления аппаратов ко дну
ящика, 3 — муфта, 4 — катушка, 5 — розетка, 6 — пру-
жина, 7—шайба, 8—регулировочная прокладка; б — ка
тушка высевающего аппарата; в — муфта высевающего
аппарата.
Анкерные сошники. В СССР приме-
няются анкерные сошники с острым углом
вхождения в почву (тип I по ГОСТ 1715-42,
случае центральный смазочный канал корпуса
сошника закрывается крышкой. В США при-
меняется конструкция дискового сошника с
индивидуальной смазкой каждого из обоих
подшипников дисков.
Полозовидные сошники (фиг. 31)
применяются на хлопковых сеялках для по-
ливных районов и на квадратно-шахматной
сеялке. Они открывают широкую борозду,
для закрытия которой за сошниками обяза-
тельно устанавливаются каточки.
Кинематический расчёт механизмов.
Для подъёма и опускания сошников трактор-
ных сеялок (с дисковыми сошниками) приме-
няются автоматы — механизмы, использующие
силу тяги трактора. В конных и в тракторных
сеялках с анкерными сошниками подъём и
опускание сошников осуществляются вручную

ГЛ. И]
СЕЯЛКИ ЗЕРНОВЫЕ
61
рычагом, укреплённым на валу подъёма сош-
ников.
Основные рекомендуемые данные для рас-
чёта подъёмных механизмов (фиг. 32): а) вы-
сота подъёма сошников в транспорте т =
'¦= ЮО-т-120 мм; б) расчётная глубина погру-
Фиг. 26. Мотыльковый высе-
вающий аппарат.
жения колёс в почву при посеве е = 30 мм;
в) максимальная глубина опускания сошников
ниже опорной плоскости колёс сеялки / =
= 100 мм (в величину / входит рабочая глу-
бина хода сошников и приспособляемость к
Фиг. 27. Внутриреберчатый высевающий
аппарат.
неровностям рельефа поля); г) регулируемые
пределы погружения сошников (для дисковых
сеялок) W = /+ е = 130 мм; д) угол перехода
звена ога автомата за мёртвое положение
механизма в работе при максимальном заглу-
блении сошников ipi = 10-4- 12°, при мини-
мальном — 4^1 = 5~=~ 6°; в транспортном поло-
жении фз = 12 -г 14°.
Регулирование глубины хода сошников
в пределах 130 мм достигается изменением
длины шатуна ас автомата (кулиса be), а при
ручном подъёме — зарубками на секторе
(„гребёнке") рычага подъёма. При этом глу-
бина погружения сошников переднего и зад-
него ряда должна быть примерно одинаковой;
допускается лишь несколько большая глубина
хода задних сошников (на 10—30 мм) ввиду
менее совершенной заделки высеваемых ими
семян.
Положение рукоятки рычага подъёма
должно быть удобным для пользования; длина
рычага подъёма / = 850 -f-1000 мм (фиг. 22);
усилие на рукоятке при подъёме сошников не
должно превышать 25 кг.
Расчёт длины и положения звеньев подъём-
ного механизма производится графически.
При этом нужно добиваться одинаковой длины
вилок подъёма переднего и заднего ряда сош-
ников и расположения их в одной плоско-
сти.
При переводе сошников из рабочего поло-
жения в транспортное передаточный механизм
к высевающим аппаратам должен выключаться;
при переводе сошников в рабочее положение
он должен включаться,
и- /30 -|#|
\ ~1
tT7
Фиг. 28. Анкерный сошник с острым углом вхождения;
а — передний, б — задний.
Выключение высевающих аппаратов должно
несколько опережать подъём сошников для
того, чтобы все высеянные семена были заде-
ланы сошниками. Длина тяги включения меха-
низма передачи должна быть регулируемой.

62
ПОСЕВНЫЕ МАШИНЫ
[РАЗД. IV
Фиг. 30. Двухдисковый сошник: а—передний сошник;
б—задний сошник; в—шайба диска; г — конус наруж-
ный; д — конус внутренний.
-ПО -==-;з
Фиг. 31. Полозовидный сошник сеялки ССК.
Фиг. 29. Анкерный соашик с тупым углом вхождения. Фиг. 32. Схема подъёмного механизма тракторной
сеялки.

ГЛ. И]
СЕЯЛКИ ЗЕРНОВЫЕ
63
ТЯГОВОЕ СОПРОТИВЛЕНИЕ
Тяговое сопротивление сеялки в работе
слагается из сопротивлений: а) перекатывания
сеялки по вспаханной и подготовленной к
посеву почве; б) образования сошниками бо-
роздок в почве; в)трения во втулках колёс
и в передаточных механизмах; г) сопротивле-
ния от случайных толчков и ударов; д) рабо-
чего сопротивления высевающих аппаратов.
Среднее сопротивление перекатывания по
пашне (при поднятых сошниках) составляет
около 20% от веса сеялки.
Сопротивления от толчков и ударов при
перекатывании сеялки и от работы высеваю-
щего механизма выражаются, в долях про-
цента от общего сопротивления сеялки (на-
пример, затрата тягового усилия на работу
24 аппаратов зерновой сеялки на высеве пше-
ницы составляет около 0,4 кг, т. е. 0,1% от
общего тягового сопротивления тракторной
сеялки).
Таким образом, для практического расчёта
тягового сопротивления достаточно опреде-
лить сумму затрат на перекатывание сеялки
по полю и на работу сошников.
Результаты динамометрирования сеялок
Таблица
Марка сеялки
(до введения
ГОСТ 2472-44)
С2Д 24 № 2
Т-9
КА-13
КД-11
ЛТ-2
ЛК-1
тс-зш
СК-10
Назначение сеялки
Зерновая
Льняная
Свекловичная—ком-
бинированная
Зерновая—комбини-
рованная
Вид тяги
Тракторная
Конная
Трякторная
Конная
Тракторная
Конная
Тип сошника
Двухдисковый
»
Анкерный (тип I)
Двухдисковый
Анкерный (тип II)
То же
Свекловично-ком-
бинированный
Анкерный комбини-
рованный
m
о
SS
3
X
а
о
о
У
щ
28
13
и
46
*7
12
IO
о S*
a- s
о а
C.S
я °
2 га
я *"¦
as
3.66
4.2
1,65
1,65
3<45
!>53
5-34
i.5
Е
S
я
<и
u
ее
95°
1128
37°
400
IIOO
495
1445
5°°
о ее
га о
X SS
О X
>.д
?8
6,о
6,о
6,о
6,о
2,0-3.0
2,0-3,0
2,О-З.О
3.о-5.°
Тяговое
сопротивление
сеялки в кг
при
работе
ЗЮ—45о
43O-5OO
120—150
140-150
25°- 35°
90-130
35°—4оо
125-140
п ри
перека-
тыва-
нии
195
225
67
83-90
I8O-2OO
—
90—95
Сопротивление сошников в работе зависит
от их типа, состояния подготовленной к
посеву почвы и глубины хода сошников
(табл. 3).
Сопротивление трения во втулках колёс и
передаточных механизмах не превышает 1 —
2и/0 от общего сопротивления сеялки (напри-
мер, тяговое усилие для вращения хорошо
отрегулированных передаточных механизмов
тракторной сеялки составляет 1,5 кг, т. е.
©,4% от среднего тягового сопротивления
тракторной сеялки).
В табл. 6 приведены данные динамометри-
рования тракторных и конных сеялок, полу-
ченные в разных условиях.
Необходимо учитывать, что для сеялок
с дисковыми сошниками затрата усилия на
перекатывание при заглубленных сошниках
значительно меньше, нежели при перекаты-
вании сеялки с поднятыми сошниками, так как
в работе вес сошников (составляющий в ди-
сковой сеялке около 25—30% от общего веса
машины) не передаётся на колёса и часть
веса самой сеялки передаётся на сошники
через их нажимные пружины.
МАШИНЫ ДЛЯ ВНЕСЕНИЯ МИНЕРАЛЬНЫХ УДОБРЕНИИ
1. Физико-механические свойства мине-
ральных удобрений (туков) приведены - в
табл. 7.
При повышении влажности сыпучесть туков
уменьшается, усиливая вредное явление сводо-
образования; это явление резко ослабляется
применением обладающих лучшей сыпучестью
специально обработанных, гранулированных
туков.
ТИПЫ МАШИН
Различают 3 группы машин для внесения
минеральных удобрений:
1) машины для поверхностного
распределения туков: а) разбрасываю-
щие центробежные аппараты к конным и трак-
торным ходам, б) разбросные туковые сеялки;
2) комбинированные сеялки для внесе-
ния туков при посеве: а) зерновые,
б) свекловичные, в) хлопко-кукурузные, г) кар-
тофелесажалки ;
3) машины для подкормки растений
в период вегетации — растенлепитатели (трак-
торные — прицепные и навесные, конные).
Основные параметры отечественных машин
и приспособлений (фиг. 33—36) для внесения
минеральных удобрений приведены в табл. 8
(данные о комбинированных сеялках для вы-
сев 1 свеклы и зерновых культур см. стр. 50
и 55).
РАБОЧИЕ ОРГАНЫ И ПЕРЕДАЧИ МАШИН
ДЛЯ ВНЕСЕНИЯ МИНЕРАЛЬНЫХ
УДОБРЕНИЙ
Высевающие аппараты. Характеристика
туковысевающих аппаратов приведена в табл. 9.

64
ПОСЕВНЫЕ МАШИНЫ
[РАЗД. IV
Таблица 7
Физико-механические свойства минеральных удобрений (туков)
Группы
туков
Мучнисто-
комковатые
Мучнистые
Кристалли-
ческие
Туки, входящие
в группу
Суперфосфат
Аммонизированный
суперфосфат
Аммофос
Фосфоритная мука
Томасшлак
П еципитат
Термофосфат
Сульфат аммония
Азотнокислый аммо-
ний (аммиачная се-
литра)
Хлористый аммоний
Натриевая селитра
Сернокислый калий
Объёмный
вес
в т л8 '
о,88—i,o8
°>95—°>98
о,93-1|О1
1,63—1,84
2,01—2,05
о,86—0,87
1,63—1,70
0,84—0,85
o,gi—i,oo
о, 58
1,28—1,43
1.3
Заводская
влажность
в %
i6
5—12
а
2
6-15
о,5
2
5-7
3
а-5
3
Свойства туков
Высокая сыпучесть в сухом состоянии
Способность к сводообразованию, особенно при по-
вышен .ой влажности
Превращение суперфосфата при механическом воз-
действии в пластическую массу, налипающую на рабо-
чие органы и замазывающую высевные щели
Хорошая сыпучесть
При заводской влажности сводов не образуют
Малые размеры частиц
При ветре пылят
Большая склонность к сводообразованию; требуют
наличия сводоразрушающих приспособлений в туковы-
севающих аппаратах
В пластическое состояние не переходят
Таблица 8
Основные параметры отечественных машин и приспособлений для внесения минеральных удобрений
Тип и марка
машины
(приспособле-
ния)
Прицепная
тележка с
центробежным
аппаратом
Сеялка туко-
вая конная
СТК-2,3(ТК-1)
(фиг. 33)
Удобритель к
универсально-
му тракторно-
му культива-
тору КУТ-2,8
(фиг. 34)
Удобритель
к навесному
культиватору
КН-2,8 (КД)
(фиг. 35)
Удобритель
к конномуокуч-
нику (фиг. 36)
Удобритель
к культивато-
ру-рыхлителю
КР-2,6 (КЕ)
L
Назначение
Разбрасыва-
ние извести
Разбросной
высев удобре-
ний
Рядковое
внесение удо-
брений в пе-
риод вегета-
ции
То же
Внесение
удобрений при
сплошной куль-
тивации (до
посева)
Ширина захвата
в м
4,о—5,о
3,1 — 2,3
2.8
A сек-
ция)
2,8
о,7
1,8-2,6
Глубина заделки
удобрений в см
—
—
Ю,О—1б,О
5.о-7.о
5.о-7,о
22,0
Тип туковысеваю-
щего аппарата
Дисковый
центробеж-
ный
Цепной
Барабан
Шлера
Тарельча-
тый
То же
*
Ёмкость ящика в
кг (суперфосфат)
-
i8o
100
160
15
З01
Диапазон норм
высева в кг 1га
4<эо—бооо
50—1200
5о— 5оо
150—I2OO
IOO—1200
Производитель-
ность в га\час
I —1,3
0,7—0,8
о,9—1,о
1—1,а
о, 13— °>i5
о,7
Тяговое сопроти-
вление в кг
65
НО —I2O
420-750
4оо
5»
8оо—IOOO
Вес машины в кг
200
5бо
190 (
i5o** (бо5)
34***
б5о •***
* Вес удобрителя без культиватора.
** Вес удобрителя, в скобках—вес культиватора с удобршелем.
•** Вес окучника с*удобрителем.
*•*• Вес культиватора с удобрителем.

Г Л II]
МАШИНЫ ДЛЯ ВНЕСЕНИЯ МИНЕРАЛЬНЫХ УДОБРЕНИЙ
65
Таблица 9
Характеристика туковысевающих аппаратов
Наименование
аппарата
Схема
Дисковый
центробежный
Изменяемые
факторы
регулирования
нормы высева
Основные конструк-
тивные особенности
Применение и основ-
ные эксплоатационные
особенности
Толщина
слоя тука на
питающем
транспортёре
(перестановка
скребка)
Диаметр дисков 400— Поверхностное внесе-
?00 мм. Высота дисков над| ние больших норм туков,
землёй 300—450 мм. Ско- | Лаёт неравномерное рас-
рость вращения дисков ; пределение туков по ши-
300—350 об/мин \ рине захвата
Цепной
(Вестфалия-
Прима)
Барабанный
с нижним вы-
севом (Хадега)
Высота вы-
Высота высевной щели
севной щели и[ от 6—8 до \Ь - 20 мм. Ско-
рость движения цепи от G
скорость дви-
жения цепи
Высота пы-
севной щели и
амплитуда
колебания зуб-
чатой доскн
до 110—ПО MMj'cetc. Угол
наклона пальцев цепи к
направлению её движе-
ния а = 25°
Диаметр высевающего
барабана 115 мм. Шп:
винта высевающего бара-
бана 60 мм. Амплитуда
колебания зубчатой доски
от 3 до 63 мм
Звёздчатый
Высота вы-
севной щели и
скорость вра-
щения высев-
ных звёзд
Диаметр рысевных звёз;:
200 мм. Высота высевной
щели от 12 до 40 мм
Разбросное внесение
туков в количестве от 50
до 1200 кг/га. Обеспечи-
вает равномерное распре-
деление туков по ширине
захвата. Требует наблю-
дения за туками, смещае-
мыми в ящике в сторону
движения цепи
Разбросной высев туков
в количестве от 50 до
1200 кг.га. Обеспечивает
равномерное распределе-
ние туков, но вла-киые
туки высевает хуже, чем
цепной аппарат
Высев туков, обладаю-
щих хорошей сыпучестью
(в сеялках американских
и европейских конструк-
ций). Не высевает туков,
склонных к сильному сво-
лообразованию (сульфат
аммония)
5 ТОМ 12

66
ПОСЕВНЫЕ МАШИНЫ
[РАЗД. IV
Продолжение табл. &
Наименование
аппарата
Схема
Тарельчатый
Барабанный
с верхним вы-
севом (Шлер)
Баночный
(с верхним
высевом)
Тарельчатый
с вращающи-
мися счищал-
ками
Изменяемые
факторы
регулирования
нормы высева
Высота вы-
севной щели
и скорость
вращения та-
релки
Скорость
подъёма по-
движной туко-
вой доски (по-
дача тука)
Скорость
подъёма дна
Основные конструк-
тивные особенности
Высота вы-
севной щели
и скорость
вращения та-
релки
Диаметр тарелки 300-
315 мм. Глубина тарелки
30 мм. Высота высевной
щели от 0 до 30 мм
Диаметр барабана
160 мм. Скорость враще-
ния барабана 45 об/мин.
Максимальная скорость
подъёма подвижной туко-
вой доски 0,8 мм на 1 ж
пути (при максимальном
высеве суперфосфата
600 кг/га). Конструкция
отличается сложностью
Диаметр банки 300мм.
Высота банки 500 мм.
Скорость вращения диска
70- 100 об/мин. Скорость
подтема дна до 1 мм на
1м пути
Диаметр тарелки D =
— 300 мм. Глубина тарел-
ки 15 мм. Радиус вра-
щающихся счищалок
U — 45 мм. Скорость
вращения счищалок 280
об/мин. Скорость враще-
ния тарелок при высеве
туков от 0,3 до 1,0 об/мин,
при высеве извести — до
3 об/мин
Применение и основ-
ные эксплоатационные
особенности
Рядовой высев туков
в районах сухого климата
для культур с широкими
междурядиями. Прост в
эксплоатации; не спра-
вляется с высевом туков
повышенной влажности
и склонных к сводообра-
зованию
Рядовой высев туков.
Обеспечивает вполне
надёжный высев туков
даже при повышенной
влажности. Равномерность
распределения высевае-
мых туков ниже, чем в
цепных аппаратах
Рядовой высев туков
для культур с широкими
междурядиями. Обеспе-
чивает надлежащий вы-
сев туков даже при повы-
шенной влажности. Сло-
жен в конструктивном
оформлении. Имеются
лишь экспериментальные
образцы
Высев туков, облада-
ющих хорошей сыпу-
честью. Для туков обыч-
ной обработки может при-
меняться лишь в районах
с сухим климатом

ГЛ. II]
МАШИНЫ ДЛЯ ВНЕСЕНИЯ МИНЕРАЛЬНЫХ УДОБРЕНИЙ
67
При малосыпучих и повышенно-влажных
туках применяются аппараты с верхним высе-
вом и цепные — с нижним высевом, отличаю-
щиеся надёжностью, но вместе с тем и слож-
ностью конструкции. Для туков повышенного
2800-
Фиг. 33. Схема туковой конной сеялки СТК-2,3 (ТК-1):
1 — туковый ящик; 2 — туковысевающая цепь; 3— шатун
ворошильной доски; 4—регулировочная планка; 5—ме-
ханизм включения сеялки; 6— механизм передачи к высе-
вающему аппарату; 7—рычаг регулировочной планки.
качества (гранулированных) могут быть ис-
пользованы высевающие аппараты более
простой конструкции — звёздчатые и тарель-
чатые.
Сводоразрушающие приспособления.
В туковысевающих аппаратах с нижним высе-
вом в целях борьбы со сводами, возникающими
в массе тука, одну из стенок тукового ящика
постановку, затрудняющую опирание сводов
на стенки ящика.
В тарельчатом аппарате стенки ящика
(банки) наклоняют даже несколько внутрь, что
совершенно устраняет возможность опирания
сводов на стенки.
Дну тукового ящика дают уклон в сторону
высевной щели. Угол наклона дна должен
быть не меньше максимального угла естествен-
ного откоса туков, т. е. 60°, а для туков высо-
кой сыпучести примерно 45—50°.
Применение вращающихся рабочих орга-
нов — мешалок — для борьбы с образованием
сводов даёт положительные результаты только
Фиг. 35. Удобритель к навесному культиватору КН-2,8
(КД): А—трактор, В—удобритель.
при гранулированных туках, так как обычные
мучнисто-комковатые туки переходят под влия-
нием механического воздействия в пластиче-
ское состояние, налипают на мешалки и за-
мазывают высевные щели.
Распределительные устройства. Для рав-
номерного распределения высеваемых туков
Фиг. 34. Удобритель к универсальному тракторному куль-
тиватору КУТ-2,8.
закрывают железным листом, сообщая ему
возвратно-колебательное движение с неболь-
шой амплитудой B5—35 мм). При колебании
листа образовавшиеся в массе тука своды, не
получая опоры на стенке ящика, обруши-
ваются. Стенкам тукового ящика придают
максимально крутую, близкую к вертикальной
Фиг. 36. Удобритель к конному окучнику.
по ширине захвата при разбросном посеве
применяют рассевные доски с набитыми на
них шпильками овального сечения (фиг. 37).
При повышенной влажности туки задержи-
ваются на шпильках и затем при толчках,
испытываемых машиной в работе, сразу осы-
паются, ложась на землю густой поперечной
полосой.
Другие конструкции рассевных приспо-
соблений из-за большей их сложности приме-
нения не получили.

68
ПОСЕВНЫЕ МАШИНЫ
[РАЗД. IV
В рядовых комбинированных сеялках и
в растениепитателях высеваемые туки напра-
вляются в отдельные сошники, количество и
расстановка которых определяются схемой
посева высеваемой культуры. Для направления
туков из высевающего аппарата в сошники
служат тукоделители и тукопроводы.
Тукоделители обычно представляют собой
деревянные переставные клинья, смонтирован-
Фиг. 37. Рассевная доска разбросной туковой сеялки.
ные между двух щитов (фиг. 38), куда тук
сбрасывается барабаном высевающего аппа-
рата. Тукоделители можно переводить в то
или иное положение и переставлять на другие
выходные отверстия в соответствии с требуе-
мой расстановкой сошников. Во избежание
Фиг. 38. Схема расстановки тукоделителей для рядового
внесения удобрений.
сгруживания туков углы наклона тукодели-
телей должны быть не менее максимального
угла естественного откоса туков, т. е. не ме-
нее 60°.
Тукопроводы бывают двух типов: спи-
рально-ленточные и жестяные из конических
воронок, соединённых цепочками. Диаметр
отверстия тукопровода должен быть не ме-
нее 35 .м м.
Механизмы передачи движения высе-
вающим аппаратам. В большинстве туковых
сеялок передачу к высевающим аппаратам
осуществляют механизмами со сменными зуб-
чатками и звёздочками.
Широкие пределы норм высева туков при-
водят к сложным конструкциям передаточных
механизмов. Например, в цепной туковой
Сеялке СТК-2,3 имеется 18 комбинаций зубча-
ток, дающих соответствующее число скоростей
движения высевающей цепи. На фиг. 33 изо-
бражена схема передачи это:! сеялки, а в табл. 10
приведены основные комбинации зубчаток и
скорости движения цепи, обеспечивающие вы-
сев туков в пределах требуемых агротехникой
норм.
Для барабанных высевающих механизмов
с верхним высевом применяетсяэксцентрико-
шатунный передаточный механизм с изменяе-
Таблица 10
Характеристика передачи туковой сеялки СТК-2,3
(ТК-1)
65 г—
Передаточное
отношение
(набор зубча-
ток)
Ц.13
35-33
и, i6
35.3O
16,13
Зо.ЗЗ
11.30
35.16
и.ЗЗ
35.13
16,33
Ь°13
Скорость
движения
цепи
в мм'сек
5.8
7.6
9-9
27,8
37.8
640
Высев суперфосфата
в кг\га при высоте
высевной щели
7 мм
5°
6о
85
2UO
2'/О
42O
16 ММ
13°
I5O
2ОЭ
55°
';оо
iaoo
мой величиной эксцентриситета. Такой меха-
низм в свекловичной комбинированной сеялке
ТС-ЗШ обеспечивает 12-кратное отношение
между максимальной и минимальной ско-
ростями подъёма туковой доски и даёт нормы
высева суперфосфата от 50 до 600 кг/га.
Сошники. Параметры основных типов сот-
ников туковых сеялок приведены в табл. 11.
Для одновременной заделки семян и удобре-
ний применяют комбинированные сошники
с двумя воронками—передней для туков и
задней для семян. Отечественные свеклович-
ные сеялки снабжены анкерными комбиниро-
ванными сошниками с тупым угломвхождения,
зерновые комбинированные сеялки — анкер-
ными комбинированными сошниками с острым
углом вхождения. Для тяжёлых почв средней
и северной части СССР возникает необхо-
димость в дисковых комбинированных сош-
никах.
Комбинированные сошники заделывают се-
мена в одну борозду с удобрением, не обеспе-
чивая достаточной прослойки почвы между
семенами и удобрением. Между тем боль-
шинство удобрений (особенно азотных) при
непосредственном соприкосновении с семенами
угнетающе действует на молодые всходы расте-
ний, что иногда приводит к изреженности всхо-
дов. При таких удобрениях необходима особая
конструкция комбинированного сошника, кото-
рая обеспечила бы заделку удобрений на 1 —
i,5 см ниже и на 1,5—2 см в сторону от рядка
семян. В американских комбинированных зер-
новых сеялках применяют высев туков на по-
верхность почвы над рядком семян, для чего
сзади зернового сошника пристраивается во-
ронка для тукопровода. При таком способе
обеспечивается прослойка почвы между семе-
нами и туком.
Для ряда технических культур агротехни-
кой установлена целесообразность внесения
удобрений в ленты сбоку рядка семян на рас-
стоянии 3-6 см и на уровне рядка семян или
ниже его на 1—2,5 см (бобы, кукуруза, хло-
пок и др.).
Для картофеля удобрения должны вноситься
по сторонам от рядка на расстоянии 5 — 8 см
и на уровне рядка или ниже него (до 5 см).
В комбинированных картофелесажалках (раз-

гл. щ
МАШИНЫ ДЛЯ ВНЕСЕНИЯ МИНЕРАЛЬНЫХ УДОБРЕНИЙ
69
Таблица 11
Тип сошника
С тупым углом
вхождения
С острым углом
вхождения
Конструкция
ВИУАА (эксперимен-
тальный)
Дисковый зерно-
вой сошник с приспо-
соблением для высева
туков
Анкерный сошник
для сухой подкормки
Заделывающие
рабочие органы карто
фелесажалки
Параметры основных типов туковых сошников
I | Машины с сошни-
ками данного типа
Свекловичные
комбинированные
сеялки
23 | Зерновые ком-
| бинированные се-
ялки
То же
Американские
зерновые комбини-
рованные сеялки
_ Тракторные
кул ьтиваторы-под-
кормшики
Комбинированные
картофелесажалки

70
ПОСЕВНЫЕ МАШИНЫ
[РАЗД. IV
работанных ВИСХОМ) для заделки удобрений
применены вогнутые диски.
Для заделки удобрений при междурядной
культивации (при подкормке) применяют спе-
циальные долотообразные ножи с воронкой
для подвода удобрений ко дну борозды, обра-
зуемой ножом.
ТЯГОВОЕ СОПРОТИВЛЕНИЕ
Тяговое сопротивление разбросных туковых
сеялок слагается из рабочего сопротивления
передачи и туковысевающих механизмов и
сопротивления перекатывания машины; оно
составляет 10—250/0 от веса машины с удобре-
нием, в зависимости от конструкции машины,
типа высевающего аппарата и условий работы
(по жнивью, пару и т. д.). В табл. 12 приве-
дены данные динамометрирования туковых
сеялок, полученные в 1946 г. при работе на
паровом поле в Барыбино Московской области.
Рабочее сопротивление механизмов сеялки
с цепным туковысевающим аппаратом не пре-
вышает 10—15% от полного тягового сопро-
тивления.
Тяговое сопротивление комбинированных
сеялок слагается из рабочего сопротивления
механизмов, сопротивления сошников и сопро-
тивления перекатывания машины.
Затрата усилия на работу сошников и пере-
катывание сеялки определяется так же, как и
Таблица 12
Результаты динамометрирования туковых сеялок
i
Тип и марка
сеялки
Туковая сеял-
ка ТК-1
„Вестфалия"
„Wilmo"
Прицепная те-
лежка для раз-
брасывания из-
вести
Тип высе-
вающего
аппарата
Цепной
Тоже без
ворошиль-
ноЙ доски
Тарельча-
тый с вра-
щающими-
ся счищал-
ками
Центро-
бежный
вата
X
я
m
п>
S
Си
5 *
Э«
2.2O
1.85
з,оо
4.оо
Вес машины
чи-
стый
в
5бо
Збо
275
235
с удо-
бре-
нием
кг
¦
5Ю
4Ю
2б0
а *
>е со
ие в
« X
ПО
7°
88
65
в обычных зерновых сеялках (см. „Сеялки
зерновые").
Рабочее сопротивление механизмов комби-
нированной сеялки с туковым аппаратом Шлера
составляет не больше 3—5% от полного тя-
гового сопротивления сеялки.
Данные динамометрирования комбиниро-
ванных сеялок приведены в табл. 6.
ЛИТЕРАТУРА И ИСТОЧНИКИ
1. Баранов И. Б., Разбросные туковые сеялки,
ВАСХНИЛ, М. 1936.
2. Б о б к о Е. В., Какие требования предъявляет агро-
техника к машинам для внесения минеральных удобре-
ний, „С.-х. машина" № 3, 1933.
3. Василенко П. М. Кинематические основания кон-
струкции центробежного аппарата туковой сеялки,
„С.-х. машина* № 4, 1934.
4. Вейс Ю. А., К вопросу о выравнивании глубины
заделки семян передними и задними сошниками,
„Вестник металлопромышленности" № 1—3 за 1924 г.
и № 3—4 за 1938 г.
5. Горячкин В. П., Испытание с.-х. машин 1906—
1908 гг., Известия бюро по с.-х. механике, 2-е изда-
ние; стр. 13—25 и 33—41.
6. Дебу К. И., Исследование высевающих приборов
сеялок, бывших на I СПБ Всероссийской выставке се-
мян и машин в 1908 г. „Известия бю?о по с.-х. меха-
нике' № 2, С. Петербург, 1909.
7. Ж е г а л о в В. С., Конструирование и расчёт
сельскохозяйственных машин, М. 1934.
8. Кругляков М. Л., К вопросу о создании туковых
комбинированных посевных машин, „Советская агроно-
мия' № 1, 1940.
9. Кругляков М. Л., Основания к выбору кон-
струкции туковысевающего аппарата для широкоряд-
ных культур, „С.-х. машина" № 1, 1940.
10. Летошнев М. Н., Сельскохозяйственные машины
(теория, расчёт и испытания). М..—Л. 1940.
11. Л и с о в е н к о С. И., Исследование основных рабо-
чих органов цепных тукоразбрасывателей, „С.-х. ма-
шина" № 6, 1936.
12. Н а г и б и н В. И., О сошниках, „Юговосточный хо-
зяин" № 6, 1911.
13. Сервисен С, Кинематическое исследование' меха-
низма подъёма тукового ящика в комбинированных
сеялках, „Рестник металлопромышленности' № 11, 1929.
14. Справочник агронома по удобрениям, под ред.
Ф. Т. Перитурина, 2-е издание, Сельхозгиз, 1937.
15. Т е р с к о в Г. Д., Графический расчёт подъёмных
механизмов тракторной сеялки (стр. 303, 311) ВИСХОМ.
Теория, конструкция и производство с.-х. машин, т. I.
Теория. Под общей редакцией проф В. П. Горячкина,
1935.

Глава III
МАШИНЫ ДЛЯ УБОРКИ ЗЕРНОВЫХ КУЛЬТУР
ЗЕРНОВЫЕ КОМБАЙНЫ
АГРОТЕХНИКА КОМБАЙНОВОЙ УБОРКИ
Комбайн производит срез растений, об-
молот их, сепарацию зерна из вороха и
очистку зерна. Комбайном убирают до 80 раз-
личных культур: зерновые культуры (пшеницу,
рожь, овёс, ячмень, просо, рис, гречиху), бо-
бовые культуры (горох, бобы, сою), маслич-
ные культуры (подсолнечник, лён, горчицу),
семенники трав (клевер, люпин, люцерну, ти-
мофеевку), эфиромасличные семена (кориандр).
В соответствии с особенностями различных
культур комбайн снабжают специальными
приспособлениями.
При избыточной влажности убираемых
культур применяется раздельная комбайновая
уборка. В этом случае растения срезаются и
укладываются в рядки виндроуэром. После
того как растения в рядках высохнут, даль-
нейшая уборка производится комбайном, име-
ющим вместо хедера подборщик.
Метод комбайновой уборки и соответству-
ющая ему конструкция комбайна определяются
требованиями агротехники как к самой уборке,
так и к другим связанным с ней операциям,
особенно к обработке почвы.
Агробиологическая наука, созданная в
нашей стране, дала научные основания для
развития нового метода комбайновой уборки.
Сущность этого метода, при котором ком-
байновая уборка ведётся в комплексе с опе-
рациями по зяблевой обработке почвы, иллю-
стрирует фиг. 1.
Низкий срез (фиг. 1, Г) снижает потери
зерна за хедером, устраняет забивание лу-
щильников и предплужников длинными остат-
ками растений. Вместе с тем низкий срез
увеличивает количество соломы и нагрузку
на молотилку и двигатель комбайна.
Лущение стерни (фиг. 1, II) уничтожает
сорные растения, сохраняет влагу в почве,
смешивает семена сорняков с рыхлым слоем
почвы. После лущения семена сорняков при
достаточном количестве тепла и влаги про-
растают (фиг. 1, III). При последующей глу-
бокой пахоте плугами с предплужниками
(фиг. 1, IV) верхний слой почвы вместе с
сорной растительностью срезается предплуж-
никами, сваливается на дно борозды и засы-
пается пластами земли, отваливаемыми кор-
пусом плуга. Лишённые света и доступа воз-
духа сорные растения погибают, удобряя
почву.
Эта система зяблевой обработки почвы
основана на учении акад. В. Р. Вильямса и
является мощным средством для борьбы с
сорняками и для повышения урожайности
полей.
Метод комплекса комбайновой уборки и
зяблевой обработки почвы предъявляет сле-
дующие требования к конструкции комбайна;
комбайн должен обеспечивать низкий срез
стеблей, обладать достаточной для этого произ-
водительностью молотилки и мощностью дви-
гателя, собирать солому и полову в копны,
не допускать разбрасывания по полю вместе
с половой семян сорняков и освобождать поле
для лущения немедленно вслед за уборкой.
В отличие от этого метод комбайновой уборки
США отражает такую систему ведения сель-
ского хозяйства, при которой происходят
истощение почвы и упадок её плодородия.
Комбайны США рассчитаны на высокий срез
стеблей; они разбрасывают по полю солому,
полову и семена сорняков. Лущение стерни
в США не применяется, плуги не имеют
предплужников. Солома, полова и семена сор-
няков запахиваются, что снижает качество
обработки почвы и приводит к засорению
полей.
Методы комбайновой уборки, при которых
солома связывается в снопы или прессуется,
а полова собирается отдельно от соломы в
большие копнители, приводят к очень гро-
моздким и энергоёмким конструкциям машин
и к малой их производительности. Экономич-
ность и агротехническая целесообразность
таких методов уборки соломы и половы, осо-
бенно при избыточной влажности убираемых
культур, вызывают сомнение.
Конструкции комбайнов советского произ-
водства разработаны применительно к но-
вому методу комбайновой уборки. Они обес-
печивают низкий срез стеблей. При пониже-
нии среза, как это видно из фиг. 2, коли-
чество соломы увеличивается и отношение
веса зерна к весу соломы изменяется. Поэтому
в новых комбайнах (самоходном С-4 и „Ста-
линец-6") соотношение производительности
молотилки и ширины захвата хедера изме-

72
МАШИНЫ ДЛЯ УБОРКИ ЗЕРНОВЫХ КУЛЬТУР
[РАЗД. IV
нено по сравнению с подобными конструк-
циями США в сторону повышения произво-
дительности молотилки примерно на 25%.
Комбайн „Сталинец-6" имеет прицепной
копнитель для соломы и половы, состазля-
зываются безмоторными, а имеющие двигатель
на комбайне — моторными.
По технологической схеме рабочего про-
цесса комбайны разделяются на: а) про-
дол ь н о-п рямоточные, б)поперечно-
П Лущение стерни дисковым лшильником
мена сорняков смешаны с поч
подрезаны | \Ршлыи c/7Oq no4gbl ученый, испарение воды
HI Прорастание семян сорняков
Прорастание семян сорняков
Ш Глубокая пахота лемешным плугом с предплужниками
Часть пласта, срезаемая предплужником
Уничтожение сорняков
и с.-х. вредителей,
зимующих на
стерне, сорняках
и падалице
ТТЛ
емена сорняков
Фиг. 1, Схема метода комбайновой уборкн с последующей обработкой почвы.
юший обязательн)Ю принадлежность этой
машины.
Для самоходного комбайна С-4 разраба-
тывается особый метод уборки половы и со-
ломы. Необходимость в особом методе вызы-
кается невозможностью использования для
Фиг
2. Соотношение веса зерна к весу соломы при раа-
лмчной высоте среза.
самоходного комбайна прицепного копнителя,
так как это нарушило бы маневренность
машины.
ТИПЫ КОМБАЙНОВ
По характеру знергоиспользования ком-
байны разделяются на самоходные и
прицепные. Прицепные комбайны, полу-
чающие энергию от двигателя трактора, на-
прямоточные и в) п о л у и р я м о т о ч-
н ы е.
В продол ьн о-п рямоточных ком-
байнах поток продукта в машине движется
в направлении, обратном направлению её
движения по полю, причём направление по-
тока остаётся неизменным. В машинах этого
типа поток продукта идёт: а) без сужения
перед молотилкой, б) с односторонним или
в) с двухсторонним сужением перед моло-
тилкой (самоходный комбайн С-4).
В поперечно-прямоточных ком-
байнах поток продукта в машине движется
перпендикулярно к направлению её движения
по полю. К этому типу относится северный
комбайн, производство которого прекращено.
В полупрямоточных комбайнах
поток продукта в машине на одном участке
пути направлен в сторону, обратную напра-
влению её движения по полю, на другом
участке пути — перпендикулярно к этому на-
правлению („Сталинец-6").
КОНСТРУКТИВНЫЕ ОСОБЕННОСТИ
НОВЫХ КОМБАЙНОВ
Новейшие конструкции комбайнов характе-
ризуются применением: а) баллонных шин;
б) клиноремённых передач с раздвижными
шкивами; в) бескаркасной конструкции мо-
лотилки и г) труб вместо швеллеров.
Баллонные шины значительно снижают тя-
говое сопротивление комбайнов (на 30—50%).
смягчают толчки от неровностей почвы, со-

ГЛ. Ill]
ЗЕРНОВЫЕ КОМБАЙНЫ
73
храняют прочность машины и дают возмож-
ность значительно повысить рабочие скорости.
Клиноремённые передачи с раздвижными
шкивами позволяют быстро изменять ско-
рости рабочих органов при переходе от
уборки одной культуры к уборке другой.
Бескаркасная конструкция корпуса моло-
тилки облегчает вес конструкции и сообщает
ей обтекаемую форму. Роль каркаса выпол-
няет оболочка корпуса, изготовляемая из ли-
стового материала. Наряду с бескаркасной
применяются также каркасная и полукаркас-
ная конструкции.
Применение труб прямоугольного и ква-
дратного сечения вместо швеллеров и уголь-
ников для рамы комбайна, а также специ-
ального тонкостенного проката имеет целью
облегчить вес машины.
КОМБАЙНЫ ОТЕЧЕСТВЕННОГО
ПРОИЗВОДСТВА
Характеристики комбайнов, выпускаемых
заводами СССР, приведены в табл. 1.
Таблица 1
Характеристика комбайнов производства
заводов СССР
Продолжение табл. 1
Основные данные
Марки комбайнок
С-4
„Стали-
нец-6"
Тип комбайна j Самоход- j Прицеп-
] ный, пря-
I ...,-.-,ч,,,,, ,.Ч
Ширина захвата хедера
в мм
Двигатель
Мощность в л. с
Число оборотов в минуту
коленчатого вала
Место установки двигателя
Место установки радиатора
Топливо
Общий вес комбайна с дви-
гателем с пустым бункером
в иг
Режущий аппарат
Расстояние между осями
пальцев в мм
Расстояние между осями
сегментов в мм
Ход ножа в мм
Число оборотов в минуту
кривошипа
Мотовило
Число планок
Диаметр в мм
Нормальное число оборотов
в минуту
Угол наклона планки к
радиусу в град
моточный
53
ной, мотор-,
ный, полу-!
прямоточ-
ный
Транспортёры хедера
Тип
ХбдО
Над моло-
тилкой
С левой
стороны
Бензин
34оо
1400
Перед мо-
лотилкой
С левой
стороны
Бензин
4800 (с коп
нителем
5850)
Количество шнеков ....
Диаметр в мм:
внешний
внутренний
Шаг витков в мм
Число оборотов шнеков
в минуту
Ширина полотна в мм . . .
Линейная скорость полотна !
в м сек
6
1340
Шнековый
4об
I5O
338
864
1.4
50.8
Ю1,6
Ю1,б
375
6
Радиаль-
ная
Полотен-
ный
mis
2,25
Основные данные
Транспортёр приёмной
камеры
Тип
Число цепей . ...
Линейная скорость в м\сек
Приёмный битер
Диаметр по концам лопа-
стей в мм
Число оборотов в минуту .
Барабан
Тип
Число бил ¦
Число штифтов . . .
Число оборотов в минуту .
Дека
Тип . . . .....
Число секций
Битер-отражатель
Тип . . .
Диаметр в мм . . ...
Число лопастей
Число оборотов в минуту .
Соломотряс
Тип
Число клавишей
Ширина соломотряса в мм .
Длина клавишей в мн . . .
Длина от центра вала бара-
бана до конца соломотряса в мм
Число оборотов ведущего
вала в минуту
Радиус кривошипа колен-
чатого вала в мм
Первая очистка
Тип грохота
Длина грохота в мм ....
Ширина грохота в мм . . .
Число оборотов кривошип-
ного вала в минуту
Амплитуда колебаний гро-
хота горизонтальная в мм . .
Длина решёт в мм
Ширина решёт в мм....
Амплитуда колебания решёт
горизонтальная в мм
Вентилятор первой очистки
Диаметр крылача в мм . . .
Число лопастей
Число оборотов в минуту .
Очистка вторая
Число решёт
Число оборотов кривошип-
Венталятор второй
очистки
Диаметр крылача в мм . . .
Число лопастей
Число оборотов в минуту .
Марки комбайнов
•
С-4
Плаваю-
щий, цепоч-
но-скребко-
вый
з
3-2
Четырёх-
лопастный
200
7з6
Бильный
55°
874
8
4оэ—1300
Решетча-
тая
3
Лопастный
Збо
4
479
Двухваль-
ный кла-
вишный
4
9оо
2б8о
323°
215
5о
з
Жалюзии-
ный
IO2O
8зб
2бо
6о „
Ю15
850
ЗО
57°
5
78о
Второй
очистки нет
—
—
—
„Стали-
нец-6"
Цепочно -
планчатый
1,6
Двухбиль-
ный, зуб-
чатый
349
Штифто-
вый
==8
03°
6т
э
ю
IK
э
IOOO
Глухая
з
Штифто-
вый
4
3°5
Конвейер-
но ротор-
ный
915
4ооо
¦
—
I
Плетёный
22X22 И
32Х32
1275
830
3°5
33-65
—
—
—
боо
5
55о
3°5
5оо
4
бю

74
МАШИНЫ ДЛЯ УБОРКИ ЗЕРНОВЫХ КУЛЬТУР
[РАЗД. IV
Продолжение табл. 1
Продолжение табл. 1
Основные данные
Зерновой шнек
Диаметр в мм
Шаг витка в мм
Число оборотов в минуту .
Колосовой шнек
Диаметр в мм
Шаг витка в мм
Число оборотов в минуту .
Малый Колосовой шнек
Диаметр в мм
Шаг витка в мм
Число оборотов в минуту .
Зерновой элеватор
! ТИП
; Площадь скребка в см? . .
Шаг скребка в мм
* Скорость в м/сек .
Наклон элеватора в град. .
Колосовой элеватор
Тип
Шаг скребков в мм ....
! Площадь скребков в см1. .
1 Скорость скребков в м/сек .
Угол наклона элеватора
Бункер
Система выгрузки
Объём бункера в л3 ....
Диаметр выгрузного шнека
Ходовая часть комбайна
Скорость в км/час.
I
II
III
IV
Колёса главные
Тип
Диаметр в мм
Ширина обода в мм ....
Размер пневматических шин
Давление воздуха в кг/см*.
Задние колёса
Диаметр в мм
Размер пневматических шин
в дюймах
Давление воздуха в кг,!см3.
Передковое колесо
Диаметр в мм
Ширина обода в мм ....
Марки комбайнов
С-4
13°
13°
287
13°
13°
287
13°
13°
4°8
Скребко-
вый
87
165
Нижняя
68
Скребко-
вый
165
84
Нижняя
4°
Самотёком
1.7
—
1,7—2,21
3,5—4-5°
6,4—8, а
и,о—14,°
1.4
Пневмати-
ческие
шины
1140
28о
II 0X24
8 слоев с
резино-
выми шпо-
рами
3
7Ю
2,5
—
—
„Стали-
нец-6"
127
15°
236
127
150
i8a
— .
—
-
Скребко-
вый
6а,5
152
Нижняя
54*
Скребко-
вый
91
Нижняя
0,84
2О
Выгрузной
шнек
i ,8з
25°
В зависи-
мости от
трактора
Стальные
15°°
375
-
—
—
ооо
375
i Специальное оборудование самоходного
комбайна
Органы управлени
С-4
а: 1) рулевое колесо;
2) рычаг переключателя скоростей; 3) рычаг муфты
! сцепления приводного механизма машины
4) педаль
j тормоза правого колеса; 5) педаль тормоза левого
| колеса; 6) педаль муфты сцепления ходовой части
' (муфта сцепления — однодисковая, сухая)
'. переключения гидравлического
; 7) рычаг
подъема хедера.
Основные данные
Марки комбайнов
С-4
„Стали-
нец-6"
Органы контроля: 1) амперметр; 2) мано-
метр давления масла; 3) термометр для определения
температуры воды в системе охлаждения;
подъём хедера гидравлический; масляный насос
шестерёнчатый
Число оборотов насоса
в минуту
Сорт масла
Диаметр масляного цилин-
дра в мм
Ход поршня в мм
Диаметр штурвала в мм . .
851
автол
io8
3°о
45°
Двигатель У5 для комбайна
ъСталанец-6"
Тип двигателя — карбюраторный, четы-
рёхтактный
Топливо I
Расход топлива в г\л. с.-ч .
Число цилиндров
Диаметр цилиндра в мм . .
Ход поршня в мм
Степень сжатия
Литраж двигателя
Число оборотов в минуту .
Мощность при 1400 об/мин
в л. с
Максимальный крутящий
момент в кгм
Вес сухой в кг
Копнитель комбайна .Сталинец-6"
Камера: длина X ширина X высота
3,0X2.7X2.0; объём 16,2 м*
Ходовая часть: число колёс |
диаметр колеса в мм . .
ширина обода в мм . . .
расстояние между колё-
сами (колея) в мм....
Элеватор:
ширина элеватора в мм .
линейная скорость цепи
в м1 сек
Габаритные размеры в мм:
длина с прицепом ....
ширина с площадками . .
высота
расстояние от земли до
верхней головки элева-
тора
Вес копнителя в кг:
без элеватора
с элеватором
Бензин
2-го сорта
280—300
4
но
I2O
4.°4
4,66
14°°
4°
23,5
55°
9°о
i8o
2986
915
1,6
37°°
3^85
363°
770
1050
Самоходный комбайн С-4 конструкции
М. А. Пустыгина и И. С. Иванова (фиг. 3, 4,
5, б, 7, 8 и 9). Самоходный комбайн имеет ряд
преимуществ перед прицепным. Он не ну-
ждается в тракторе в качестве тягача. Фрон-
тальное расположение хедера даёт возмож-
ность производить выборочную уборку. При
уборке хлеба самоходным комбайном отпа-
дает необходимость в прокосах, составляющих
до 5°/0 общей площади, убираемой прицеп-
ными комбайнами. Обслуживается самоходный
комбайн одним человеком,тогда как для при-
цепного комбайна нужно 3 человека. Бла-
годаря применению баллонных шин значи-
тельно возрастает проходимость самоходного
комбайна. Многоступенчатая коробка передач,
компактность машины и удобство управления
обеспечивают её хорошую маневренность и

Фиг. 3. Самоходный комбайн С-4 (разрез).

76
МАШИНЫ ДЛЯ УБОРКИ ЗЕРНОВЫХ КУЛЬТУР
[РАЗД, IV

'Л. III]
ЗЕРНОВЫЕ КОМБАЙНЫ
77
зысокую производительность. Экономия го-
)ючего при работе самоходного комбайна по
сравнению с прицепным комбайном равной
1роизводительности достигает 25° 0- Уборка
эазличных культур (зерновых, трав, бобовых
i масличных культур) осуществляется при
тростом дооборудовании и несложной регу-
мровке.
Захват хедера 4000 мм. Режущий annapai
г одинарным пробегом ножа; шаг пальцев,
иирина сегмента и ход ножа—76,0 мм; палец
ямеет вкладыш. Планки мотовила имеют ре-
гулировку наклона их к радиусу, что улуч-
шает приспособление мотовила к различным
Очистка — одна с двумя регулируе-
мыми жалюзийными решётами и дополни-
тельным сменным пробивным решетом. Верх-
нее решето имеет удлинитель, расположен-
ный над колосоприёмником, длиной 300 мм.
Все шнеки — зерновой, колосовой, зерновой
малый и колосовой малый — имеют одина-
ковый диаметр 130 мм и шаг витков 130 мм.
Зерновой и колосовой элеваторы — скреб-
ковые, работают нижней ветвью; скребки эла-
стичные, из прорезиненного ремня.
Фиг. 5. Продольный разрез хедера комбайна С-4: / — ведущий вал наклонного транспортёра; 2 — цепь наклонного
транспортёра; 3 — нижний вал наклонного транспортёра; 4. — пружина; 5 — ведущяй гумированный ролик централь-
ного транспортёра; 6— шнек хедера; 7— кронштейн для изменения наклона планки мотовила.
убираемым культурам. Хедер имеет централь-
ный транспортёр, сделанный из кирзы, и два
консольных шнека с правыми и левыми вит-
ками, подающими растения на центральный
транспортёр.
Наклонный цепочно-скребковый транспор-
тёр плавающего типа (фиг. 5) транспортирует
растения нижней ветвью, прижимая их ко дну
кожуха. Он подвешен на пружинах и автома-
тически приспособляется к .увеличению тол-
щины слоя продукта. Подъём хедера осуще-
ствляется гидравлическим устройством, име-
ющим шестерёнчатый насос и качающийся
шарнирно закреплённый рабочий цилиндр.
Битер перед барабаном четырёхлопастной.
В целях >величеиия производительности по
сравнению с аналогичными комбайнами США
молотилка С-4 расширена. Соломотряс удли-
нён, пространство над соломотрясом увели-
чено. Барабан бильный, дека состоит из трёх
секций., Клиноремённая передача на барабан
даёт возможность, сдвигая или раздвигая по-
ловинки шкивов, изменять число оборотов
от 400 до 1300 в минуту, что соответствует
изменению окружной скорости барабана от
12 до 37 м/сек. Отбойный битер четырёхло-
пастной. Соломотряс двухвальный, четырёх-
клавишныйс каскадами. Расстояние от центра
вала барабана до конца соломотряса — 3230 мм.
Комбайн имеет бункер и устройство для
собирания зерна в мешки. Для наблюдения за
наполнением бункера в передней его стенке
имеется окошко, закрытое-стеклом „триплекс".
Двигатель комбайна расположен над
молотилкой в передней её части. Отъём энер-
гии от двигателя производится с обоих кон-
цов коленчатого вала: со шкива, закреплён
ного на левом конце, — клиновым ремнём па
трансмиссию ходовой части, а с правого конца
через шестерёнчатый редуктор и две цепные
передачи — на рабочие органы комбайна. Дви-
гатель заводится стартером.
На комбайне устанавливают двигатель
ЗИС-5Т с карбюратором К-20 и регулятором
или уфимский комбайновый двигатель У5,
мощность которого увеличена до 50 л. с
Ходовая часть (фиг. 8 и 9! имеет
четыре колеса с баллонными шинами. Ве-
дущие передние колёса снабжены шипами
тракторного типа повышенной проходимости,
с глубиной выемок протектора 35 мм и с
рисунком протектора типа вездеход. Управляе-
мые колёса — задние, расставлены по ширине
на 880 мм. Колея ведущих колёс — 2380 мм,
расстояние между осями передних и задних
колёс (база) — 3460 мм.
Передача на ходовую часть осуществляется
от двигателя клиновым ремнём через двух-

Фиг. 6. Самоходный комбайн С-4. Кинематическая схема (левая сторона).
I 2 з 4 5 ^ 7 8 9 10 и 13 13 14 15 ^ 17 i8 к> эо ai аз
2 9 34 J9 14 ai 10 24 0 420 16 33 12628367 34 2002841267 l8
0 329
t 41.З 15.875 15.875 15.875 I5-875 41.3 15,875 — 15.875 19.05 X9.°5 41.3 41-3 41.3 41.3 I5>875 15-875 — 41.З 41.З 4i,3 19,05
.
n 338 305 337 457 3°5 3°5 920 1081 1081 260 718 237 29 117 117 305 518 1600 237 337 408 479
1381 1381

7 8 9 10 11 1? 13
Фиг- 7. Самоходный комбайн С-4. Кинематическая схема (правая сторона).
Z
t
п
I
б
4L3
237
2
1О
4L3
237
3
ю
41-3
237
4
осрчь
-
237
¦
5
Dcp*U
-
+16
б
9
4L3
338
7
осрп°
-
215
8
б
41.3
237
9
12
4L3
237
ю
7
4L3
408
II
31
19>°5
479
12
0290
0 19°
-
1300
4°5
13
0 34°
0 24°
-
726
14
15
25.4
726
15
15
19. °5
99°
1б
2б
0 13°
хбоо
17
42
0 210
990
18
11
25.4
990
19
10
41.3
518
30
21
35.4
518
21
0 196
-
518
' 22
Ю
41.3
3°5

80
МАШИНЫ ДЛЯ УБОРКИ 3FPHOBblX КУЛЬТУР
IVA3JX. i V
ручьевой шкив, что даёт возможность
удвоить количество поступательных ско-
ростей путём перекидывания ремня с
одного ручья на другой, создавая таким
образом два диапазона скоростей — низ-
кий и высокий. В трансмиссии ходовой
части цепная передача, применяемая в
американских комбайнах, заменена пря-
мой передачей через полуоси, причём
для этого используется задний мост авто-
машины ГАЗ-51 (фиг. 8). Муфта сцепле-
ния и коробка перемены передач взяты
из автомашины ГАЗ-АА.
Корпус молотилки — полукаркасный:
нижняя несущая часть — каркасная, а
верхняя — бескаркасная, быстросъёмная.
-80>- R
-Ш
„880
J L__L
¦706-
Фиг. 9. Задние колёса комбайна 0-4.
Комбайн имеет тент для водителя и
электроосвещение для ночной работы,
состоящее из двух фар и переносной
лампы.
Прицепной полупрямоточный ком-
байн . „Сталинец-6а конструкции
И. Ф. Василенко, А. В. Красниченко,
П. Н. Прошунина и И. Ф. Попова (фиг.
К) и 11) Захват хедера — 4^80 мм.
Режущий аппарат — с широкими сегмен-
тами A01,6 мм) и частой гребёнкой паль-
цев. Вертикальную установку мотовила
можно изменять на ходу комбайна. Для
полеглого хлеба применяется мотовило
Кляя с шарнирными шпильками на план-
ках, поворачиваемыми эксцентриковым
механизмом. Для низкорослого хлеба
хедер устанавливается на понизители.
Транспортёр хедера—полотенный, бара-
бан— штифтовый. Соломотряс — кон-
вейерно-роторный. Очисток две; воз-
можна установка сорнякового цилиндра
или третьей очистки над бункером. Ко-
лёса стальные с профилированным обо-
дом. Зерно из бункера разгружается при
помощи заслонки и выгрузного шнека.
Двигатель бензиновый, карбюратор-
ного типа мощностью 40 л. с. при
1400 об/мин. Соломополовокопнитель
(фиг. 12 и 13) — прицепной, однокамер-
ный, даёт копну объёмом 15,0 мК Эле-
. Q^
0?9?-
¦^
№?

175-
-2380 Нолея-
Тсм 12
Фиг. 8. Самоходный комбайн С-4. Мост
НЫЙ ПОДШИПНИК "•"¦¦«*•=¦"¦" «ч.лг. ¦.«....-.
/5 — картер сце
ческих шестерён
большая коническая шестерня; 21 — кар!
ной барабан колеса; 25 —покрышка; 26

Вив по стрелке О
(на тормоз)
1алик эксцентрика; 4 - вчл, А — барабан сцепления; 6 — корпус картера; 7 — упор-
треключения сцепления; // —вилка переключения; /2 — валик переключения;
-малая коническая шестерня; 17— правая полуось; 18 — крышка коробки кони-
картер дифеоенциала; 22 — левый кожух моста; 23 — левая гнлуось; 24 — тормоз*
; 26 — правый кожух.

Фиг. 11. Прицепной полупрямоточный комбайн „Стали-
нец-6" с копнителем для соломы и половы (план).

82
МАШИНЫ ДЛЯ УБОРКИ ЗЕРНОВЫХ КУЛЬТУР
[РАЗД. IV
ватор, подающий солому и полову из комбайна
в копнитель, навешивается на раму комбайна
и приводится в движение цепной передачей.
Копнитель обслуживается двумя рабочими и
разгружается автоматически нажимом на нож-
ную педаль. Рабочий, нажимая ножную педаль,
освобождает днище и заднюю дверцу от запор-
ных крючков. Под давлением копны днище
поворачивается, копна скользит, приходит в
Полосы копён занимают I—2% площади
поля, остальное поле вслед за уборкой можно
обрабатывать дисковым лущильником.
Комбайн ,Сталинец-6" по своей конструк-
ции отвечает требованиям нового метода ком-
байноуборки, разработанного в СССР. При
этом методе комбайноуборка и зяблевая об-
работка почвы представляют единую систему
взаимно увязанных работ, причём каждая
Фиг. 12. Копнитель для соломы и половы комбайна„Сталйнец-6" (боковой вид).
Фиг. 13. Копнитель для соломы
и половы комбайна „Сталинец-6"
(план).
соприкосновение с поверхностью поля и вслед-
ствие возникающих при этом сил трения удер-
живается на поверхности поля, тогда как коп-
нитель продолжает движение, извлекая днище
из-под копны. Задняя дверца копнителя, осво-
бождённая от крючков, отклоняется сполза-
ющей копной. Освобождённое от копны днище
возвращается в рабочее положение связанным
с ним балансирным грузом и автоматически
защёлкивается крючком. Задняя дверца возвра-
щается в рабочее положение под действием
собственного веса и автоматически защёлки-
вается крючками.
Вес неуплотнённой копны 250—280 кг,
уплотнённой — 400—450 кг. Расстояние между
рядам t копён по направлению движения ком-
байна при неуплотнёьных копнах 300—500 м,
при уплотнённых копнах 4OO--7OO м.
предыдущая операция обеспечивает эффек-
тивность последующей.
Комбайн „Сталинец-6" обеспечивает низкий
срез растений, а также собирает солому и
полову в копны, причём семена сорняков не
разбрасываются по полю.
Низкий срез растений уменьшает потерн
зерна за хедером и обеспечивает успешную
работу лущильников и плугов с предплуж-
никами. Сбор соломы и половы в копны во
время комбайноуборки даёт возможность про-
водить лущение стерни немедленно вслед за
уборкой.
На фиг. 14 представлена фотография ком-
байна „Сталинец-о" с копнителем во время
работы, а на фиг. 15 — общий вид убранного

Фиг. 14. Комбайн „Сталинец-6" во время работы.
Том 12, гл. 3
Фиг. 15. Лущение поля, убранного комбайном „Сталинец-6"

ГЛ. Ill)
ЗЕРНОВЫЕ КОМБАЙНЫ
83
этим комбайном поля, обрабатываемого диско-
вым лущильником.
Прицепной безмоторный комбайн ма-
лого захвата. Для уборки зерновых культур
в нечернозёмной полосе СССР, отличающихся
избыточной влажностью, необходим специаль-
ный комбайн. Для работы на пересечённой
торный, поперечно-прямоточный. Ширина за-
хвата хедера — 2,54 м. Соломотряс —роторного
типа, состоящий из трёх соломочёсов.
Конструкция комбайна малого захвата
перерабатывается, и производство этих машин
прекращено.
Фиг. 16. Схема комбайна поперечно-прямоточного типа (северный комбайн).
местности и на небольших участках он должен
отличаться хорошей маневренностью и иметь
рабочие органы, пригодные для уборки хлебов
повышенной влажности. Для работы в указан-
ных условиях применялся северный комбайн
(фиг. 16). Тип комбайна — прицепной, безмо-
L/
КОМБАЙНЫ ИНОСТРАННОГО
ПРОИЗВОДСТВА
Комбайны иностранного производства, све-
дения о которых приводятся ниже, были испы-
таны в СССР в 1946 и 1947 гг.
Результаты испытаний показали, что эти
комбайны без существенных изменений в их
конструкции непригодны для наших условий
Общий разба/т
колёс 7"
Фиг. 17. Самоходный комбайн МКЖМ
№ 123 SP (план).
. К цилиндру подъёмника
'" хедера
К цилиндру подъёмника
/ хедера
К цилиндру
подъёмника
Фиг. 18. Схема гидравлического устройства для подъёма хедера самоходного комбайна МКЖМ № 123 SP: a —
положение золотника и штока при подъёме хедера; масло нагнетается в цилиндр подъемника; б — нейтральное
положение; насос работает вхолостую; в — положение золопщка и штока при опускании хедера; шток нажимает
на шарик клапана, и масло поступает из цилиндра подъёмника.

84
МАШИНЫ ДЛЯ УБОРКИ ЗЕРНОВЫХ КУЛЬТУР
1РАЗД. IV
I
Фиг. 19. Самоходный комбайн Массей Гаррис № 21 с полотенным хедером (разрез).
Фиг. 20. Самоходный комбайн Массей Гаррис № 21 с полотеннкм хедером (план)

Схема передай лебоп стороны
- 0/270
схема переОои правой стороны
29 22
26' \ \ \ А
25^ 9 \
Z-60
¦Ю25—\—i Z-I2
Фиг. 21. Самоходный комбайн Масс<й Гаррис № 21 с полотенным хедером (кинематическая схема). Передачи правой стороны: / — колосовой шнек; 2— зерновой шнек;
3 — вал соломотряса; 4 — натяжной ролик; 5 — вал вентилятора; б—вал мотора; 7 — вал коробки скоростей; 8 — вал диференциала; 9—ведущее колесо; 10 — барабан;
11 — приёмный битер; 12—промежуточный валик; 13 — трансмиссия; 14 — вал мотовила; 15 — битер; 16 — ведущий вал правого полотна; 17 — трансмиссия; 18 — веду-
щий вал среднего полотна. Передачи левой стороны: 19 — ведущий вал левого полотна; 20 — кривошип привода ножа; 21 --ведущий вал среднего полотна; 22—пере-
ходной ролик; 23 — ведущее колесо; 24 — вал диференциала; 25 — привод к выгрузному шнеку; 26 — промежуточный валик; 27 — ведущий вал плавающего транспор-
тёра; 28 - приёмный битер; 29—вал мотора; 30 — вал выгрузного шнека; 31 — вал вентилятора.

86
МАШИНЫ ДЛЯ УБОРКИ ЗЕРНОВЫХ КУЛЬТУР
[РАЗД. IV
так как они не отвечают требованиям нового
разработанного у нас метода комбайновой
уборки и, кроме того, имеют конструктивные
недостатки. Вместе с тем данные об этихма-
шинах отражают большой опыт комбайно-
строения и могут быть полезны при конструи-
ровании новых машин.
Самоходный комбайн международной
компании жатвенных машин № 123 SP
(фиг. 17). Захват хедера — 3850 мм. Транс-
портёр состоит из двух консольных шне-
ков с правыми и левыми витками. Управление
хедера гидравлическое (фиг. 18). Наклонный
транспортёр — плавающего типа. Барабан биль-
ный с решётчатой декой; размеры отверстий
в деке можно регулировать, что необходимо
при уборке различных культур. Соломотряс
двухвальный, четырёхклавишный. Очистка
одна с двумя жалюзийными и с одним про-
бивным решётами. Зерно из бункера разгру-
жается самотёком.
Двигатель шестицилиндровый, бензиновый,
карбюраторного типа, мощностью 45 л. с. при
1763 об/мин; он расположен с левой стороны
машины, имеет две муфты сцепления: одну для
включения передачи к рабочим органам ком-
байна, другую — для включения хода ма-
шины через коробку передач и диференциал.
Колёса — на баллонных шинах; левое переднее
колесо сдвоенное, задние управляемые колёса
также сдвоены.
Корпус молотилки бескаркасный, выполнен
штамповкой из стальных листов.
Недостатки этого комбайна по сравнению
с советским комбайном С-4: ухудшенное упра-
вление ходовой частью ввиду сдвоенных и
недостаточно нагружённых задних колёс и
более узкая молотилка.
Самоходный комбайн Массей Гаррис № 21
(фиг. 19, 20, 21). Транспортёр хедера шнеко-
вый или полотенный. Шнек хедера имеет пра-
вые и левые витки по краям и две радиаль-
ные лопасти в центре. Захват шнекового
хедера — 3590 м. Полотенный хедер имеет
правое и левое полотна, подающие хлеб на
центральный транспортёр. Захват полотенного
хедера — 4150 мм. Хедер уравновешивается
тремя пружинами; управление хедером штур-
вальное, ручное. Наклонный транспортёр —
плавающего типа. Барабан бильный. Соломо-
тряс двухвальный, четырёхклавишный. Очистка
одна с верхним жалюзийным и нижним про-
бивным решётами. Бункер расположен низко
с левой стороны молотилки, что удобно для
обзора его комбайнёром и особенно важно,
когда над бункером установлен сорняковый
цилиндр.
Двигатель шестицилиндровый, бензино-
вый, карбюраторный, мощностью 53 л. с. при
1900 об/мин; он расположен под молотилкой,
что неудобно для обслуживания. Отъём энер-
гии производится с двух концов коленчатого
вала; фрикционных муфт — две, передача кли-
норемённая.
Корпус молотилки каркасный.
Недостатки этого комбайна по сравнению
с советским комбайном С-4: неудобное для
обслуживания расположение двигателя под
молотилкой и более узкая молотилка.
Характеристики самоходных комбайнов
приведены в табл. 2.

гл. iiq
ЗЕРНОВЫЕ КОМБАЙНЫ
87
Прицепной продольно-прямоточный ком-
байн Ланц с соломопрессом и половокон-
нителем (фиг. 22). Комбайн безмоторный. Хе-
дер полотенный. Полевой делитель ротацион-
ный. Захват хедера 1520 мм. Барабан бильный.
Дека решётчатая. Соломотряс двухвальный,
пятиклавишный, однокаскадный. Очисток две.
Первая очистка имеет одно решето и эксгау-
стор для отсоса полозы в тележку объёмом
15,5 м*, прицепляемую к комбайну. Вторая
прессования её и связывания в тюки. Меха-
низмы пресса работают посредством вала
отъёма энергии от трактора. Размеры тюка
можно регулировать: ширину от 400 до 750 мм.
толщину от 300 до 400 мм (длина постоян-
ная — 1050 мм). Вес тюка в зависимости от
свойств соломы и влажности колеблется от 4
до 12 кг. Плотность прессования 16—24 кг\м\
Тугость вязки тюка 1,5—2,6 кг. Производи-
тельность 5—6 га в день.
т
очистка имеет два решета и вентилятор, вы-
дувающий в поле лёгкие примеси. Зерно раз-
деляется на два сорта. Сбор зерна — в мешки.
Солома, выходящая из комбайна, прессуется
в тюки и связывается шпагатом.
Недостатком комбайна являются его малый
захват и малая производительность, большая
энергоёмкость, громоздкость и увеличенное
количество обслуживающего персонала.
Прицепной продольно-прямоточный ком-
байн Международной компании жатвенных
машин № 62 (фиг. 23). Комбайн безмотор-
ный, прямоточный, с односторонним сжатием
потока продукта при помощи шнека. Захват
хедера 1880 мм.
Мотовило четырёхлопастное, с приводом от
блока передач. Барабан бильный, дека решёт-
чатая, неподвижная. Соломотряс двухвальн"ый,
трёхклавишный. Очистка одна, двухрешётная.
Зерно из бункера разгружается шнеком.
На фиг. 24 и 25 представлен пресс-подбор-
щик Клаас для подбирания соломы из рядков,
Фиг. 23. Прицепной продольно-
прямоточный комбайн МКЖМ
№ 62.
РАБОЧИЕ ОРГАНЫ КОМБАЙНОВ
Научные исследования, проведённые
в СССР, дают основания для технологического
расчёта рабочих органов и энергетики ком-
байна. Результаты этих исследований обнару-
живают, что нет ни теоретических, ни агро-
технических оснований для того разнообразия
конструкций комбайнов, которым характери-
зуется комбайностроение капиталистических
стран.
В иностранной научной литературе нет ма-
териалов по теории и технологическому ра-
счёту комбайна или по научному обобщению
опыта комбайностроения, и научные исследо-
вания ограничиваются лишь некоторыми част-
ными вопросами.
Теория зернового комбайна создаётся в на-
шей стране, освещая пути правильной эксплоа-
тации комбайна и планового развития оте-
чественного комбайностроения на высоком
агротехническом и инженерном уровне.

88
МАШИНЫ ДЛЯ УБОРКИ ЗЕРНОВЫХ КУЛЬТУР
[РАЗД. IV
Таблица 2
Продолжение табл. 2
Характеристика самоходных комбайнов
производства США
Марки комбайнов
Основные данные
Тип комбайна
Ширина захвата хедера
в мм
Ширина молотилки в мм .
Двигатель
Мощность в л. с
Число оборотов колен-
чатого вала в минуту . . •
Топливо мотора
Вес комбайна с двигате-
лем с пустым бункером в кг
Режущий аппарат
Расстояние между осями
пальцев в мм
Расстояние между ося-
ми сегментов в мм
Ход ножа в мм
Число оборотов криво-
шипа в минуту
Мотовило
Число планок
Диаметр мотовила в мм .
Число оборотов в минуту
Шнеки хедера
Количество
Внешний диаметр в мм
Внутренний диаметр в мм
Шаг в мм
Плавающий транспортёр
Тип
Линейная скорость в м/сек
Шаг скребков в л'м . . .
Шаг цепей в мм
Приёмный битер
Тип
Диаметр по концам ло-
пастей в мм
Число оборотов в минуту
Барабан
Тип
Диаметр в мм
Длина в мм
Число оборотов в минуту
Линейная скорость .!
м/сек
Битер-отражатель
Диаметр в мм
Число лопастей
Число оборотов в минуту
Соломотряс
Тип
Число клавишей
Ширина клавиши в мм
Длина клавиши в мм . .
Число оборотов веду-
щего вала в минуту ....
Радиус кривошипа ко-
ленчатого вала в мм ....
МКЖМ
123 SP
Массей Гаррис
№ 21
вый
тенный
Продольно-прямоточный
с двухсторонним сужени-
ем потока продукта
перед молотилкой
3850
82O
45
1763
Зо85
359°
813
53
19оэ
бензин
3245
415°
813
53
1900
3295
76,2
-6,-2
76,2
398
6
I34O
З2З
4
I48
76,3
76. а
Ш1,6
3°7
6
1090
33
455
2O5
46о
5°, 8
Ю1,6
Ю1,6
3°7
6
1270
3°
Скребковый
3,53 ! 1.68
165,0 170
38,1
39,1
1,С8
187
8
Четырёхлопастный
' I
158
2ОЗ
666
79D
1073
28.6
158
86s
Бильнын
552,5 ' 552,5
792 792
IO0O ГООО
28.о : аЗ 3
4<зб,
4
416
4
i 4°5
; 4
i 820
! 405
I 4
] 820
Клавишный двухвальный
4
190
245°
214
49
4
192
244°
178
5L5
4
192
178
Основные данные
Грохот
Тип
Длина в мм
Ширина в мм
Решёта
Число решёт
Длина в мм
Ширина в мм
Вентилятор
Диаметр крылача в мм .
Число лопастей
Число оборотов в минуту
Зерновой шнек
Диаметр в мм
Шаг витка в мм
Число оборотов в минуту
Колосовой шнек
Диаметр в мм
Шаг витка в мм
Число оборотов в минуту
Зерновой элеватор
Тип . . . .
Площадь скребка в см2
Шаг скребка в мм ....
Подача
Скорость в м\сек
Наклон элеватора в град.
Колосовой элеватор
Тип
Шаг скребков в мм . . .
Площадь скребков в см .
Подача
Скорость в м/сек
Угол наклона элеватора
в град
Бункер
Выгрузной шнек
Объём в -и3
Ходовая часть комбайна
Скорость в км'час:
I
II .......
III
IV
V
Задний ход
Колёса ведущие
а) правое
б) левое
Внешний диаметр в мм .
Размер шин в дюймах . .
Давление воздуха в kzjcm?
Задние колёса
Диаметр в мм
Размер шин в дюймах . .
Давление воздуха вкгсм3.
Марки комбайнов
МКЖМ
123 SP
Массей Гаррис
№ 21
шнеко- поло-
вый тенный
Ю17
837
Жалюзийный
991
774
Ю17
852
585
6
597
132
13°
214
991
774
558
4
6о8
15°
13°
15°
130
286
991
774
Скребковый
84 j 69-3
зоб,5 I 165,4
Нижняя
7о ! 7°
2Об,5
84
33
Скребковый
165. i
69,3
Нижняя
1,5б!
Нет
1-55
2iO— 2,6
4.2-
5
991
774
558
4
15°
13°
286
15°
13°
236
165,1
1.56
165,1
69,3
1,56
Есть
1,47
Есть
1-47
1,6—2,6 1,6— 2, <
2i4—4,0,2,4—4><
12,8 -16,6 4,0—6,4 4'° ~6,4
;i—12 п —12—
— 11,3 —11,3
1,63—2,14 1,83—2,8,1,83—3,8
1
Одинарное
Двойное
IO2.5
Тракторные 9x24,
8 слоев с резиновыми
шпорами
ббо 66 о ббэ
Тракторные 5X16
2,25 I 2,25 I 2,25

ГЛ. III]
ЗЕРНОВЫЕ КОМБАЙНЫ
89
Ф750—
Фпг. 24. Подборшик-соломопресс Клаас
Схема передач левой стороны Схема передач правпи стороны
ЧУ
Фиг. 25. Подборшик-соломопресс Клаас (кинема-
тическая схема).

МАШИНЫ ДЛЯ УБОРКИ ЗЕРНОВЫХ КУЛЬТУР
[РАЗД. IV
Режущий аппарат. Режущий аппарат дол-
жен выполнять чистый срез растений, без смя-
тия и разрывов,без затягивания растений между
лезвиями и без выскальзывания их из-под лез-
вий. Это возможно обеспечить при достаточ-
ной остроте лезвий, минимальных зазорах
между лезвиями и достаточной скорости ножа.
Ненасечённые лезвия сегментов режущего ап-
парата должны иметь начальную остроту, при
которой толщина режущего края лезвия равна
20 микрон; они остаются работоспособными
до толщины 40 микрон, после чего их необхо-
димо точить. При этом изменении остроты
лезвия сегмент должен сделать не менее
300 000 разрезов. Угол заострения сегмента
лезвия (по ГОСТ 158-46) —19° + 1°.
Насечённые лезвия сегментов заточки не
требуют. На 1 см длины лезвия должно быть
6—7 зубцов насечки. Зубцы насечки должны
быть расположены по отношению к лезвию
под углом 50—60°. Глубина насечки — 0,6—
0,8 мм.
Чтобы стебли при срезывании не выскаль-
зывали из-под лезвий, нужно соблюдать усло-
вие
Ч + а2 < Ь. + Ч»
где at и а2 — углы наклона лезвия сегмента и
вкладыша к направлению движения машины;
<Pi и ср2 — углы трения сегмента и вкладыша
о стебель.
Для сухой пшеничной соломы и гладкого
лезвия 9i=14°, ср2 = 16°, для насечённого лез-
вия ср1 = 41в и <{.2 = ЗГ.
Зазор между лезвиями сегмента и
пластинки (вкладыша) должен быть в пре-
делах 0,3—1,0 мм.
Скорость резания стебля при указанных
выше остроте лезвий и зазорах между лез-
виями должна быть в пределах 1,5—2,0 м\сгк.
Нож приводится в движение при помощи
дезаксиального кривошипно-шатунного меха-
низма (фиг. 26). Дезаксиал И применён с целью
При определении скорости и ускорения
ножа в функции перемещения (фиг. 27) прини-
мают допущения, что //=0, /=оо, угловая
скорость кривошипа ш = const. Начало коор-
динат располагают в центре кривошипного
вала. Углы поворота кривошипа отсчитывают
от вертикали против часовой-стрелки.
Скорость ножа v
м\сек равна
dx
V = —rr = ГШ COS О)Г,
dt
где «> — угловая скорость
кривошипа в сек.—1; х —
путь ножа от среднего по-
ложения в м\ t— время в сек.;
wt = ф — угол поворота кри-
вошипа от среднего положе-
ния; г—радиус кривошипа
в м.
Максимальное значение
скорости »тах=ло при сред-
нем положении кривошипа,
когда ш/ = 0.
Минимальное значение скорости vmin = 0
в крайнем положении кривошипа, когда mt =
Среднее значение скорости ножа vcp при
изменении от 0 до -у равно
1 р ^2 2
Vrn = \ ГО) COS Ф flCp= — Го> = — V „_.
LL
Фиг. 27. График
скорости и ускоре-
ния ножа в функ-
ции перемещения.
2 о
Ускорение ножа равно
/' = ^г = — ГС1>2 Sin 0)^ = -
Фиг. 26. Дезаксиальныи кривошипно-шатунный
механизм.
Максимальное ускорение ножа равно
1тп = — ^г ПРИ * = г-
Максимальное значение силы инерции Р
движущихся частей при массе их М равно
удаления кривошипного вала от поверхности
земли,чтобы на него не наматывались остатки
срезанных растений.
Для аксиального механизма (при//=0)ход
ножа равен S = 2r.
При наличии дезаксиала ход ножа равен
где /—длина шатуна, г—радиус кривошипа,
Н — дезаксиал.
Влияние дезаксиала на величину хода ножа
невелико B—3%), так как дезаксиал у ком-
байнов составляет 150—200 мм при длине ша-
туна 900—1000 мм.
В жатвенных машинах и комбайнах силы
инерции достигают 20 кг на 1 л» захвата ре-
жущего аппарата. От действия сил инерции
возникают: неравномерность движения меха-
низма, деформации и поломки отдельных де-
талей, особенно шатуна, вибрация рамы ма-
шины, в результате чего ослабляется проч-
ность рамы и понижается качество среза.
Применение для уравновешивания сил инер-
ции противовеса на кривошипе, зубчаток с про-
тивовесами, пружин не даёт полного уравно-
вешивания и оказывается непрактичным.
В некоторых типах режущих аппаратов
силы инерции уменьшены за счёт уменьшения
угловой скорости кривошипа а>, а необходимая
скорость ножа сохранена за счёт увеличения

ГЛ. Ill]
ЗЕРНОВЫЕ КОМБАЙНЫ
91
радиуса кривошипа г. Уменьшая, например,
в 2 раза о> и увеличивая в 2 раза г, можно
сохранить ту же величину максимальной и
средней скорости ножа и уменьшить в 2 раза
силы инерции.
Путь машины
L\ за один взмах но-
жа или за полоборота
кризошипа равен
где vM —скорость дви-
жения машины по по-
лю; п — число оборо-
тов кривошипа.
Площадь подачи
растений на лезвие за
один взмах ножа рав-
на (фиг. 28)
Расчётная нагрузка на лезвие сегментов
комбайнов одна и та же для разных типов
аппаратов и равна примерно 70 см* при уборке
влажного или засорённого хлеба и 80 см3 при
уборке сухого чистого хлеба.
Характеристика режущих аппаратов, при-
меняемых в комбайнах, представлена в табл. 3
Г-2(с-
Фиг. 28. Подача на режу-
щий аппарат.
2я
F==
Г х dy = Ь? f
о о
A— cos <j>) d<?
Наибольшая часть этой подачи, срезаемая
сегментом за один взмах ножа с одним из
и на фиг. 30.
Данные о макси-
мальных ускорениях
ножа и скоростях ре-
зания для различных
типов режущих аппа-
ратов представлены
в табл, 4.
Данные табл. 4 по-
казывают, что режу-
щие аппараты,- имея
примерно одинаковые
величины скоростей
резания, отличаются
величиной максималь-
ных ускорений и, сле-
довательно, макси-
мальной величиной
сил инерции на 1 м
захвата аппарата.
Аппарат с одинарным проходом ножа и
редкой гребёнкой имеет максимальное уско-
Фиг. 29. пифуэка на лез-
вие ножа режущего аппа-
рата.
Характеристика режущих аппаратов комбайнов
Таблица 3
Тип аппарата
Ширина
захвата
в м
Расчётная
угловая
скорость
в сек.
-1
Расстояние
между
средними
линиями
сегментов
в мм
Расстояние
между
осями
пальцев
в мм
Ход
ножа
3 ММ
Коэфи-
циент
нагрузки
на лезвие
к
Нормальный '. . i,5—4>° 45>6 j 76,0
С двойным проходом ножа 2,5—4>° 23>° I 7^<°
С уширенными сегментами и частой гре-
бёнкой в комбайнах: ¦ j
„Коммунар" ЖМ-4,6 j 4,6 \ 35>3 ioi,6
„Сталинец-6" I $,Ъ& \ 39»4 j 101,6
С уширенными сегментами и редкой гре- ;
бёнкой в комбайне „Сталинец-1" ; 6,i 39>4 I ioi,6
7
7б,о
76,0
76,0
152.4
IOI.6
TOI.6
0,32
0,68
0.89
Таблица 4
Максимальные ускорения ножа и скорости резания для различных типов режущих аппаратов
Тип аппарата
Нормальный с одинарным проходом ножа
и с редкой гребёнкой
С двойным проходом ножа
С уширенными сегментами и частой гре-
бёнкой
Угловая
скорость
в сек.""*
45.6
28,0
35.3
Радиус
кривошипа
в м
0,038
0,076
0,0508
Макси-
мальное
ускорение
ножа
в м\секх
79
6о
бз.з
Скорость ножа в м}сех
у среднего
пальца
начало
i'7
конец
а,о
г,6
у крайнего
пальца
начало
1.7
2.0
1.7
конец
1,4
¦ 'о
i.5
пальцев, является расчётной нагрузкой на лез-
вие и равна (фиг. 29)
f=kF,
где k — коэфициент. Значения k для различных
типов аппаратов приведены в табл. 3.
рение ножа 79 м\сек? и применяется в ком-
байнах, имеющих хедер с захватом до 4 м,
но чаще всего при ширине захвата хедера
1,0-2,0 м. При захвате хедера от 2,0 до 4,0 м
иногда применяют аппарат с двойным про-

92
МАШИНЫ ДЛЯ УБОРКИ ЗЕРНОВЫХ КУЛЬТУР
[РАЗД. IV
ходом ножа, имеющим максимальное ускоре-
ние 60 м/сек2.
При захвате хедера свыше 4,0 м приме-
няют режущий аппарат с уширенными сег-
ментами и частой гребёнкой. Этот аппарат
Фиг. 30. Типы режущих аппаратов.
имеет почти одинаковое максимальное уско-
рение с предыдущим типом F3 и 60 м/сек2).
Общее количество сегментов у него ввиду их
большего размера на 25% меньше, что имеет
эксплоатационные удобства. Кроме того, ши-
рокие сегменты при одинаковой высоте с
узкими сегментами более прочны.
В аппаратах, имеющих большее максималь-
ное ускорение ножа в соответствии с увели-
чением захвата хедера, значительно повы-
шаются требования к прочности механизма
привода ножа, особенно к конструкции шатуна
Мотовило. Мотовило подводит растения к
режущему аппарату, поддерживает их при
срезе, укладывает срезанные растения на транс-
портёр хедера и очищает режущий аппарат.
При расчёте мотовила учитывают: высоту
растений, положение центра тяжести срезанной
части и степень полеглости растений.
Высота растений изменяется даже для
одной и той же культуры. Средняя длина
срезанных стеблей колеблется примерно от
250 до 1000 мм. Высота стерни (высота среза
стеблей) по требованиям агротехники должна
быть не выше 150 — 180 мм.
Центр тяжести стебля пшеницы высотой
80 — 100 см (с колосом и зерном) находится
примерно на 1/3 расстояния от вершины ко-
лоса. Планка мотовила должна захватывать
верхнюю треть срезанного растения.
Полеглость растений определяется углом
наклона стебля к горизонтальной плоскости.
В зависимости от величины этого угла уборку
можно производить: мотовилом планочного
типа при угле 90—70° при движении комбайна
в любом направлении, при угле 60—-45е—
против или поперёк полеглости [11]. При
угле 36-25° и меньше мотовило планочного
типа не справляется с работой; в этих случаях
нужно применять мотовило грабельного типа
(Клия).
Окружную скорость мотовила не следует
принимать выше 2,7 м\сек [11], так как воз-
можен значительный вымолот зёрен из колоса
ударами планок. Оптимальное отношение
окружной скорости мотовила к скорости дви-
жения комбайна 1,8-2,1 [11]. При таких от-
ношениях скоростей мотовило лучше спра-
вляется с пригибанием стеблей к режущему
аппарату и с укладыванием их (после среза)
на транспортёр.
Когда мотовило имеет привод от ходового
колеса комбайна, то окружная скорость пла-
нок изменяется в зависимости от скорости
движения агрегата. Когда привод осуще-
ствляется от двигателя, то окружную скорость
планок мотовила изменяют перестановкой зуб-
чаток цепной передачи.
Траектория сложного движения планки
мотовила — трохоида (фиг. 31). Основные вели-
чины связаны соотношением
где 5 — путь комбайна за один оборот мото-
вила в м; vM — скорость движения комбайна
в м/сек; R — радиус мотовила в м; и — окруж-
ная скорость планки мотовила в м\сек.
Подвод стеблей к режущему аппарату осу-
ществляется на участке АВ петли трохоиды,
12
Фиг. 31. Траектория планки мотовила.
так как на этом участке скорость планки
мотовила направлена навстречу режущему
аппарату. Выше точки А скорость направлена
навстречу растениям, и планка на этом уча-
стке траектории будет отталкивать растение
от режущего аппарата. Поэтому точка А
должна соответствовать начальному моменту
погружения планки в хлеб.
Высота Н расположения вала мотовила над
платформой определяется тем, что начало по-
гружения планки в стебли должно происходить
в точке А (фиг. 32), в которой скорость планки
направлена вертикально вниз:
где / — высота растений; h — высота среза.

ГЛ. Ill]
ЗЕРНОВЫЕ КОМБАЙНЫ
93
При известных значениях скоростей v и и,
радиуса мотовила R и высоты среза h рас-
положение вала мотовила над режущим
аппаратом (высота установки Н) определяется
только высотой хлеба /.
Конструкцией механизмов должна быть
предусмотрена возможность перестановки
мотовила по высоте Н для уборки хлебов раз-
Фиг. 32. Определение высоты устансгки вала мотовила.
личной высоты, а также возможность пере-
мещения вала мотовила вперёд и назад по
отношению к режущему аппарату.
Для улучшения очистки режущего аппарата
и укладки стеблей на транспортёр хедера при-
меняют: 1) эластичные накладки на планки
мотовила (обычно полотнянные ленты шириной
Фиг. 33. Шарнирное крепление планок мотовила
200 мм, сложенные вдвое), 2) шарнирное кре-
пление планок (фиг. 33), 3) изменение поло-
жения планки относительно радиуса мотовила
(фиг. 5) путём поворота кронштейна, которым
планка крепится к радиальным лучам кресто-
вины Такая конструкция применена в само-
ходном комбайне С-4.
При шарнирном креплении (фиг. 33) планка
при входе в хлеб занимает отвесное положе-
ние, облегчающее её вхождение в хлеб, затем
планка отклоняется под давлением растений
на некоторый угол, ограничиваемый ремнями,
прикреплёнными к планке и к лучам мото-
вила.
Для уборки полеглого хлеба применяется
эксцентриковое мотовило (конструкции
О. А. Клия), в конструкции которого исполь-
зован механизм боковых граблей. Зубья гра-
блей перемещаются при вращении мотовила
параллельно самим себе. Это достигается
посредством параллелограмного механизма,
представленного на фиг. 64.
Схема механизма эксцентрикового мотовила
представлена на фиг. 35. Радиус мотовила по
планкам R — 0,67 м, окружная скорость
а — 1,96 м/сек при скорости агрегата vM =
= 1,3 м/сек. Оптимальный наклон зубьев к
горизонту, по опытам, должен составлять при-
мерно 45°.
Тип хедера. Шнековый хедер имеет
эксплоатационные преимущества перед поло-
тенным, он более надёжен в работе, более
долговечен, на него не влияет влажность.
Недостаток его заключается в том, что он не
пригоден при низком срезе длинностебельных
растений. У комбайна „Сталинец-6", рассчи-
танного на низкий срез растений, применён
С
Фиг. 34. Механизм крепления зубьев эксцентрикового
мотовила.
полотенный хедер. Самоходный комбайн С-4
будет иметь хедеры обоих типов.
Молотильное устройство. В комбайнах
применяются барабаны: 1) с рифлёными сталь-
ными билами, 2) с билами, покрытыми рези-
ной, 3) штифтовый, 4) с клинцовым зубом.
Почти все новейшие комбайны имеют
бильные барабаны. На барабанах прямоточных
комбайнов, в кото-
рых растения посту«
пают тонким слоем,
иногда применяют би-
ла, покрытые резиной,
чтобы избежать дро-
бления зерна.
Комбайны типа
„Сталинец-6" имеют
штифтовый барабан
и штифтовую глухую
деку. Северный ком-
байн имеет барабан
с клинцовыми зубья-
ми и решётчатую
деку.
В самоходном комбайне МКЖМ 123 SP
применяют два типа деки — проволочную и
штампованную, причём в штампованной деке
можно регулировать величину отверстий в
зависимости от обрабатываемой культуры.
В комбайне „ Сталинец-6* зазор между
барабаном и декой регулируется посредством
поджатия деки кулачковым механизмом. Число
оборотов барабана регулируется сменой
Фиг. 35. Схема эксцентри-
кового мотовила.

94
МАШИНЫ ДЛЯ УБОРКИ ЗЕРНОВЫХ КУЛЬТУР
[РАЗД. IV
вов. В большинстве новых комбайнов зазор
между декой и барабаном изменяется посред-
ством перемещения барабана относительно
деки. Пример такой конструкции приведён на
фиг. 36; барабан посредством натяжных бол-
тов 1 перемещается по направляющим 2 и 3
и фиксир>ется болтами 4.
Нагрузка молотильного устройства ком-
байна определяется из уравнения
=2^ A.B.V.
где Gcp — средняя величина нагрузки зерном
и соломой в кг\сек\ В — ширина захвата
хедера в м; vM — скорость движения комбайна
Фиг. 36 Регулирование молотильного зазора перемеще-
нием бараб'на: / — натяжчой болт; 2,3 — направляющие
планки; 4 — фиксирующей болт; 5 — резиновое било
деки; 6— била барабана, покрытые резиной.
в кг/сек; А — урожайность зерна в ц/га;
Р — содержание зерна в хлебе (отношение
веса зерна в хлебе к общему весу зерна с
соломой). При низком срезе для расчётов
можно принять р = 0,33.
При расчёте молотильного устройства и
других рабочих органов молотилки нужно
учитывать отклонение нагрузки от средней
величины вследствие неравномерности подачи
в молотилку.
Равномерность потока продукта в комбайне
изменяется по длинг и ширине потока. Изме-
нение равномерности по длине потока зависит
•т неравномерности скорости движения ком-
байна и от колебания урожайности культуры
на отдельных участках поля, составляя откло-
нения от средней величины нагрузки до ^ 50%.
Неравномерность потока продукта по ширине
молотилки зависит от конструкции комбайна.
Наивысшая равномерность достигается в пря-
моточных машинах, и поэтому возрастание на-
грузки сверх средней для этих машин соста-
вляет примерно до 1,5 Gcp. В полупрямоточных
комбайнах левая сторона молотилки перегру-
жена примерно на 3(Р/0> и поэтому общее
возрастание нагрузки для этих машин дости-
гает 2,0 Gcp.
Неравномерность нагрузки молотилки пред-
ставлена на фиг. 37, показывающей распре-
деление выходов зерна и соломистых частей
яо ширине молотилкл комбайна „Сталинец-6\
Выбор типа молотильного устройства за-
висит главным образом от степени колебания
нагрузки от средней её величины. Штиф-
товый барабан отличается от бильного боль-
шей захватывающей способностью и большей
производительностью на единицу длины. По-
этому штифтовый барабан лучше преодоле-
вает перегрузку как общую, так и на отдель-
ных участках барабана. Бильный барабан
меньше повреждает зерно и меньше дробит
Подача 3? «усе*
Фиг. 37. Распределение выходов зерна и соломистых
частей по ширине молотилки комбайна „Сталинец-6":
/ — зерно; 2 — соломистые частицы; а — элеватор во
роха и пиккеры; б— малый соломотранспортёр; в — боль-
шой соломотранспортёр; г — по всей молотилке.
солому, что облегчает сепарацию зерна из
соломы, но он хуже справляется с перегруз-
кой.
В полупрямоточных комбайнах, в которых
нагрузка возрастает до 2Gcp, применяется
штифтовый барабан, а в прямоточных — биль-
ный. Однако при соответственном увеличе-
нии размеров бильного барабана можно при-
менять его и при больших колебаниях нагру-
зок.
Зубья молотильных барабанов и дек зерно-
вых комбайнов стандартизованы (ГОСТ2033-43).
Число ходов винтовой линии на барабане,
по которой расположены зубья, обычно 3, 4
и 5. Для наших условий приняты пятиходовые
барабаны.
Построение размещения зубьев на развёрт-
ке барабана и деки производится так же, как
и для стационарных молотилок (см. „Моло-
тилки"). Конструкция рабочих органов моло-
тильных устройств должна обеспечивать спо-
собность барабана захватывать подаваемый
поток растений и растаскивать его в возможно
более тонкий слой, так как при этом дости-
гается полный обмолот с наименьшим сжа-
тием потока продукта, а следовательно, с мень-
шим расходом энергии.

ГЛ. III]
ЗЕРНОВЫЕ КОМБАЙНЫ
95
Скорость барабана определяется свойствами
обмолачиваемой культуры (прочность связи
зерна с колосом, прочность и влажность зер-
на) и изменяется в значительных пределах.
Скорости барабана молотилки комбайна
при уборке различных культур следующие.
Наименование культур
Пшеница, рожь, овёс, ячмень . . .
Горох, соя, подсолнечник, гречиха
Просо, кориандр
Клевер, тимофеевка
Скорость
барабана
в м'сек
29—30
14-15
аз—23
35
Новейшие комбайны имеют вариаторы ско-
рости, позволяющие изменять число оборотов
барабана на ходу комбайна в зависимости от
состояния спелости и влажности продукта.
Скорость обмолота vg определяется урав-
нением
1
A -f e) cos о
2Д,
т
Л—работа выделения из колоса наиболее
прочно удерживаемых в нём зёрен в гсм;
т — масса зерна в гсек^/см', а — угол между
направлением скорости зуба и осью зерна;
е — коэфяциент восстановления при ударе
зерна в плёнке о зуб или било; vg — окруж-
ная скорость барабана в см/сек; vp — крити-
ческая скорость разрушения зерна ударом
била в см/сек.
Ударом выделяется из колоса 70—75%
зерна, а остальное его количество выделяется
при протягивании колоса сквозь зазор между
барабаном и декой.
Для отдельных зёрен колоса величина ра-
боты Ак выделения их из колоса неодинакова
и изменяется, следуя статистическому закону
нормального распределения. Для наименее
прочно удерживаемых в колосе зёрен эта
величина составляет 2—3 гсм, для наиболее
прочно удерживаемых зёрен труднообмолачи-
ваемых культур — 120—160 гсм, для средней
группы— 90-120 гсм и для легкообмолачи-
ваемых — 50—80 гсм.
Слабо удерживаемое в колосе зерно может
выпасть из колоса при ударе по нему план-
кой мотовила со скоростью около 3,0 м/сек;
для вымолота наиболее прочно удерживаемых
зёрен нужна скорость 30,0 м/сек.
Расчётную массу для зерна пшеницы можно
принять т — 30-10 "~ 6 гсек^/см.
Величину коэфициента е для влажного
зерна при влажности около 15% можно при-
нять равной 0,2, а для сухого зерна (влаж-
ность 10-12%) е = 0,1.
Соеднее значение cos а ввиду различной
ориентации колосьев можно принять равным
ic/2
2 Г
cos аср = —J cos a da = 0,64.
Критическая скорость разрушения зерна
ударом била, по лабораторным данным, при-
мерно на 30% превышает скорость барабана.
Вариатор скорости барабана чаще всего
представляет клиноремённую передачу, шкивы
которой состоят из двух конусообразных ди-
сков. Один из дисков неподвижно закреплён
на валу, а другой можно перемещать, из
меняя расстояние между дисками посредством
прокладок (самоходный комбайн С-4), или при
помощи скользящей муфты, рычага и винто-
вого механизма, или устанавливая между двумя
неподвижно закреплёнными конусообразными
дисками третий скользящий по валу конусо-
образный диск, который прижимается ближе
к тому или другому из внешних дисков
(фиг. 38).
У комбайна „Сталинец-6" передача на
барабан — плоскоремённая с натяжным роли-
ком и для изменения числа оборотов барабана
нужно переменить шкив.
Производительность молотильного устрой-
ства при обеспеченной мощности двигателя
Фиг. 38. Регулирование числа оборотов при клиноремен-
ной передаче.
и при достаточной подаче может изменяться
в широких пределах, как это видно из фиг. 39.
Производительность определяется уравне-
нием
где G — нагрузка молотилки комбайна в кг/сек;
FM — площадь поперечного сечения потока
продукта, вылетающего из молотильного
1С
И
W
9
8
« 7
2
t
О О.й 0,8 1,2 1,6 2,0
Нагрузка
Фиг. 39. Мощность, требуемая молотильным устройством
при разной производительности: / — штифтовый барабан
длиной 651 мм; 2 — штифтовый барабан длиной 612 мм
/ f
/y
устройства, в
-я—скорость продукта
вылетающего из молотильного устройства,
равная примерно половине окружной ско-
рости барабана, в м/сек', fc — объёмный вес
продукта в концевом зазоре молотильного
устройства в кг/мл.
Величина FM зависит от типа и размера
барабана, величины концевого молотильного

96
МАШИНЫ ДЛЯ УБОРКИ ЗЕРНОВЫХ КУЛЬТУР
[РАЗД. IV
зазора, от равномерности подачи и опре-
деляется уравнением
FM =
где Bq — длина барабана в м; sg концевой
молотильный зазор в м (для расчётов можно
принимать sg = 0,004 м); ф — коэфициент, за-
висящий от структуры потока. Для прямо-
точных машин: при бильном барабане
ф=^ 1,0, при штифтовом барабане <1> = 1,4. Для
полупрямоточных машин: при бильном бара-
бане 6 = 0,85, при шрифтовом <\> = 1,2.
Объёмный вес потока продукта fc зависит
от режима работы молотильного устройства.
Оптимальный режим будет при такой подаче,
когда поток хлеба, выходящий из молотиль-
ного устройства, будет состоять из самого
тонкого слоя растений. Это соответствует
однорядному расположению растений при
плотной их укладке одно возле другого. При
этом для пшеницы можно применять fc —
=. 30—50 кг/м%, в среднем fc — 40 kzjms.
Максимальная производительность при
достаточной мощности двигателя определяется
захватывающей способностью барабана. При
этом поток продукта в молотильном зазоре
подвергается значительному сжатию, вслед-
ствие чего возрастает мощность, требуемая
молотильным устройством. Допустимая по
качеству и экономичности работа протекает
при среднем значении -{с = 60 кг/мв, при этом
колебания ^с составляют от 40 до 80 кг/м3.
Увеличение расхода энергии на обмолот
при перегрузке молотильного устройства
вызывается дополнительной энергией на пре-
одоление работы сил трения, увеличенной за
счёт того напряжения, которое возникает в
слое соломы при его сжатии.
Оптимальной и максимальной нагрузкам
соответствует производительность: для штиф-
товых барабанов от 0,025 до 0,040 кг/сек на
1 зуб; для бильных барабанов 0,2—0,3 кг/сек
на 1 м длины била. Эти данные относятся к
пшенице при содержании зерна в срезанных
растениях [3 = 0,33 и при влажности 10%.
Момент инерции барабана. Чтобы
избежать недомолота и дробления, угловая
скорость барабана при нормальном её значе-
нии ш = 100 сек." может изменяться не более
чем на ^2 7°/о« Двигатель комбайна успевает
реагировать на дополнительное сопротивление
и подавать дополнительную энергию не мгно-
венно, а через некоторый промежуток вре-
мени, составляющий, по опытным данным,
^ = 0,4 сек. с момента возникновения допол-
нительного сопротивления.
Из этих условий определяется допустимое
угловое ускорение равномерно замедленного
вращения барабана при внезапном возраста-
нии нагрузки
da>
~dt
100—93
0,4
= 17,5 сек.
Пики мощности, требуемой на преодоление
внезапно возникающих сопротивлений вслед-
ствие неравномерности подачи, достигают
двойной величины средней мощности.
Дополнительное сопротивление, требующее
мощности NCp, будет преодолено, если дви-
жущиеся органы комбайна и двигателя будут
иметь приведённый к оси вала барабана мо-
мент инерции в, определяемый из уравнения
~аГ
По опытам в равен примерно удвоенному
моменту инерции барабана в = 2J. Тогда
dm
~~dT
где Ncp — мощность, требуемая комбайном
при средней нагрузке, в л. с; В — приведён-
ный к оси вала барабана момент инерции
всех движущихся органов комбайна и двига-
теля в кгмсек2; J—момент инерции бара-
бана в кгмсекг\ <о — угловая скорость бара-
бана в сек.
dt
— допустимое угловое
ускорение равномерно замедленного враще-
ния барабана в сек.~2>
Для комбайна „Сталинец-6* при Ncp =
20 л. с, со = 100 сек.

dt
= 17,5сек.
:
J=TbNcP==
75-20
2-1С0-17,5
.-=- — 0,43 кгмсек1.
dt
Момент инерции барабана самоходного
комбайна С-4 по расчёту равен 0,55 кгмсек1.
При расчёте моментов инерции барабанов
самоходных и безмоторных комбайнов нужно
учитывать также влияние неравномерности
поступательного движения [1].
Общая мощность, требуемая молотильным
устройством, расходуется на: 1) холостой ход,
2) выделение зерна из колоса, 3) растаскива-
ние слоя и транспорт продукта:
75N6 = Мба>Вб -\
m'v*
где Ng — общая мощность, требуемая моло-
тильным устройством, в л. с; Mg—момент
сопротивления вращению барабана, вызванный
трением в подшипниках, натяжением ремня и
цепи и сопротивлением воздуха (при шарико-
вых подшипниках можно принять Mg=],2 кгм
на 1,0 м длины барабана); Bg — длина бара-
бана в м; со — угловая скорость барабана
в сек.; р — соотношение веса зерна к весу
соломы в подаче; Ам — средняя величина ра-
боты на вымолот зерна из колоса, опреде-
ляется как средняя из величины работы на
вымолот посредством удара и протягивания
колоса в молотильный зазор; большинство
зёрен вымолачивается из колоса посредством
удара, остальные выжимаются в молотильном
зазоре; для пшениц можно принять средне-
взвешенное значение Ам=250 гсм=0,0025 кгм;
G — подача продукта в кг1сек; а —вес одного
G
зерна в кг; т = секундная масса подачи
продукта в кгсек\м\ v — скорость барабана
в м/сек;/ — коэфициент перетирания по акад.
В. П. Горячкину [15].

ГЛ. Ш]
ЗЕРНОВЫЕ КОМБАЙНЫ
97
Для сухого хлеба при отпущенной деке
/= 0,6—0,7, для влажного хлеба при поджа-
той деке / = 0,65- 0,75. При расчётной на-
грузке и меньше расчётной /= const, и мощ-
ность растёт пропорционально нагрузке, а при
увеличении действительной нагрузки против
расчётной увеличивается толщина обмолачи-
ваемого слоя и / быстро возрастает [29].
Соломотряс. В зерновых комбайнах при-
меняются три основных типа соломотрясов
(фиг. 40): 1) клавишный, 2) платфор-
менный и 3) роторный. Клавишные
соломотрясы бывают двухвальные и
одновальные. В отличие от стационар-
ных молотилок на клавишных соломотрясах
комбайнов устанавливают каскады, состоя-
щие из гребней и шпилек (фиг. 40, а), для
предупреждения соскальзывания продукта при
продольных или боковых наклонах машины.
На фиг. 40,6" представлен платформенно-ка-
скадный соломотряс полупрямоточного ком-
байна малого захвата. Для рыхления соломы
Фиг. 40. Типы соломотрясов: а — клавишный; б — плат-
форменный каскадный; в — платформенный с вороши-
телями; г — конвейерно-роторный; д— роторный.
на платформенных соломотрясах вместо ка-
скадов иногда устанавливают ворошители гра-
бельного типа, приводимые в движение двумя
коленчатыми валами (фиг. 40, в). К роторным
соломотрясам относятся соломочёсы, приме-
няемые на северном комбайне (фиг. 40, д), и
конвейерно-роторный соломотряс, предста-
вляющий комбинацию зернового элеватора,
битеров, соломочёсов, вентилятора и соломо-
транспортёров (фиг. 40, г).
Многолетние сравнительные испытания и
применение названных соломотрясов показали,
что нельзя ограничиться только одним типом
соломотряса и исключить остальные. Вместе
с тем установлено, что при надлежащем вы-
7 Том 12
боре параметров (основные размеры, кинема-
тика, относительное расположение отдельных
органов) каждый соломотряс может обеспе-
чить удовлетворительную работу.
Клавишный двухвальный соло-
мотряс даёт на ровных полях наиболее
устойчивую по качеству работу. В самоход-
ных комбайнах применены двухвальные кла-
вишные соломотрясы.
Платформенные соломотрясы
просты в производстве и в эксплоатации, но
лишь при небольших размерах комбайна. При
больших размерах комбайна монтаж плат-
форменного соломотряса неудобен, так как
он не разбирается на отдельные небольшие
части. Платформенные соломотрясы приме-
няются на прямоточных комбайнах малого за-
хвата.
Конвейерно-роторный соломо-
тряс при работе на неровных местах имеет
преимущество перед другими типами в том,
что битеры и соломочёсы препятствуют одно-
стороннему сгруживанию соломы. Этот тип со-
ломотряса применён на комбайне „Сталинец-6".
Роторный соломотряс, составленный из соломо-
чёсов, — самый короткий и компактный из
всех типов соломотрясов, но он очень дробит
солому, засоряя зерно и перегружая очистку.
Применение соломочёсов очень ограничено,
так как работа их протекает удовлетвори-
тельно только на влажном хлебе.
Соломотрясы комбайнов по сравнению
с соломотрясами стационарных молотилок
отличаются меньшей длиной, что объясняется
большей равномерностью потока продукта
у комбайнов. Толщина слоя продукта на со-
ломотрясе определяет необходимую его длину
и поэтому в прямоточных комбайнах без по-
перечного сжатия потока длина соломотряса
значительно меньше, чем у комбайнов других
типов.
При расчёте соломотрясов принимают: от-
ношение зерна к соломе в подаче 1 :2, объём-
ный вес продукта на соломотрясе -{с — 25 кг/м3,
среднюю толщину слоя продукта на соломо-
трясе Н—200 мм, среднюю скорость движе-
ния продукта по соломотрясу vc = 0,4 м/сек.
Ширина соломотряса Вс опреде-
ляется длиной барабана; у молотилок ком-
байнов, имеющих бильный барабан, Вс = Вб;
при штифтовом барабане Вс = 1,4/%, где Bq—
длина барабана в м.
Теоретическая длина соломо-
тряса определяется условием полноты вы-
деления зерна из соломы. Действительная
длина соломотряса во избежание потерь зерна
в соломе должна быть выше теоретической.
Выделение зерна из соломы начинается на
соломотрясе; поэтому при расчёте определяют
общую длину сепарирующей поверхности,
начиная от центра вала барабана, имеющего
решетчатую деку, до конца соломотряса.
В случае глухой деки длину соломотряса счи-
тают от выхода из барабана.
Процесс выделения зерна из соломы опре-
деляется уравнением
ус = ае ^',
где ус — остаток зерна в соломе на длине
соломотряса, равной теоретической длине

98
МАШИНЫ ДЛЯ УБОРКИ ЗЕРНОВЫХ КУЛЬТУР
[РАЗД. -IU
сепарирующей поверхности; а —количество
зерна в соломе в начале процесса сепарации;
е — основание неперовых логарифмов; н-—коэ-
фициент сепарации l/см; LT— теоретическая
длина сепарирующей поверхности в см.
Если принять, что остаток зерна в соломе
на длине соломотряса, равной LT, составляет
0,25% от общей подачи зерна на соломотрясе,
то ус = 0,0025 а.
Коэфициент сепарации ц зависит от тол-
щины слоя соломы. При расчётной средней
толщине слоя Нс = 200 мм jj. имеет такие
значения: а) при решетчатой деке барабана
и при клавишном соломотрясе [х = 0,018 ;
С At
б) при решетчатой деке барабана и платфор-
менном соломотрясе ц = 0,016 ; в) при
глухой деке и конвейерно-роторном соломо-
трясе (а = 0,015 ——-.
Приведённые данные для \х представляют
средневзвешенное его значение. Величина ц
изменяется обратно пропорционально толщине
слоя. В молотильном устройстве, где сепара-
ция зерна из соломы через деку происходит
при очень тонком слое продукта, коэфициент
сепарации значительно превосходит назван-
ные величины, достигая и. =0,03 .нодлина
см
этой зоны сепарации обычно не превосходит 15%
общей длины сепарирующей поверхности. На
участке второй зоны, в которой расположен
отбойный битер, составляющей примерно 10%
общей длины сепаратора, вследствие беспо-
рядочного завихрения потока продукта отбой-
ным битером коэфициент сепарации резко
уменьшается и затем возрастает при дальней-
шем прохождении продукта по соломотрясу.
Коэфициент сепарации входит в показатель
степени и поэтому его изменение оказывает
большое влияние на полноту выделения зерна
из соломы.
Для прямоточных комбайнов малого за-
хвата, у которых поток продукта проходит
по соломотрясу без сужения, зерно сепари-
руется из тонкого слоя соломы и коэфициент
сепарации достигает величины \х = 0,03 .
СЛь
Нужно, однако, иметь в виду, что при работе
такого комбайна с подборщиком, принимаю-
щим продукт из рядков, сделанных виндроуэ-
ром, длина соломотряса, рассчитанная по
величине и = 0,03 , может оказаться не-
г см
достаточной, так как толщина слоя при этом
значительно возрастает.
Толщина слоя продукта на соломотрясе
определяется из уравнения
Н -_С—
где Нс — толщина слоя в м; G — подача на
соломотряс в кг/сек; ^с— объёмный вес про-
дукта на соломотрясе в кг/м3; для пшеницы
fc = 25 кг\нъ; vc — средняя скорость движе-
ния продукта по соломотрясу в м/сек (для
расчёта можно принимать vc = 0,4 м/сек);
Вс — ширина соломотряса в м.
Кинематический и динамический расчёт
соломотрясов [27] комбайнов такой же, как и
для стационарных молотилок (см. стр. 111, «Мо-
лотилки").
Грохот и решёта. Зерновая смесь, вы-
деленная из вороха на соломотрясе, содер-
жит 20—30% соломистых примесей и семена
сорных растений. Соломистые примеси состоят
из сбоины и половы примерно в равных долях.
При одинаковых свойствах хлеба количество
соломистых примесей зависит от конструкции
молотильных устройств и соломотрясов.
Бильный барабан даёт значительно мень-
ший процент сбоины и половы в ворохе, чем
штифтовый. Количество сбэины и половы
в ворохе увеличивается на соломотрясе, имею-
щем битеры, ёжики и соломочёсы. Поэтому
в конвейерно-роторный соломотряс включают
вентилятор. Вентилятор дает до 14% общего
количества воздуха, используемого в комбайне
для очистки зерна, облегчая работу первой
очистки, но даже при наличии вентилятора
соломотряса в комбайне, имеющем штифтовый
барабан и конвейерно-роторный соломотряс,
необходимы две очистки. Комбайны, имеющие
равномерную загрузку молотилки, бильный
барабан и двухвальный клавишный или плат-
форменный соломотряс без ворошителей,
могут достигнуть такой же чистоты зерна при
одной очистке, состоящей из грохота и одного
или двух зерновых решёт. Таким образом,
вопрос о количестве очисток связан со всей
схемой рабочего процесса комбайна.
Типы грохотов изображены на фиг. 41.
В новейших конструкциях комбайнов при-
меняют почти всегда жалюзийный грохот,
жалюзийное верхнее зерновое решето и штам-
пованное нижнее зерновое решето с круглыми
или продолговатыми отверстиями или плетё-
ное решето. Тип нижнего решета (фиг. 42) и
размеры его отверстий выбирают в зависи-
мости от убираемой культуры.
При определении размеров грохота и решёт
нужно принимать во внимание совместную
работу решёт и воздушного потока. При сред-
ней скорости воздушного потока 10 м1сек длина
грохота должна составлять около 1000 мм,
что имеет место в прямоточных и самоход-
ных комбайнах. В широкозахватном комбайне
Гаррис длина грохота первой очистки —1500мм;
для обдувания такого грохота по его длине
установлены два вентилятора: первый, обду-
вающий 1000 мм длины грохота, и второй, мень-
шего размера, обдувающий остальную часть
грохота
В первой очистке комбайна „Сталинец-6"
соотношение скоростей воздушного потока по
высоте горловины вентилятора составляет
1:1,5:2 при средней скорости 9,94 mi сек.
Вследствие того что в нижней зоне скорость
воздушного потока больше 13 м/сек, длина
грохота увеличена до 1275 мм.
Ширина решёт определяется шириной со-
лоу.отряса. В прямоточных комбайнах, имею-
щих очень широкий сепаратор, а также и
в самоходных комбайнах, можно уменьшить
ширину решёт сравнительно с шириной соло-
мотряса.
Для равномерной загрузки очистки и для
предупреждения бокового смещения вороха

ГЛ. III]
ЗЕРНОВЫЕ КОМБАЙНЫ
99
на скатных досках устанавливают продольные
гребешки, а в начале грохота — направляющие
проволочные или деревянные пальцы.
Движение зерновой смеси по наклонной
качающейся поверхности грохота определяется
условиями:
грохота в м/сек2; g — ускорение свободного
падения в м/сек2.
Для определения перемещения зерновой
смеси по грохоту за одно колебание его впе-
рёд и назад и для определения средней ско-
рости движения смеси по грохоту применяется
Фиг. 41. Типы грохотов: а и б — незабиваюшийся ребристо-чешуйчатый штампованный грохот с постоянными
отверстиями; в — ячеистый штампованный; г — плетёный; д — жалюзийный о регулируемыми отверстиями.
о
000001
000001
ooaooi
000001
d a a a (
о d о a c
о о a a c
ood a c
i
Фиг. 42. Типы штампованных решёт.
I) движение вверх по грохоту возможно
при
Л1«30]/1§^±^;
2) движение вниз по грохоту возможно при
2^30 у
—«) . •
3) подбрасывание смеси на грохоте воз-
можно при
30
Yrtga*
где п — число оборотов кривошипа в минуту;
«о — угловая скорость кривошипа в сек.—1;г—
радиус кривошипа в м; а — угол наклона ре-
шета к горизонту; <р — угол трения зерновой
смеси о поверхность решета; J — ускорение
графический метод. Сущность метода иллю-
стрирует фиг. 43, на которой представлены
диаграммы скоростей v и ускорений грохота j
и скорость движения смеси и по грохоту. Для
упрощения представлен случай симметричной
Фиг. 43. Диаграмма для определения перемещения
вороха по грохоту.
диаграммы при со = const. По оси абсцисс от-
л х it Зтс 2тс 5п
ложено время *=0, — _, _, —, _ ....
/со со zio со 2 со
а по оси ординат отложены скорости грохота
v = г со sin <ot и ускорения j = со- г cos со/.
Критическое ускорение J2, достигнув кото-
рого смесь начнёт двигаться по грохоту впе-
рёд, и критическое ускорение для движения
назад по грохоту на графике (фиг. 43) пред-
ставлены прямыми, параллельными оси абс-
цисс.
Пересечение этих прямых линий с косину-
соидой ускорения грохота определяет время

100
ШАШИНЫ ДЛЯ УБОРКИ ЗЕРНОВЫХ КУЛЬТУР
[РАЗД. IV
и соответствующую скорость, с которой смесь,
оторвавшись от грохота, начнёт двигаться
равномерно-замедленно.
Абсолютная скорость и смеси, движущейся
равномерно-замедленно, будет изменяться по
линейному закону и на графике изобразится
прямой линией km; за один оборот вала изме-
нение скорости и представится кривой Okmn.
Площадь, ограниченная кривой Okmn и
осью абсцисс, численно равна абсолютному
пути Slf проходимому смесью за один оборот
вала Si =
dt.
о
Эта площадь состоит из положительной
части ОЮа, когда направления движения
продукта и грохота совпадают, и отрицатель-
ной Ътпа, когда ворох продолжает двигаться
вперёд, а грохот уже двинулся назад. Поэтому
5 = пл. OkbO -+- пл. kabk — пл. атпа; так как
пл. OkbO = пл. bmnb и пл. ЪтпЪ — пл. атпа—
=пл. abma, то S1 = + Fx = пл. abma +
-+- пл. kabk.
За время одного оборота вала грохот вер-
нётся в исходное положение; полное переме-
щение его обращается в нуль; вследствие
этого относительное перемещение смеси по
грохоту будет равно абсолютному пути.
При движении грохота назад смесь при до-
стижении критического ускорения начнёт дви-
гаться по грохоту равномерно-замедленно в
обратном направлении. Путь её в этом напра-
влении S2 = F%.
Перемещение смеси к выходу из очистки
за один оборот вала равно 5 = S] — S2 —
= Fi — F2. Эта величина определяется прибли-
жённо путём измерения на диаграмме площа-
дей F\ и F2. Средняя скорость перемещения
вороха по грохоту
Sn ,
v = m м/сек.
Для выделения из зерна семян сорняков в
зерновом элеваюре комбайнов типа „Стали-
Подсев
крупные
примеси
Фиг. 44. Схема цилиндрического решета для улавлива-
ния семян сорняков.
иец-6" устанавливается решето с продолгова-
тыми отверстиями.
Целесообразным устройством для отбора
сорняков является сорняковый цилиндр, уста-
навливаемый над бункером.
Схема сорнякового цилиндра представлена
на фиг. 44. К внутренней поверхности ци-
линдра прикреплена спиральная лента шири-
ной 80 мм с шагом витка спирали 150 лы. Сор-
няки и дроблёное зерно (подсев) отделяются
от зерна на вращающемся цилиндрическом
решете. Подсев и зерно транспортируются
шнеком. Диаметр цилиндра 400—450 мм; длина
зерновой части цилиндра в 1,4—1,5 раза
больше длины его подсевной части. Размер
отверстий подсевного решета 1,75X24 мм,
зернового решета — б X 24 мм.
Допустимая нагрузка на подсевное решето
не должна превосходить 2,0 кг\сек на 1 л
длины.
Предельное число оборотов цилиндра
где R — радиус цилиндра в м; g — ускорение
свободного падения в м/сек2.
Оптимальное число оборотов составляет
примерно 0,7 предельного.
Вентиляторы. При расчёте вентиляторов
очисток комбайнов нужно учитывать совмест-
ную работу воздушного потока и решёт.
Решёта поддерживают продукт в воздушном
потоке и выделяют главным образом сбоину,
составляющую 10—12<>/0 общей подачи, а воз-
душный поток выносит преимущественно
полову.
Содержание половы в подаче составляет
примерно 10%, а её объёмный вес цп = 60 кг/мК
Расход воздуха определяется по эмпириче-
ской формуле, основанной на том, что объём
воздуха в 1000 раз превышает объём половы
| Ve\ = 1000-^- = 1,66 G,
7 л
где Ve — расход воздуха в мъ/сек; G — подача
продукта в молотилку комбайна в кг\сек.
В первой очистке комбайна „Сталинец-6"
при 550 об/мин расход воздуха, по данным
исследований, составляет 10 620 м^/час.
Средняя скорость воздушного потока опре-
деляется по критической скорости, равной
для половы 2—4 м/сек, для сбоины — 5—
6 м/сек и для зерна — 9—10 м'сек. Поэтому
скорость воздушного потока за решетом не
должна превышать 6 м/сек, чтобы поток не
выносил зерна. Коэфициент аэродинамиче-
ского сопротивления решёт первой очистки
комбайна равен 0,45 и скорость воздушного
потока перед решетом не должна превышать
6:0,45 = 13,3 м/сек [12].
Исследования очисток комбайна „Стали-
нец-6" показывают, что скорости воздушного
потока изменяются по ширине и по высоте
горловины вентилятора, но особенно они отли-
чаются по высоте горловины.
Изменение скорости воздушного потока
характеризуется методами вариационной ста-
тистики
где 1>!_2_з — средняя скорость воздушного по-
тока в верхней, средней и нижней зонах горло-
вины вентилятора в м/сек; а — среднее квадра-
тическое отклонение; Д — отклонение частного
показания от средней величины; п — число

ГЛ. III)
ЗЕРНОВЫЕ КОМБАЙНЫ
101
определений; W — коэфициент вариации в про-
центах.
Результаты исследования аэродинамиче-
ского поля в горловине вентилятора комбайна
„Сталинец-6" представлены на фиг. 45. Сред-
няя скорость в верхней зоне vl = 6,49 mi сек,
в средней и2 —9,61 м/сек и в нижней vg =
= 13,72 м/сек. Соотношение скоростей по зо-
нам 1:1,5:2. Равномерность поля по ширине
QO
Вентилятор 1°й очистки
±
909-
I Верхняя зона
i иерхннм juhu I
гГТГГжН
П средняя зона
л
"Т
Ш ниЖняя зона
Фиг. 45. Аэродинамическое поле вентилятора
комбайна „Сталинец-6".
где а — высота горловины вентилятора в м;
Ь—ширина горловины, равная ширине очи-
стки; d — диаметр круглого сечения горловины
эквивалентного данному прямоугольному.
Полный напор вентилятора Н, представляю-
щий сумму динамического и статического на-
поров, составляет для первой очистки ком-
байна, имеющего одно плетёное решето,
15 мм вод. ст.; для двух жалюзийных или
штампованных решёт — 20 мм вод. ст.
Угловая скорость вала вентилятора опре-
делится из уравнения
g
где Н — полный напор вентилятора в мм
вод. ст.; г, — гидравлический к. п. д. вентиля-
тора, равный для с.-х. вентиляторов 0,4—0,6;
fe—УД- вес воздуха в кг/м3; можно принимать
1в = 1,2 кг/м^; со — угловая скорость вала вен-
тилятора в сек.; /"! и г2 — радиусы окружно-
стей, описываемых внутренними и внешними
краями лопаток, в м; а^ и а2 — углы наклона
лопатки к радиусу при входе воздуха на ло-
патку и при выходе; отсчёт угла производится
от лопатки к радиусу; если направления от-
счёта и направления вращения совпадают —
угол положительный, если направления про-
тивоположны — отрицательный; Ve — расход
воздуха в M^Jceu; g — ускорение свободного
падения в м/сек2', b — ширина лопатки в м.
Для вентилятора, имеющего прямолиней-
ные радиальные лопатки, при сс^ = <х2 = О
горловины, определяемая коэфициентом вариа-
ции, составляет в верхней зоне W\ = 25,1%,
в средней зоне IF2 = 17,6% и в нижней зоне
WB = 15,6%.
Это показывает, что очистки комбайнов
работают удовлетворительно при таком рас-
пределении скоростей по сечению горловины
вентилятора, когда начало решета обдувается
с наименьшими скоростью и равномерностью
потока, аконец решета—с наибольшими. Опыты
с выравниванием скорости в вентиляторах
комбайнов показали, что продукт сдувается
с передней части решета и работа очистки
ухудшается.
Средняя скорость vcp по всему сечению
горловины вентилятора первой очистки ком-
байна „Сталинец-6" составляет 9,У4 м/сек, а
по сечению горловины вентилятора второй
очистки —7,88 м\сек.
Угол между направлением воздушного
потока и плоскостью решета вентилятора на-
ходится в пределах 15—30°. У комбайна С-4
этот угол равен 18°, у комбайна „Стали-
нец-6и — 27°.
Площадь сечения горловины вентилятора
Fe определяется по расходу воздуха Ve и сред-
ней скорости воздушного потока в сечении
горловины.
Для определения размеров горловины вен-
тилятора сначала вычисляют диаметр круглого
сечения, а затем применяют условие эквива-
лентности круглого и прямоугольного сечений
-У
2а
откуда
Для комбайна „Сталинец-6": //=15 мм
вод. ст.; y| = 0,5; г2 = 0,3 м; гх = 0,13 м;
¦nv.
ср
= У 1,2.0,5@,32-0,132) = 58>3 СеК' *'
Число оборотов вентилятора
30<о гг„ -,
п = —- = 557 об/мин.
У вентиляторов с лопатками, отогнутыми
назад, увеличивается скорость потока в ниж-
ней зоне, с отогнутыми вперёд — в средней
зоне.
В вентиляторах комбайнов не применяется
очертание кожуха вентилятора по спирали,
так как достигаемое при этом улучшение
равномерности потока практического значения
не имеет и приводит к более громоздким раз-
мерам кожуха.

102
МАШИНЫ ДЛЯ УБОРКИ ЗЕРНОВЫХ КУЛЬТУР
[РАЗД. IV
ТЯГОВЫЕ СОПРОТИВЛЕНИЯ КОМБАЙНОВ
Тяговое сопротивление комбайна опреде-.
ляется суммой сопротивлений перекатыванию
каждого из его колёс. Тяговое сопротивление
колеса со стальным ободом Р\ на горизон-
тальном пути при скорости движения 1,0—
2,0 м/сек определяется по формуле
\ = 0,86 у -
G
cbD2
где G — радиальная нагрузка на колесо в кг;
с — коэфициент жёсткости почвы в кг/см*;
Ъ — ширина обода в см; D — диаметр колеса
в см.
При расчётах для обычных условий работы
комбайна можно принимать с == 1,0 кг/смК
Из дополнительных сопротивлений наи-
большее значение имеют сопротивления: при
трогании с места Р% и на подъёме Рв.
Сопротивление Р2, вызываемое силами
инерции и увеличенной колеёй при трогании
с места, равно
. dv
Ж'
где/И — масса комбайна в кгсек^/м; —-
уско-
рение при трогании с места, которое можно
принять 0,3—0,5 м/сек\
Дополнительное сопротивление на подъёме
Р3 равно
где GK — вес комбайна в кг; h — высота
подъёма; / — длина подъёма.
Тяговое сопротивление комбайна „Стали-
нец-6" на почвах, для которых с = 1,0 кг/смь,
при полном бункере составляет около 800 кг;
тяговое сопротивление копнителя, заполнен-
ного уплотнённой соломой, составляет 180—
200 кг. Общее тяговое сопротивление ком-
байна „Сталинец-6" с копнителем составляет
на таких почвах около 1000 кг.
Тяговое сопротивление комбайна на пнев-
матических шинах снижается иногда до 40%
по сравнению с комбайном на стальных колё-
сах вследствие амортизирующих качеств бал-
лонов и увеличения площади контакта шины
с почвой.
При одинаковых размерах шин и одинако-
вых радиальных нагрузках на колёса тяговое
сопротивление зависит от внутреннего давле-
ния воздуха в шинах.
Уменьшение этого давления снижает тяго-
вое сопротивление, но вследствие значитель-
ного прогибания шины ткань её быстро изна-
шивается.
В комбайнах США применяют такие давле-
ния воздуха в шинах в кг/см1* (первая цифра
обозначения — ширина шины, вторая — диа-
метр обода, на который надевается шина):
5,0" X 16", четырёхслойная — 2,25; 7,5" X 16",
четырёхслойная — 2,5 кг/см?. 9" X 24", восьми-
слойная — 3,0 кг/см2.
Сверхбаллонная шина: 13,5" X 28", шести-
слойная — 1,4 кг /см2.
Сверхбаллонные шины быстро изнаши-
ваются и поэтому применяются лишь в усло-
виях трудной проходимости.
Для ведущих колёс комбайна С-4 приме-
нены шины П"Х24//, восьмислойные, с да-
влением воздуха 3 кг/см2, а для задних упра-
вляемых колёс — 6"Х16", с давлением воздуха
2,5 кг/см2.
Отношение тягового сопротивления колеса
комбайна с пневматической шиной к тяговому
сопротивлению стального колеса комбайна при
одинаковой радиальной нагрузке можно опре-
делить по эмпирической формуле
где Pq — тяговое сопротивление колеса с бал-
лонной шиной в кг; Рс — то же со стальным
ободом в кг; с — коэфициент жёсткости почвы
. в кг/см2; Cg— то же баллона в кг/см3; р — да-
вление воздуха в шине в кг/см2; В — ширина
шины в см.
Величина тягового сопротивления, а также
прочность ходовой части зависят от того, пра-
вильна ли схема устройства ходовой части.
Для уменьшения тягового сопротивления и
для предупреждения зарывания колеса в землю
оно должно поворачиваться так, чтобы траек-
тория его была касательна к плоскости обода.
Мгновенный центр поворота должен лежать
на продолжении оси колеса, а
для всей колёсной схемы — на
пересечении осей всех колёс.
Если мгновенный центр пово-
рота О не находится на оси
Фиг. 46. Скольжение колеса хедера в зависимости от
положения мгновенного центра поворота.
колеса (фиг. 46), то колесо, имеющее ско-
рость vlt кроме качения со скоростью vK
будет скользить в сторону со скоростью vc.
У прямоточных комбайнов, имеющих двух-
колёсный ход и шарнир на прицепе трактора,
условие положения мгновенного центра пово-
рота на пересечении осей всегда выполняется.
В колёсной схеме полупрямоточного ком-
байна „Сталинец-6" основу составляет трёх-
колёсный ход молотилки; для хедера устана-
вливают ещё одно колесо с осью, не лежащей
на продолжении оси задних колёс молотилки,
так как хедер связан с приёмной камерой, а
положение задних колёс определяется разме-
ром сепаратора. Чтобы уменьшить тяговое
сопротивление на поворотах и предупредить
зарывание в землю хедерного колеса и его
поломку, хедер устанавливают к осевой линии
молотилки под углом 95Э, отклоняя назад пра-

ГЛ. Ш1
ЗЕРНОВЫЕ КОМБАЙНЫ
103
вый конец хедера и тем самым сближая ось
хедерного колеса и оси задних колёс моло-
тилки.
Чтобы при этом колесо хедера было рас-
положено параллельно движению комбайна,
ось его поворачивает относительно хедерной
балки на 5° в сторону, обратную отклонению
хедера (фиг. 47).
В самоходных комбайнах поворот осуще-
ствляется путём торможения одного из веду-
щих колёс с одновременным поворотом зад-
них колёс. Задние колёса связаны механизмом
(см. фиг. 9), длины звеньев
которого рассчитаны так, что
направления осей задних колёс
Фиг. 47. Расположение колеса хедера относительно
колёс молотилки комбайна „Сталинец 6".
при повороте комбайна проходят через мгно-
венный центр поворота, лежащий на оси перед-
них колёс.
МОЩНОСТЬ, ТРЕБУЕМАЯ РАБОЧИМИ
ОРГАНАМИ КОМБАЙНОВ
В течение ряда лет в условиях полевой
работы замерялась мощность, требуемая ра-
бочими органами комбайнов. Мощность за-
мерялась методом электродинамометрирова-
ния, а также посредством шкива динамографа,
устанавливаемого на валу барабана. Резуль-
таты замеров показали, что мощность, тре-
буемая на 1 кг подачи, имеет для данного
комбайна оптимальное значение при средней
подаче, определяемой в соответствии с мето-
дом технологического расчёта комбайна. При
средней нагрузке, при сухом хлебе и при
30—40%-ном содержании зерна в соломе мощ-
ность на 1 кг подачи составляет примерно
10 л. с. Для комбайна „Сталинец-6", у которого
средняя нагрузка составляет 2 кг/сек, сред-
няя требуемая мощность будет составлять
20 л. с, причём половина этой .мощности тре-
буется на холостой ход механизмов. При
уменьшении подачи ниже средней её вели-
чины мощность, требуемая на 1 кг подачи,
возрастает, так как оказывает влияние мощ-
ность, требуемая на холостой ход.
Энергоиспользование в комбайне отли-
чается значительной неравномерностью вслед-
ствие различия в густоте и качестве хлеба
на различных участках поля, а также вслед-
ствие неравномерности питания отдельных
органов комбайна, особенно молотильного
устройства.
На фиг. 48 представлен характер измене-
ния мощности, требуемой комбайном „Ста-
линец-6" во время работы. Участок диа-
граммы АВ относится к напряжённой работе.
Средняя мощность таких напряжённых уча-
стков, как показали многолетние исследова-
ния, превышает общую среднюю мощность
на 50%. Пики мощности достигают удвоенной
величины средней мощности. Двигатель на
общ. среди
сек
Фиг. 48. Характер колебания мощности, требуемой
рабочими органами комбайна.
комбайне, рассчитанный даже на условия на-
пряжённой нагрузки, должен обладать неко"
торым запасом мощности для их преодоле-
ния.
Мощность, требуемая рабочими органами
комбайна, при 30—40%-ном содержании зерна
в срезанной массе для моторных прицепных
комбайнов полупрямоточного типа может быть
определена при заданной нагрузке по диа-
грамме, представленной на фиг. 49.
Прямоточные комбайны, имеющие бильный
барабан и одну очистку и, главное, более
Л.С.
30
20
/О
2 А
— f
1.0
2,0 3,0
4.0
5,0
Фиг. 49. Мощность, требуемая рабочими органами ком-
байнов типа „Сталинец" в зависимости от нагрузки и
влажности продукта: 7 — сухой продукт; 2 — влажный
продукт.
равномерную подачу, чем полупрямоточные
комбайны, требуют по сравнению с ними мень-
шей мощности на 1 кг подачи — примерно
на 10—15%.
Самоходный комбайн на баллонах, имею-
щий один двигатель для самопередвижения и
для работы органов комбайна, по сравнению
с моторным прицепным полупрямоточным ком-
байном требует мощности, меньшей на 20—25%,
чем агрегат, состоящий из комбайна и трак-
тора.
При определении требований к двигателю
комбайна нужно учитывать влияние неуста-
новившегося характера нагрузок комбайна на
работу двигателя [1J.

104
МАШИНЫ ДЛЯ УБОРКИ ЗЕРНОВЫХ КУЛЬТУР
[РАЗД. IV
ЖАТВЕННЫЕ МАШИНЫ
ТИПЫ ЖАТОК
Жатвенные машины (жатки) применяются для
уборки хлебов в период восковой спелости и
разделяются по характеру и числу выполняе-
мых операций на лобогрейки, само-
сброски, сноповязалки и виндро-
уэры.
Жатка-лобогрейка (фиг. 50) срезает
и укладывает стебли на свою платформу.
Сбрасывание на стерню накопляющихся на
Фиг. 50. Схема жатки-лобогрейки: 1 — режущий аппа-
рат; 2—мотовило; 3—передок; 4 — сиденье (седло) ра-
бочего, управляющего машиной; 5 — передача к режу-
щему аппарату; 6—передача (ремённая) к мотовилу;
7—ходовое колесо; 8 — сиденье (седло) рабочего, сбра-
сывающего кучки срезанных стеблей; 9 — платформа;
10—полевой двигатель; 11— внутренний делитель.
платформе кучек стеблей производит вручную
помещающийся на сиденье рабочий, от кото-
рого требуются сноровка и значительная му-
скульная сила. Режущий аппарат и мотовило
лобогрейки могут работать и на уборке низ-
ких, редких, полеглых и спутанных хлебов,
бобовых культур, семенников трав и трав на
сено.
Жатка-самосброска (фиг. 51) сре-
зает и укладывает стебли на свою платформу
и периодически сбрасывает их кучками на
стерню.
Связывание сброшенных стеблей в снопы
производится вручную. Режущий аппарат и
грабельный автомат самосброски хорошо рабо-
тают только на чистом, ровном и неполеглом
хлебе.
Жатка-сноповязалка (фиг. 52) сре-
зает и укладывает стебли на полотняно-план-
чатый транспортёр, подаёт их в вязальный
аппарат, связывает в снопы и сбрасывает
снопы на стерню. Нецелесообразно применять
сноповязалки на путаных и полеглых хлебах
из-за неисправной подачи элеватором стеблей
на вязальный стол, а также на засорённых и
влажных хлебах из-за загнивания средней ча-
сти снопа и ослабления вязки. На вязку сно-
пов при уборке сноповязалками расходуется
3—4 кг/га шпагата, что составляет около по-
ловины общей стоимости уборки хлеба. Мо-
дернизация сноповязалок в основном заклю-
чается в повышении износоустойчивости узлов
и деталей и в снижении тягового сопротивле-
ния: наиболее нагружённые передачи, как, на-
пример, главную передачу, помещают в масля-
ные ванны; подшипники скользящего трения
Фиг. 51. Схема жатки-самосброски: / — режущий аппа-
рат; 2— грабельная колонка; 3—внутренний делитель;
4 — передок; 5 — сиденье (седло) рабочего, управляю-
щего машиной; 6 — ходовое колесо; 7— платформа;
8—полевой делитель.
заменяют подшипниками качения, детали пе-
редач (шестерни, звёздочки) подвергают тер-
мической обработке,
Жатка-виндроуэр (фиг. 53) срезает и
укладывает стебли на транспортёр (полотняно-
планчатый), переносит их в сторону жнивья и
затем либо сбрасывает лентой на стерню, либо
передаёт в копнитель. В первом случае стебли
либо просыхают на стерне и затем собираются^
вручную и связываются в снопы, либо подби-
раются подборщиком комбайна и обмолачи-
ваются; во втором случае стебли складываются
на поле в копны (скирды) розвязью. В ряде
районов виндроуэр широко применяется как
машина раздельного способа уборки хлеба
комбайнами.
Установка режущего аппарата на заданную
высоту резания выполняется в жатках верти-
кальным перемещением платформы относи-
тельно ходового и полевого колёс машины
посредством самотормозящих винтовых меха-
низмов с ручным приводом.
Изменение высоты резания на ходу маши-
ны достигается изменением угла наклона плат-
формы к поверхности поля, осуществляемым
посредством поворота её (при помощи рычаж-
ного механизма) относительно оси ходового
колеса.
Характеристика жаток приведена в табл. 5

ГЛ. III]
ЖАТВЕННЫЕ МАШИНЫ
105
Фиг. 52. Конная жатка-сноповязалка? 1—тран-
спортёр платформы; 2—ветровой щит; 3-си-
денье (седло) рабочего, управляющего ма-
шиной; 4—мотовило; 5—вязальный аппарат;
6—снопонос; 7—ходовое колесо; 8—элеватор.
Фиг- 53. Жатка-виндроуэр: / — мотовило; 2—режущий аппарат; 3— транспортёр; 4-
Характеристика жаток
¦ ходовое колесо.
Таблица 5
Основные данные
Лобо-
грейка
Само-
сброска
Виндроуэры
с приводом
от ходоного
колеса
с приводом
от кардан-
ного вала
Сноповязалка
трактор-
ная
Ширина захвата В в м
Скорость передвижения v в м/сек .
Тяговое сопротивление Р в кг . . .
Потребная мощность N в л. с. ...
Производительность в га/час
Степень механизации уборки . . . .
Коэфициент использования машин-
ного времени
Вес машины G в кг
Число рабочих (с трактористом) . .
Минимальная высота срезания сте-
блей при горизонтальном положении
платформы h в мм
Максимальный угол наклона плат-
формы к поверхности поля при помощи
рычажного механизма а° •
Максимальный подъём платформы
(горизонтальное положение) Н в мм . .
1,6
х,о—i,ao
IOO
1-3
о,6
о,5°
о,85
4оо
1.5
,О—1,20
IOO
1.3
°.5
о, 53
о.8о
45°
8о
i8
300
4,6
1,25-1,40
620
10,0
2.0
о,63
о,85
1700
4-6
1,25-1,40
44O
8,о
2.0
о, 68
о.85
1400
5оо
1,8
I,О—1,20
2бо
3,5
о,6
о. 75
8оэ
15
4оо
1,25 -1,4°
375
7,2
1,2
°, 75
I2OO
8э
15

106
МАШИНЫ ДЛЯ УБОРКИ ЗЕРНОВЫХ КУЛЬТУР
[РАЗД. IV
РАБОЧИЕ ОРГАНЫ ЖАТОК
Режущий аппарат. Чистый срез стеблей
(без обрыва волокон и затягивания их между
лезвиями) достигается при скорости лезвия ножа
0,6—0,8 м\сек\ перерезание стеблей облег-
чается продольным скольжением лезвия. В
жатвенных машинах среднюю скорость ножа vH
принимают равной 1,2—1,6 м\сек.
Средняя удельная нагрузка <?о на 1 см
длины лезвия сегмента (при среднем стебле-
стое 500 шт/м2) составляет в жатвенных ма-
шинах 12 см2; рабочая длина лезвия /0 = 5 см;
отсюда площадь, приходящаяся на одно лез-
вие, Fo = #0/0 = 60 см2.
Жатки-лобогрейки и сноповязалки имеют
нормальный режущий аппарат
s = ?,) = /= 2г = а,
где 5 — ход ножа; / и t0 — расстояния между
средними линиями смежных сегментов и паль-
цев; г — радиус кривошипа; я — ширина сег-
мента. Площадь среза за время одного хода
ножа
здесь Н\— путь машины за это время;
_
1
где vM — скорость движения машины; п — чи-
сло ходов ножа в минуту; <о — угловая ско-
рость кривошипа.
Режущий аппарат сноповязалки с двой-
ным пробегом ножа имеет параметры
s = 2to = 2t = 2r = 2a.
Средний палец нагружается здесь вдвое
больше крайнего (окружное усилие на криво-
шипе достигает максимума при среднем поло-
жении ножа). Срезаемая за один ход ножа
площадь
F = 2гНл = 3F0.
Параметры режущего аппарата виндроуэра
s = 2f0 = t = 2r = а.
В этом аппарате средний палец нагружается
вдвое менее крайнего, что снижает величину
окружного усилия на кривошипе в среднем
положении ножа. Срезаемая за один ход пло-
щадь
F =
= 1,5/>
Связь между ходом ножа, срезаемой пло-
щадью и скоростями ножа и машины
где vH —
гп
5"
— средняя скорость
ножа.
В кривошипно-шатунном механизме ре-
жущего аппарата жаток принимают длину
шатуна L от 10 г
до 12 г, дезаксиал
е — от 0 до Зг,
шаг направляющих
и нажимных лапок
ножа/j = Юг, дли-
ну направляющих
для головки ножа
<*0 50 а"
Ю
Фиг. 54. Изменение усилия,
потребного для перерезания
10 стеблей пшеницы с ростом
угла о.
/ = 4л
Среднее сопро-
тивление резанию
R определяют по количеству k стеблей, посту-
пающих в аппарат за один ход ножа (k=
= k0BH{), и по величине р усилия, потребного
для перерезания 10 стеблей (значения р для
пшеницы приведены на фиг. 54, где а — угол
между лезвиями сегмента и вкладыша);
R = 0,\pk0BHb
где k0 — количество стеблей на 1 м; В — ши-
рина захвата машины; Нх - путь, проходимый
машиной за один ход ножа (?0 и р принимают
с учётом наличия подсевных трав и сорня-
ков).
Характеристика режущих аппаратов жаток
приведена в табл. 6.
Характеристика режущих аппаратов жаток
Таблица 6
Основные данные
Лобо-
трейка
Само-
сброска
Виндроуэр
с приводом
от кардан-
ного валя
Сноповязалки
тракторная
Средняя скорость ножа v в м/сек
Угловая скорость кривошипа ш в сек.~1 . . . • .
Радиус криьошипа г вжи ...
Расстояние между средними линиями:
смежных сегментов t в мм
смежных пальцев tQ в мм
Ширина сегментов и в мм
Угол наклона лезвия к средней линии ч°
Путь, проходимый машиной за один ход ножа,
J/, в мм
Площадь, срезаемая лезвием сегмента за один
ход ножа, F в смй
Длина шатуна L в мм
Дезаксиал / в мм • . . .
Шаг нажимных лапок ?, в мм
Длина направляющих для головки ножа I в м.и
1.3
5+
38
7б,2
7б,а
7б
3°
53
77°
но
ЗЗо
I4O
1,2
5°
38
7б,2
7б,3
7б
3°
8о
бо
З
38о
I4.O
1.4
ТО1,6
5O.8
ют
SO
620
220
1.6
7б
7б,2
7б,3
7б
7бо
8о
24O
27O
1-3
38
76,2
7б,2
7б
3°
8о
бо
960
j6o

ГЛ. III]
ЖАТВЕННЫЕ МАШИНЫ
107
Стандартом ГОСТ 3494-46 установлены три
типа режущих аппаратов: два — для жаток,
уже освоенных в производстве (фиг. 55 и 56),
и один — для вновь проектируемых жаток
(фиг. 57). Стандартизованы также детали ре-
Характеристика мотовила жатвенных ма-
шин разных типов дана в табл. 7.
В грабельном аппарате жатки-самосброски
соотношение горизонтальных составляющих
скоростей x>i и »2 внутренней и внешней то-
<1 <0 9 8 7 6 5
las.
з г
8 7 6 5
Фиг. 55. Стандартный режущий аппарат жаток (тит 2):
/ —палец (ГОСГ 3495-46, тип 2); 2 —вкладыш (ГОСТ
158-46, тип 2); 3 —сегмент (ГОСТ 158-46, тип 2); 4 — за-
клёпка вкладыша (ОСТ 395J; 5 х Л 54°); 5 — прижим
ножа (ГОСТ 3496-46, тип 2); 6—спинка ножевая
(ГОСТ 158-46, тип 1); 7—заклёпка сегмента (ГОСТ
1187-41, 5X0; 8 -пластинка трения (ГОСТ 3497-46,
тип 3); 9 — болт (ОСТ 20035-38, М10 X 1< тип 6); 70-гайка
(ОСТ НКТП 3310, М10Ш); 11 - брус пальцевый.
7 5
2 1
Фиг. 57. Стандартный режущий аппарат жаток и жаток-
молотилок (тип 3): 1 — палец (ГОСТ 3495-46, тип 3);
2 — вкладыш (ГОСТ 158-46, тип 3); 3—сегмент (ГОСТ
158-46, тип 2); 4— заклёпка вкладыша (ОСТ 3951, 5 X 1>
54°); 5 — прижим ножа (ГОСТ 3496-46, тип 3); 6 — спинка
ножевая (ГОСТ 158-46, тип 1); 7 — заклёпка сегмента
ГОСТ 1187-41, 5X0; 8— брус пальцевый; 9 — болт
(ОСТ 20035-38, М10Х*. тип4К Л?—шайба пружинная
(ОСТ 26042; 10,5); 11 — гайка (ОСТ НКТП 3310, М10Ш).
жущих аппаратов. Размеры стандартных сег-
ментов, вкладышей и ножевых спинок даны
в мм на фиг. 58, 59, 60, 61.
Мотовило и грабельный аппарат. Расчёт
мотовила см. стр. 92.
Фиг. 56. Стандартный режущий аппарат виндроуэра
жаток-молотилок .Коммунар" и .Сталинец": 1 — палец
(ГОСТ 8495-46, тип 4); 2 — вкладыш (ГОСТ 158-46, тип 3);
3—сегмент (ГОСТ 168-46, тип 3); 4 — заклёпка вкла-
дыша (ОСТ 3951, 5Х^> 54°); S —• спинка ножевая
(ГОСТ 158-46, тип 2); 6 — заклёпка сегмента (ГОСТ
1187-41, 5X0; 7—прижим ножа (ГОСТ 3496-46, тип 4);
8— брус пальцевый; 9 — винт (ГОСТ В-1473-42, М8 X 0;
10 — шайба пружинная ЮСТ 26042; 8,5); 11 — гайка
(ОСТ НКТП 3310, М8Ш).
чек грабли принимают равным —5_ = О,5; при
V2
этом Vi придают значение 0,5 vM (где vM —
поступательная скорость машины). Гори-
зонтальную слагающую скорости средней
точки грабли vQ для обеспечения пригибания
Таблица 7
Характеристика мотовила жаток
Основные данные
Радиус мотовила R
в мм
Число планок мото-
Угловая скорость
мотовила «) в сек.~1.
Ширина петли трохо-
Шаг планок в стебле-
L1UC 1 =— о MJn •
Установка вала мото-
вила. Верхний предел
Нижний предел На .
Лобо-
грейка
7<эо
4
3*°
380
630
и8о
78о
о
U
т е( х
в ^Х 1
Во ош
72O
б
3.°
2бо
51°
1ч8о
о
75°
Сноповязалки
конная
8оо
б
2,1
240
бю
148о
88о
трак-
торная
850
б
2.5
23О
640
I55O
95°

108
МАШИНЫ ДЛЯ УБОРКИ ЗЕРНОВЫХ КУЛЬТУР
[РАЗД. IV
стеблей к ножу берут равной 1,5 vM. Шаг
наклоняющих граблей определяют по формуле
, 2 тс г/„
t = м ,
где z — число граблин и о> — угловая скорость
грабельного вала (для жаток-самосбросок при
четырёх граблинах t составляет 1,6 м).
Расчётная величина вращающего момента
для грабельного вала жатки-самосброски
М= 15 кгм; вес грабли 8 кг; момент инерции
Фиг. 58. Стандартные сегменты режущего аппарата жа.
ток: 1— тип 2: а = 76 — 1; ft = 75 ± 0,5; с = 51 + 03.
* = 16 —3; /-21 —2; Я = 9 ± 0,3; Л = 12,5 0,8-
2 —тип 3: а = 101 — 1; Ь = 70 ± 0,5; с - 70 ± 0,15;
е~6 — 2; /=22_2; Я==11±0,3; А - 15,5 _ 0§.
Входной зёв полотен элеватора опреде-
ляется высотой hi слоя стеблей в конце плат-
формы, вычисляемой по формуле
где /?0—число стеблей на 1 м2; d—диаметр
стебля; В—ширина захвата машины. Скорость
полотен элеватора v3 берут около 0,9 vn. Су-
жением зазора между верхним и нижним по-
лотном элеватора предусматривают уплотне-
ние стеблевой массы перед подачей в вязаль-
массы её относительно центральных осей
Jv =. Jy = 0,5 кгмсек1; полная реакция гра-
бельной дорожки 83 кг; вертикальная со-
ставляющая реакции опорного ролика
Фиг. 59. Стандартные ножевые спинки режущего аппа-
рата жаток; 1 — тип 1; а — 5,5 ± 0,15; ft = 20 ± 0.5;
С = 51+ °'3 ; К - 25,2 ± 0,15; Я' = 10 ± 0,25; 2— тип 2:
а " 6 ± 0,15; ft = 25 ± 0,5; С = 70 ± 0,15; К = 31,6 ± 0,15;
Я' = 12,5 ± 0,25.
грабли 50 кг. Образующие грабельной до-
рожки и ось опорного ролика должны пере-
секаться на оси грабельного вала. Передаточ-
ное число зубчаток грабельного вала прини-
( 37-34 \
мается дробным (например . j для рас-
пределения периодических ударов грабельной
нагрузки попеременно между разными зубьями
передачи из соображений равномерности их
износа.
Транспортёры полотняно-планчатые.
Скорость полотна транспортёра платформы vn
принимают равной скорости машины vM. Ши-
рину полотна Ъ при жёстком креплении ветро-
вого щита берут исходя из длины срезанных
стеблей.
Фиг. 60. Стандартный вкла-
дыш (тип 2) режущего
аппарата жаток.
Фиг. 61.Стандартный вкла-
дыш (тип 3) режущего
annapafa жаток.
ный аппарат или в копнитель. Степень сжа-
тия стеблей в элеваторе определяют по фор-
муле
hv
где Л2 — выходной зазор между полотнами
элеватора.
Характеристика полотняно-планчатых транс-
портёров жаток приведена в табл. 8
(фиг. 62)
±
Фиг. 62. Схема полотняно-планчатого транспортёра
жаток.
Вязальный аппарат. Нагрузку k вязаль-
ного аппарата определяют по ширине захвата
В, скорости движения машины vM и количе-
ству стеблей #о на 1 м2:
k = BvMftn.

, ГЛ. Ill]
ЖАТВЕННЫЕ МАШИНЫ
109
Таблица 8
Характеристика полотняно-планчатых транспор-
тёров жаток
Основные данные
Скорость полотна в м\сек\
транспортёра платформы
vn
элеватора vg
Ширина полотен в ж ....
Диаметр валика в мм: ¦
транспортёра платформы dt
нижнего полотна элеватора
верхнего полотна элеватора
d
Угол наклона элеватора в°
Расстояние между валиками
элеватора в мм;
нижними (входной зев) й.
верхними (выходной зазор)
/г,
Степень сжатия стеблей в
вылет полотна элеватора
относительно полотна плат-
формы (смещение в сторону
полевого колеса нижнего вали-
ка верхнего полотна элеваторя
относительно внутреннего ва-
лика полотна платформы) в мм
о н
о. 2
m S о
>! О X
О с* д
Чаче
я ц о<ч
S «.га я
i.7
1.7
1,О
170
I2O
22
25°
i8o
о,а8
Сноповязалки
конная
1.3
1,2
1,1
7°
9°
9°
5°
8о
5°
о, 42
1бо
трак-
торная
i.5
1.4
1,О
7°
8о
8о
42
13°
8о
о, 42
i8o
Число стеблей в снопе принимается равным
где D — диаметр снопа (для зерновых — от
10 до 30 см); d — диаметр стебля; 3 — коэфи-
циент заполнения сечения снопа @,75—0,9).
Потребная скорость вязки (число снопов
в секунду)
Время наполнения вязального простран-
ства и уплотнения снопа составляет 50% от
времени, необходимого для его связывания;
поэтому число оборотов вала узловязателя в
минуту следует принимать не менее nv =
= 60./vl,5.
Характеристика вязальных аппаратов при-
ведена в табл. 9 (фиг. 63).
Сечение вязального пространства, ограни-
ченного плоскостью стола, профилем грудной
доски и внутренними контурами ручки иглы
и отвального пальца, желательно приблизить
к круглому для уменьшения ослабления вязки
после выхода снопа на снопонос (при равных
периметрах большую площадь имеет круглое
сечение). При длине пояса /0 круглого снопа
Р
о
сечение снопа /7=-т—. Траектория носков
формы как траектория движения шатуна;
большая ось эллипса (ход компрессора) рас-
полагается параллельно плоскости вязального
стола; размер малой оси принимается по
толщине h слоя стеблей на столе. Вязальный
стол располагают под углом 40—50° к гори-
зонту для осуществления подачи стеблей из
элеватора к компрессорам действием силы
тяжести. При всех положениях над вязальным
Плоскость
»язального ста
ч
Фиг. 63. Схема меха-
низма иглы и компрес-
соров вязального
аппарата.
столом иглы, компрессоров и сбрасывающих
рук контуры их рабочих кромок и спинок
должны проходить относительно плоскости
стола под углом, превышающим двойной угол
трения стеблей по металлу, во избежание за-
таскивания стеблей под стол.
Двухрожковые компрессоры должны рабо-
тать в паре, так как задний рожок компрес-
сора, идущего вперёд, должен сбрасывать
Таблица 9
Характеристика вязальных аппаратов
Основные данные
Размеры механизма иглы и ком-
прессоров в мм:
1
#
г
г. .
Ход компрессора /^ в мм
Угловая скорость в сек.~^:
компрессорного вала «о ......
узловязателя <«
К
зажима ш3
Толщина слоя стеблей на столе в
подаче компрессоров h в мм ....
Сноповязалки
конная
44°
445
155
I2O
33°
8о
250
1б
5.3
З2
о,9
8о
трак-
торная
416
44°
1б5
124
Зю
85
3°°
24
8,о
48
4,о
85
компрессоров
4л
подбирается
эллиптической
стебли с переднего рожка компрессора, иду-
щего назад. Вылет спинки иглы относительно
её ручки принимают равным ходу компрес-
сора вдоль стола для выключения действия
компрессоров в момент вязки снопа и для
отделения стеблей завязываемого снопа от
потока стеблей из элеватора. При непрерыв-
ной работе вязального аппарата за время на-
полнения и уплотнения стеблей в вязальном
пространстве (равное */з времени полного
цикла) два компрессора должны подать

но
МАШИНЫ ДЛЯ УБОРКИ ЗЕРНОВЫХ КУЛЬТУР
[РАЗД. IV
Характеристика ходовой части жаток
Таблица 10
Основные данные
Лобогрейка
2IOO
9оо
140
б^о
8о
33°
6о
Зоо
l8oo
700
400
Само-
сброска
3850
8ю
15°
480
бо
37°
6о
18
140
15
200
1870
35°
400
Виндроуэры
с приводом от
ходового
колеса
с приводом от
карданного
вала
Сноповязалки'
трак-
торная
База ходовой части L в мм
Ходовое колесо:
диаметр Dx в мм
ширина обода Ьх в мм
Полевое колесо:
диаметр Д, в мм
ширина обода Ь3 в мм
Нагрузка на колёса в кг:
ходовое Gi. . .
полевое Ga
Число шпор на ободе ходового колеса . . .
Шаг шпор в мм
Высота шпор в мм
Расстояние от осевой линии передка
(третьей точки опоры) до средней линии:
ходового колеса lt в мм
полевого колеса lt в мм
Расстояние от оси колёс до пальцевого
бруса режущего аппарата ls в мм
Расстояние от осевой линии передка
(третьей точки опоры) до режушего аппарата
lt в мм
37°о
I22O
2бо
I22O
i8o
IIOO
520
24
160
50
400
5100
1750
1500
5250
900
120
1220
180
400
520
25
5IOO
150с
870
22O
б2Э
7°
670
2300
68о
25О
б4Р
8э
8оо
Зо
2ОО
245O
5оо
650
о
375°
5оо
75°
* Число реборд (шпоры отсутствуют).
•* Высота оебоол.
Высота реборд.
необходимое для одного снопа количество
стеблей k\.
Ход компрессора следует принимать не
менее
П
где va — скорость подачи стеблей из элева-
тора на вязальный стол; nv — число оборотов
ь, вала узловязателя.
Толщину слоя стеблей
на столе в подаче ком-
прессоров принимают
не менее
41 к
Длину накопителя
(от спинки иглы до ва-
лика элеватора) для
слоя толщиной h сле-
дует брать не менее
BvkQ п rf2 at
При нормальных почвенных условиях (q =
= 1 kzjcm^, h = 2—3 см) принимают: для по-
левых колёс G = 0,25Db и D^8b; для ходо-
вых колёс с приводом механизма G = 0,32Db
и D^bb; для ходовых колёс без привода ме-
ханизма G = 0,5Db и D^Sb (колёса с жёст-
ким ободом).
Характеристика ходовой части жаток дана
в табл. 10 (фиг. 64).
МОЩНОСТЬ, ТРЕБУЕМАЯ РАБОЧИМИ
ОРГАНАМИ ЖАТОК
Данные о расходе мощности на работу
органов жаток, отнесённом к 1 м ширины
захвата, приведены в табл. 11.
Таблица 11
Расход мощности на работу органов жаток,
отнесённый к 1 м ширины захвата, в кгмкек
Фиг. 64. Схема ходовой ча-
сти жаток (схема к табл. 10).
4fl
где а — коэфициент
рыхлости слоя стеб-
60
лей, равный 1,5—2,5, и х = время вязки
пс
снопа.
Ходовая часть. Размеры колеса (диаметр D
и ширину обода Ь) определяют исходя из ра-
диальной нагрузки G при допускаемой глубине
колеи h для данной величины коэфициента
объёмного сопротивления почвы q кг\смг:
9G2
3G
Органы или процессы,
потребляющие мощность
Машина в целом
Перекатывание машины . .
Режущий аппарат
Мотовило или грабельный
аппарат (в самосбросках) . .
Полотняно-планочн ы е транс-
портёры
Вязальный аппарат
Холостой ход всех механиз-
мов
15
15
Виндро-
уэры
35
35
45
62
37
Снопо-
вязалка
^75
30
35

ГЛ. III]
молотилки
111
МОЛОТИЛКИ
Характеристика обмолачиваемых куль-
тур — размеры, объёмные веса и коэфициенты
трения до и после обмолота, а также распре-
деление продуктов обмолота по фракциям —
приведена в табл. 12—14.
Таблица 12
Длина стеблей и объёмный вес необмолоченных
растений и продуктов обмолота
Полусложные молотилки помимо
этого имеют одну очистку (решётный стан
и вентилятор).
Сложные молотилки имеют две или
три очистки и дополнительные устройства
(элеваторы, самоподаватель, соломовыду-
ватель — эксгаустер).
Молотилки (фиг. 65) с ручной подачей
хлеба в молотильное устройство имеют рабо-
чие органы следующих типов: бильный барабан
и решетчатое подбарабанье, клавишный соло-
мотряс, две-три ветро-решётные очистки,
шасталку, сортировальный цилиндр, элеватор.
Молотилки с механизирован-
ной подачей (фиг. 66) имеют механиче-
ский самоподаватель, зубчатый барабан и под-
барабанье, платформенный соломотряс, одну-
две ветро-решётные очистки, соломовыдува-
тель (эксгаустер). Регулировка подачи хлеба
в молотильное устройство в большинстве кон-
струкций автоматизирована.
Существует также много конструкций мо-
лотилок смешанного типа.
Таблица 13
Коэфициенты трения необмолоченных растений и продуктов обмолота (при влажности 15—16%)
Куль-
тура
Рожь
Пше-
ница
Овёс
Ячмень
Длина
стеблей
в см
5О—120
3°-75
Объёмный вес в кг/м3
Снопы
в скир-
дах
8о-1оо
9О —I2O
Зерно
700-750
700—800
400-550
500-650
Солома
ХдО—23O
Сбоина
I5O—20О
Мякина
аоо—4оо
Поверхность
трения
Необмолоченные растения
Рожь
Пшеница
Овёс
Зерно
Рожь
Пшеница
Овёс
Ячмень
Солома
ржаная
Железо кро-
вельное, новое
Дерево за-
грунтованное
(вдоль воло-
кон)
Железо ста-
рое
Сталь шли-
фованная . .
о.З6
0,38—0,48
0,21—0,23
-°.39
o,28-o,35
о ,43—°
О,2О—0,22
о,а8—о,зз
о, за—о, 37
°>33—°>38
0,30—0,35
0,31-0,37
°>33-°'34
0,40—о,47
о,ао—о,24 0,28—0,32 о,э8—0,32
о.31—о,39
о,37—о,зз
о,а8—0,32
0,32—0,38
о,зо—о,32
о,28—0,32
О,2б—0,29 О,2б—О, 28
о.34-о,35
0,36—0,40
о,24—о,27
0,30—0,34
о,41— о,45
О,2О 0,22
0,28 0,32
°.33
о,4О—о,44
0,20—О,24
Таблица 14
Распределение продуктов обмолота по фракциям
Культура
Рожь
Пшеница
Овёс
Ячмень . . .
Распределение по весу в °,'о
Зерно
го—35
25-5°
25-35
35—5О
Солома
5о—бо
3°—45
28-35
2О—35
Сбоина
5-ю
ю—18
8—12
14—23
Мякина
5—ю
8-15
12—18
6-15
ТИПЫ МОЛОТИЛОК
Зерновые молотилки разделяются по ком-
плексу выполняемых операций на простые,
полусложные и сложные; по типам
рабочих органов и их сочетанию — на моло-
тилки с немеханизированными подачей хлеба
и отеодом соломы (фиг. 65) и с механизиро-
ванными подачей хлеба и отводом соломы
(фиг. 66).
Простые молотилки состоят из мо-
лотильного устройства (барабана и подбара-
банья) и могут, кроме того, иметь соломотряс,
грохот и битер.
В СССР строятся простые и полусложные
молотилки с зубчатыми барабанами, а также
и сложные молотилки.
В табл. 15 приведены основные параметры
молотилок с немеханизированной и в табл. 16—
с механизированной подачей хлеба.
Таблица 15
Основные параметры молотилок с немеханизиро-
ванной подачей хлеба
СО
35
s|
s a ^
Тбо
915
1065
1525
1395
1525
1525
1700
1525
1700
м
S tg S*
56о
5бО
56о
560
56о
56о
6ю
6ю
7Ю
7Ю
к
ю
о
К*
Т?
8
8
8
8
8
8
ю
IO
12
12
Производи-
тельность
(в пшенич-
ном зерне)
в т1час
0,64—о,72
о,8 —о,об
0,96 1,12
1,12 —1,зб
1,68—2,0
1,92 - 2,24
2,56—2,96
2,8 —3,2
3,6 — 4,i6
4,о —5.°4
3(9
ю о •
о. 5 ^
Н Я «J
О о ~
7—ю
9—12
Ю—14
11-15
16—2Э
17 — 22
2О — 26
21—27
28-35
3°-3б
S
ю я m
0.4 u
ChS
3.2
З.Зб
3-6
4'32
5.12
6,24
6,4
7-6
8,0

112
МАШИНЫ ДЛЯ УБОРКИ ЗЕРНОВЫХ КУЛЬТУР
[РАЗД.IV
¦Фиг. 65. Схема молотилки с немеханизированными подачей хлеба и отводом соломы: / — барабан; 2—соломотряс;
3 — скатная доска; 4 — грохот; 5 — решётный стан 1-й очистки; 6 — вентилятор 1-й очистки; 7 —шасталка; 8 — ре-
шётный стан 2-й очистки; 9—вентилятор 2-й очистки.
Фиг. 86. Схема молотилки с механизированными подачей хлеба и отводом соломы: /— барабан; 2 — соломотряс;
3 — скатная доска и грохот; 4 — решётный стан 1-Й очистки; 5—вентилятор 1-й очистки; 6 — самоподаватель;
7 — эксгаустер.
Таблица 16
Основных параметры молотилок с механизированной подачей хлеба
Основные данные
Марка машины
Длина барабана в мм
Ширина сепаратора
в мм
Число планок бара-
бана
То же зубьев ....
Диаметр барабана по
концгш зубьев в мм .
Число оборотов ба-
рабана в минуту . . .
Длина в м:
соломотряса . . .
скатной доски и
грохота
22x36
578
9i4
9
54
559
1050
3.2
2,I + O,9I
28X46
691
1168
12
92
552
i°75
3.9
2,7+1,1
32X52
843
1369
15
140
717
850
5.O
5,0+1,1
36x60
943
1572
15
160
717
850
-
5.0+1,
Основные данные
Площадь в м3:
соломотряса . . .
грохота
решёт
Длина машины с со-
ломоподавателем и
эксгаустером в м . .
Наибольшая высота
машины в м
Требуемая мощность
в л. с
Вес машины с пол-
ным оборудованием
в т
Марка машины
22X36 28X46 32x52 36x60
2.9
0,78
о, 7З
1.9
16 — 20
6,1
I.I
I.I5
8,1
2.3
25-35
3.2
7.8
о,86
2,6
35—4О
4.9
9.о
1,01
9.2
2,6
4O—5O
6,0

ГЛ. Ill]
молотилки
113
РАБОЧИЕ ОРГАНЫ МОЛОТИЛОК
Барабан. Барабан с подбарабаньем служит
для вымолачивания зерна из колоса.
Динамическое уравнение барабана (з у б-
чатогои бильного)
= Т=
Диаметр барабана в соответствии с наме-
ченным числом планок следует брать воз-
можно меньшим, что выгодно в динамическом
и конструктивном отношении. При этом,
однако, нужно соблюсти достаточную вели-
чину момента инерции и такие расстояния
между планками (рядами зубьев), которые
обеспечили бы захватывающую способность
барабана при установленной скорости его
где ./V— мощность двигателя, расходуемая на
полезную работу, в л. с; J — момент инерции
барабана в кгмсек'г; со — угловая скорость ба-
рабана в сек.~ 1; т' — секундная масса обмо-
лачиваемого хлеба в кгсек2/м', v — линейная
скорость зуба барабана в м/сек; f — коэфици-
ент перетирания. Для этих величин прини-
мают (по Горячкину) значения: — як7,5 сек. »
v = 25—28 м\сек для
28—30 м/сек для бильного
08 [1]
dt
зубчатого и
барабана; / =
/
= 0,6-т-0,8 [1]. Холостой ход барабана тре-
бует сверх мощности N ещё 1—3 л. с.
Зубчатый барабан. Число зубьев
барабана
z =
G
где G — производительность барябана при
обмолоте снопового хлеба в кг/сек и
q — производительность одного зуба, равная
0,025 кг/сек.
Производительность барабана определяется
по заданной мощности двигателя
75Лф-/)^
Ф
где g = 9,81 м/сек2 — ускорение свободного
падения.
Размещение зубьев на поверхности бара-
бана производится по развёртке её на пло-
скость (фиг. 67). Число зубьев на каждой
планке барабана
где /j — длина планки (расчётная); а — проек-
ция зазора между зубьями барабана и подба-
рабанья на плоскость развёртки; b — тол-
щина зуба на середине высоты; с — число хо-
дов винтовых линий; k — число планок бара-
бана.
Проекция зазора а практически близка к
величине зазора. Необходимая величина а
установлена опытным путём и равна 3—5 мм.
Толщина зуба b принимается обычно равной
k
8—10 мм. Соотношение — должно быть це-
с
лым числом. Наиболее конструктивные раз-
меры барабана получаются
при - =3 и
= 4, особенно при втором соотношении.
Рекомендуемый ряд этих величин: 1) с = '2;
k = 8; 2) с = 3; k = 12; 3) с = 4; k = 16;
4) с = 5; k = 20.
8 Том 12
./ 2 3 A S 8 7 8 I
Фиг. 67. Развёртка поверхности зубчатого барабана.
вращения. Промежуток времени t между уда-
рами двух соседних планок в имеющихся кон-
струкциях барабанов колеблется в пределах
0,0045—0,0065 сек.
Число оборотов барабана п определяется
из формулы
j _
60
k -п.
Длина окружности и диаметр барабана в м
S = vtk и D = — = — ,
где v — линейная скорость зуба в м/сек.
В существующих конструкциях молотилок
наиболее распространены зубчатые барабаны
с диаметром в пределах 450— 800 мм и числом
оборотов 9U0—1100 в минуту.
Число рядов зубьев в подбарабанье берут
от 2 для легкообмолачиваемых культур (сухой
овёс) и до 6 для твёрдых пшениц и семенни-
ков трав; среднее (нормальное) число ря-
дов ¦— 4.
Ряды зубьев располагают попарно в сек-
циях подбарабанья. При шести рядах зубьев
подбарабанье состоит из трёх рабочих секций,
при четырёх рядах средняя секция подба-
рабанья холостая, при двух рядах — две сек-
ции холостые.
Расстояния между рядами зубьев жела-
тельно делать такими, чтобы зацепление
зубьев барабана с зубьями подбарабанья но-
сило непрерывный характер и холостых про-
бегов было возможно меньше.

114
МАШИНЫ ДЛЯ УБОРКИ ЗЕРНОВЫХ КУЛЬТУР
[РАЗД. IV
Из возможных комбинаций расстановки
зубьев подбарабанья ближе всего к этим
условиям (фиг. 68): а) ^ = 0^ — 2В; (ц = S—2B;
б) at = аь — s — 2В\ а2 = 2В, где В — ширина
зуба барабана; 5 — длина дуги между рядами
зубьев барабана; аь а3, я3 — расстояния между
рядами зубьев подбарабанья (дуга зацепления
на фиг. 68 для упрощения развёрнута в пря-
мую; зуб схематически изображён прямо-
угольником).
Дуга обхвата подбарабанья в первой ком-
бинации составляет sog = s + 2В; она может
быть удлинена путём увеличения расстояния а2
на величину 5 или 25. Во второй комбинации
i i i i
i i II l
a)
i i I i I
r—— -s -I
Si
Фиг. 68. Схема расстановки рядов зубьев подбарабанья.
дуга soq = 2s — 2В и может быть удлинена
путём увеличения расстояний а{ и а3 (или
одного из них) на величину s.
Зубья в ряду подбарабанья размещаются
через один след зуба барабана со смещением
на один след в последующем ряду.
Наиболее распространённые параметры
зубчатых барабанов в молотилках с механизи-
рованной подачей хлеба: диаметр по концам
зубьев в мм: 460, 480. 510, 560, 650, 710; дли-
на в мм: 500, 560, 610, 710, 810, 920; число
планок: 9, 12, 15, 16, 20; число зубьев на ба-
рабане — от 50 до 160; число оборотов в мину-
ту—от 850 до 1200.
Бильный барабан. Эмпирические со-
отношения, связывающие размеры бильного
барабана с производительностью и потребной
мощностью:
G = 0,6 Ink и N = 2Dlk,
где G — производительность в кг/час снопо-
вого хлеба; N — мощность в л. с; / и D —
длина и диаметр барабана в м; п — число
оборотов барабана в минуту; k — число бил
или планок барабана.
Наиболее распространённые размеры биль-
ных барабанов: D = 500 -г- 700 мм и / =
= 700 ч-1600 мм.
Подбарабанье для бильного барабана —
двухсекционная решётка. Зазоры между би-
лами барабана и подбарабаньем при входе,
в середине и на выходе хлеба регулируются.
Угол обхвата подбарабанья — 140— 170°.
Соломотряс предназначается для отделе-
ния соломы от остальных частей вороха и
вывода её из молотилки. У клавишных
соломотрясов сепарирующая поверх-
ность клавиша приводится в такое движение,
при котором мелкий ворох подбрасывается
вверх и вперёд, описывает параболическую
кривую и падает на поверхность клавиша в
новой точке (фиг. 69). Опытом установлено,
что для выделения зерна из соломы требуется
определённое количество встряхиваний.
Расчёт ведётся при условии, что время t
полёта соломы за один бросок вдвое меньше,
чем время Т одного оборота коленчатого
Т
вала, или t = -^-.
При таком соотношении t и Т дальность
полёта соломы за один бросок будет равна
(фиг. 69)
s = o>rt cos 3 = юг — sin <р,
где ш — угловая скорость коленчатого вала;
г — радиус колен коленчатого вала (радиус
кривошипа).
Радиус кривошипа и число оборотов пло-
ского коленчатого вала определяются из усло-
вия
где g — 9,81 м\секъ — ускорение свободного
падения; г принимают в пределах 0,04—0,07 м
Длина соломотряса
L = <|» • s • пв,
где 5 — дальность полёта соломы при каждом
встряхивании в м; пв = 30 4- 50 — число встря-
хиваний, установленное опытным путём; ф =
= 0,7-— коэфициент, учитывающий стеснённое
движение вороха.
Ширина соломотряса
где Ge — вес вороха, поступающего на соло-
мотряс в секунду; Н — высота слоя вороха
Фиг. 69. Схема работы клавишного соломотряса.
на соломотрясе (среднее значение должно
быть в пределах 0,1—0,25 м); v — действи-
тельная скорость движения вороха по соло-
мотрясу, равная v =J-r Mjcetc (t—время сво-
бодного полёта соломы за один бросок);
7 — объёмный вес условной расчётной массы
вороха на соломотрясе (солома, сбоина, по-
лова, зерно), равный 20—25 кг\мъ.
В молотилках с немеханизированной пода-
чей ширина соломотряса обычно равняется
ширине молотильного устройства. Отношение
длины соломотряса к его ширине L :В=2-т-2,8.
Ширину клавишей принимают в пределах
150—200 мм. '
Наклон соломотряса к горизонту от вы-
ходного конца к барабану 3—12°.

ГЛ. III]
молотилки
115
Расчёт платформенного соломотряса
производят аналогично расчёту клавишного.
Ширина платформенных соломотрясов моло-
тилок с механизированной подачей обычно
больше ширины молотильного устройства на
50—70%. Отношение длины соломотряса к его
ширине L :В = 3-^4. Работа клавишных соло-
мотрясов более совершенна и производитель-
ность их на единицу площади выше, чем плат-
форменных. Платформенные соломотрясы бо-
лее просты по конструкции и изготовление
их легче и дешевле.
Скатная доска. Скатные доски служат
для собирания вороха и зерна, просеянного
через сепарирующие устройства молотилки,
и для дальнейшего его перемещения.
Четырёхзвенный механизм (фиг. 70) дол-
жен сообщать скатной доске такое движение,
чтобы ворох переме-
щался по ней только
Фиг. 70. Схема механизма скатной доски соломотряса.
вниз. При величине угла 7, близкой к 90°, и при
шатуне бесконечной длины в момент начала
относительного движения вороха вниз по
доске на частицу будут действовать силы,
связанные неравенством
— <i>Vcos со cos (а -4- S) +
g '
-f- G sin a ^> G cos a • f,
где G — вес частицы; ш — угловая скорость
кривошипа; г — радиус кривошипа; /—коэ-
фициент трения вороха о доску. В крайних
положениях доски ср = 0; величина угла 8
обычно близка к нулю; при этих значениях
условие движения частицы вниз по доске
упрощается:
<•>*/• X/-tg а) ?.
Чтобы частицы вороха не двигались вверх
по доске, нужно выполнить условие
или
(/ + tg в)g > о>2г>(/- tg a) g;
при /= 0,3 и а = 6° это условие принимает
вид
0,2g.
Скорость движения вороха в момент на-
чала относительного движения по поверхно-
сти скатной доски
Vi = wr sin cp cos a.
Путь частицы вороха за один оборот кри-
вошипа можно определить из условия равен-
G v\
ства живой силы частицы — -~- и работы
о
силы трения на пути s, равной
Gcos cL-f-s,
откуда
Igf cos a
Средняя скорость вороха относительно
скатной доски
n-s
SO
где п — число оборотов кривошипа в минуту.
Толщина слоя вороха
G
где В — ширина скатной доски в м; G — вес
вороха, поступающего в секунду; -у— объём-
ный вес вороха в кг/м5. Толщина слоя вороха
должна во избежание забивания соответство-
вать рабочему пространству над скатной до-
ской.
Ширина скатной доски определяется шири-
ной сепаратора, под которым она находится.
Грохот служит для отделения зерна и
мякины от сбоины и для транспортирования
сбоины из молотилки. В молотилках с немеха-
низированной подачей грохот располагается
под скатной доской соломотряса; в механизи-
рованных — грохот служит продолжением по-
верхности скатной доски.
Механизм для приведения в движение
грохота аналогичен механизму скатной доски
соломотряса (фиг. 70), но движение вороха на
грохоте происходит не так, как по скатной
доске соломотряса. Ворох на грохоте под-
брасывается не так энергично, как на соломо-
трясе. Для лучшего сепарирования движение
вороха по грохоту должно происходить как
вниз (по наклону), так и вверх (против на-
клона).
Принятые значения основных параметров
для механизма грохота: радиус кривошипа
г = 0,032 -т- 0,045 м, число оборотов коленча-
того вала « = 180-г-250 в минуту; ш2/* =
= 15-f-25 м/сек2, угол наклона грохота к го-
ризонту о — 3 -г- 6\ угол наклона шатуна к го-
ризонту (в среднем положении) 6 = 3 -f- б*.
Теоретические значения величин переме-
щения вороха вниз (sj-и вверх по грохоту {s2)
при этих параметрах близки между собой,
однако опытные измерения показывают, что
величина s2 значительно меньше s:. Это объяс-
няется подпором потока соломистых частей.
Иногда возвратному движению вороха пре-
пятствуют намеренно, устраивая поверхность
грохота в виде ступенек, которые задерживают
движение вороха вверх. Действительное значе-
ние величины s2, по опытным данным, соста-
вляет 0,4—0,5 теоретического (см. стр. 99—100).

116
МАШИНЫ ДЛЯ УБОРКИ ЗЕРНОВЫХ КУЛЬТУР
[РАЗД. IV
Средняя скорость движения вороха по
грохоту
Ширина грохота
В— °с
где Gc — производительность грохота в кг/сек;
7 — расчётный объёмный вес вороха на гро-
хоте, равный 50—60 кг\мъ\ Н—толщина слоя
вороха, равная 0,12 — 0,15 м.
Длина грохота
поступающего в очистку, возможны отклоне-
ния от этих параметров механизма: радиус
кривошипа может варьироваться от 0,005 до
0,050 м, число оборотов кривошипа — до ?00
в минуту.
При жёстком соединении решётного стана
с грохотом to и г берутся для грохота мини-
мальными.
При поперечных колебаниях решётного
стана размер решёт определяется по допу-
стимой удельной нагрузке. Для пробивных
решёт удельная нагрузка q = 0,5 ч-1,0 кгсек\м2.
Размеры круглых отверстий в решётах,
установленные опытным путём, приведены
в табл. 17.
Таблица 17
где пв — число двойных импульсов, равное
по опытным данным 60—80.
Решёта грохотов изготовляются деревян-
ными с круглыми раззенкованными отвер-
стиями; металлическими пробивными
с краями отверстий, заштампованными внутрь
(соответственно форме раззенкованных отвер-
стий деревянного грохота); простыми
пробивными и жалюзийными с пла-
стинками различной формы, регулируемыми
и неподвижными.
Размеры круглых отверстий грохота ко-
леблются в небольших пределах 14—24 мм.
Живая площадь (суммарная площадь всех от-
верстий) у деревянных грохотов составляет
около 20—25°/о от всей площади грохота.
У регулируемых же решёт она может быть
значительно больше. Ширина отверстий (ще-
лей) у жалюзийных грохотов регулируется
в пределах 2—12 мм.
Первая очистка молотилки состоит
из решётного стана и вентилятора. Назна-
чение её — отделение от зерна мелких соло-
мистых и других примесей.
В сложных молотилках с немеханизмрован-
ной подачей устраивают две очистки, а иногда
и три, при механизированной — одну; вторая
очистка применяется только в больших моло-
тилках; при этом она не составляет единого
целого с конструкцией молотилки, а устанавли-
вается на крыше молотилки или монтируется
сбоку как дополнительное приспособление.
Решётный стан немеханизированной молотилки
имеет три решета, механизированной — одно
или два, реже три. Приводится в движение
решётный стан механизмом, аналогичным
фиг. 70, но с другими параметрами.
При продольных колебаниях решётного
стана размеры верхнего решета определяют
по формулам:
ширина решета
Ь = тт-3— ;
длина
=(*! — S2) Пе
Принятые значения параметров механизма
движения решётного стана: <оъг=\2-т-20 м/сек2;
,/- = 0,015 -ь 0,030 м\ пв = 80 ч- 100; угол наклона
решета а = 1 -з- 3° (иногда с возможностью
регулировки в сторону увеличения до 15—20°).
Толщина слоя зерна (в начале решета) Н3 =
= 0,050 м. В зависимости от чистоты вороха,
Культура
Овёс . .
Ячмень .
Пшеница
Рожь . .
Размеры отверстий решёт в мм
Решёта
первой очистки
мякинное
19
19
19 — 16
19-16
зерновое
l6—12
12,5—9-5
10—8
8-6
подсевное
а,5—2,о
2,5~ 2,0
2,5-2,0
2,5-2,0
второй
1-е зерно-
вое
19—16
13-0-9,5
I3.O-9.5
10,0—7.5
очистки
2-е зерно-
вое
16—13
8, о—6,5
8,о-6,5
7.5-6.5
подсевное
2
2
2
2
Вентилятор. Вентилятор в молотилках
применяется в первой очистке для отделения
от зерна мякины, колоса и сбоины, во второй
очистке для дополнительного освобождения
зерна от остатков колоса и мякины, в третьей
очистке (когда она имеется) для окончатель-
ной отделки зерна. Кроме того, вентиляторы
применяются в воздушных транспортёрах мо-
лотилки для отвода соломы, сбоины и мякины
(вместе или раздельно), а также для транспор-
тирования зерна.
Вентиляторы с.-х. машин отличаются от
промышленных вентиляторов соотношением
диаметра и ширины: это „широкие вентиля-
торы"; условия работы их тяжелее, работа
менее совершенна, скорость воздушного потока
к середине широкого вентилятора резко па-
дает, следствием чего является неудовлетво-
рительное сепарирование вороха.
В молотилке наиболее нагружен вентиля-
тор первой очистки. Вентиляторы второй и
третьей очистки обрабатывают более чистый
материал и имеют меньшую ширину, однако
расчёт их производится по такой же схеме,
как и для вентилятора первой очистки.
Принимаемые при расчёте вентилятора
первой очистки значения исходных данных:
расчётный объёмный вес мякины ум =
= 200 ¦+• 400 кг\м\ сбоины чсб= 150-Т-200 tctJM*;
критическая скорость (установленная опытным
путём) для зерна v3 = 7 н- 10 м/сек, сбоины
мелкой v —5-i~d м/сек, мякины vM =
= 2 -i- 3,5 м/сек. Объёмный вес воздуха у =
= 1,2 кг/мК

ГЛ. III]
молотилки
117
Объёмное количество отделяемого за 1 сек.
материала
G.. G,
от
где G — вес мякины, G - — вес сбоины.
Соотношение объёмов отделяемого мате-
риала V и воздуха V
V
1000
Потребный секундный расход воздуха
взот
Объёмный вес смеси воздуха с отделяемым
материалом
ние габаритов вентилятора. Поэтому скорость
входа принимают близкой к величине ско1
рости выхода. ;
Площадь входных отверстий (при двухсто-
роннем входе) вычисляется по эквивалентному
диаметру половины площади выходного от-
верстия.
Эквивалентный диаметр полуплощади вы-
ходного отверстия
ту
где & = —-, D —диаметр входного отвер-
стия. Внутренний диаметр D| и внешний ?>2
лопастного колеса назначаются по установлен-
ным соотношениям с D :
Dx = @,85ч- 0,90) D . D2 = A,4 -*- 1,7) D.
где yi ~~ общий объёмный вес отделяемых
материалов; f — объёмный вес воздуха.
Поток воздуха в решётном стане должен
иметь скорость не ниже наибольшей критиче-
ской скорости отделяемых материалов
(сбоины). Её можно принять равной нижнему
пределу критической скорости остающегося
материала (зерна) — v = 7 м/сек. Динамиче-
ский напор, необходимый для перемещения
смеси воздуха с отделяемым материалом,
Число лопастей z берут равным 4, 5, 6,
редко 8. Расстояние между лопастями по хорде
(приближённо)
Площадь прохода между лопастями FmB-t.
Абсолютная скорость входа воздуха в меж-
лопастной проход
мм вод. ст.,
где g — ускорение свободного падения. Ста-
тический напор, необходимый для преодоле-
ния сопротивлений в решётном стане, по
опытным данным составляет
Полный напор
мн вод' ст-
) мн вод. ст.
Скорость выхода воздуха из вентилятора
v = 4 Yfi м/сек.
Площадь выходного отверстия
V
F = —J—
v
Ширина выходного отверстия назначается
в соответствии с шириной решётного стана.
Высота выходного отверстия
л ?{?.
где
эквивалентный диаметр
выходного отверстия, В — ширина выходного
отверстия.
Скорость входа воздуха в вентилятор
должна быть возможно меньшей во избежание
удара и завихрений. Но это вызовет увеличе-
где F\—эквивалентная площадь прохода между
лопастями. V} — расход воздуха через каждый
Д /\
проход. Для вычисления
определяется экв ша-
лентный диаметр пло-
щади прохода (на по-
ловину длины лопаст-
ного колеса)
2Ы
предварительно
Приотношении ши-
рины выходного от-
верстия к внешнему
диаметру лопастного
колеса -=->1,5 вы-
и2
ходной канал венти-
лятора целесообразно
делать с диффузором,
так как при широких
вентиляторах скорость воздушного потока
сильно падает к середине.
Длина диффузора рассчитывается по фор-
муле (фиг. 71)
Фиг. 71. Схема диффузора-
где В — ширина суженного выходного канала;
а — угол диффузора.

118
МАШИНЫ ДЛЯ УБОРКИ ЗЕРНОВЫХ КУЛЬТУР
[РАЗД. IV
При применении диффузора увеличиваются
потери на преодоление сопротивлений; поэтому
полученный полный напор нужно увеличить,
разделив его на к. п. д. диффузора. При
-^- = 2 — 6 и угле а = 10 -h 30э к. п. д. •% диф-
фузора меняется в пределах 0,95—0,7 (F3 —
площадь сечения канала в конце, F% — в на-
чале диффузора). Для вентиляторов молотилок
с*
нри отношении -~ <^ 2 к. п. д. диффузора
гл = 0,8 -I- 0,9. По конструктивным соображе-
ниям длину диффузора приходится делать
меньше нормальной дтшны; во всяком случае
желательно выдерживать соотношение tx ^ D2.
В суженном сечении канала (до диффузора)
скорость потока воздуха повышается пропор-
ционально отношению площадей сечений -~t
а динамический напор увеличивается пропор-
ционально отношению квадратов скоростей
воздуха в сечениях F2 и F3. Необходимо про-
следить, чтобы потребный динамический на-
пор в суженном сечении не превышал вычис-
ленного полного
напора. Параметры
лопастного колеса
вентилятора уста-
навливаются по
следующим соот-
ношениям (фиг.72):
угол наклона лопа-
стей назад о=90°—
—Tl = 30-ь45° ;ра-
D<
диусы /?j = -тт5-;
R2 =
1 относи-
Фиг. 72. Взаимосвязь параме-
тров вентилятора.
2 — 2
тельная скорость
перемещения воз-
духа по лопасти
м\сек\
cos
окружная скорость лопасти по внутреннему
диаметру
¦ м/сек;
tg(90°-a)
окружная скорость лопасти по внешнему диа-
метру
 = «1 -FT MlCeK'>
число оборотов вентилятора
60и2
п =
в минуту;
мощность, требуемая вентилятором,
хг Увз-h
N= -|l— л. с,
7dt)
где к; — манометрический к. п. д., равный 0,5.
Эксгаустер служит для транспортирования
соломы, сбоины и мякины из молотилки в скирд.
Мякину целесообразно отделять при помощи
дополнительного эксгаустера, что и приме-
няется в некоторых конструкциях молотилок.
Расчёт вентиляторов эксгаустера произво-
дится аналогично расчёту вентилятора первой
очистки.
Скорость воздуха в трубе по опытным
данным должна равняться
v — 25 -г- 30 м/сек.
Диаметр трубопровода
где Ve3 — расход воздуха в м^/сек.
Динамический напор
V" • 1см
мм вод. ст.
где -{см — объёмный вес смеси воздуха и транс-
портируемого материала; g — ускорение силы
тяжести. Суммарный статический напор, со-
стоящий из отдельных статических напоров,
потребных для преодоления сопротивления
трубопровода:
где ^ — напор, необходимый для преодоления
сопротивления прямолинейного участка трубы;
Л2 — для преодоления сопротивления при пере-
ходе квадратного сечения трубы в круглое и
Л3 — при закруглении трубопровода:
при
10 м
— ^-j ' hd'>
I = 0,015—0,020;
h = 0Д 4-0,2; л3 =
^2 = 0,2 4-0,3.
Скорость входа воздуха в эксгаустер бе-
рётся близкой к величине скорости воздуха
в трубе. При малых скоростях получаются
слишком большие размеры эксгаустера (хотя
и более высокий к. п. д.), не позволяющие
сочетать его с другими рабочими органами
молотилки.
Диаметр входного отверстия
Внутренний диаметр лопастного колеса
D\ ~ DeX. Внешний диаметр лопастного ко-
леса берётся в пределах ?J= A,8-r-2,0) Di.
Число лопастей z == 4 -f- 3.

ГЛ. III]
ЗЕРНООЧИСТИТЕЛЬНЫЕ МАШИНЫ
119
Расход воздуха через каждый межлопастной Потребная для работы эксгаустера мощ-
проход ность
Расстояние между лопастями по внутрен-
нему диаметру колеса (по хорде)
~ 75y] '
где тг) — манометрический к. п. д., равный
0,4—0,5.
Диаметр эквивалентного отверстия входа
в-лопастное колесо
Ширина лопасти
'-'эк
DaKl
2l-DaK'
Построение лопастного колеса аналогично
построению колеса вентилятора очистки. Ло-
пасти берут прямые с наклоном назад на угол
а = 0—20°.
МОЩНОСТЬ, ТРЕБУЕМАЯ ДЛЯ
РАБОЧИХ ОРГАНОВ МОЛОТИЛОК
При предварительном определении мощ-
ности (в л. с), потребной для рабочих органов
молотилки, можно пользоваться следующими
данными, отнесёнными к единице производи-
тельности молотилки в кг/сек: барабан 6,0—
6,5; соломотряс 0,3—0,5; скатная доска и гро-
хот 0,8—1,0; решётный стан первой очистки
0,5—0,6; второй очистки 0,1—0,2; вентилятор
первой очистки 0,7- 0,9; второй очистки 0,3—
0,4; элеватор ковшевой (или скребковый) 0,1—
0,2; швырялка 0,8—1,0; шнеки 0,2—0,3; само-
подаватель 1,5—2,0; транспортёр соломы меха-
нический 1,0—1,2; эксгаустер соломы пневма-
тический 4,0—4,5.
ЗЕРНООЧИСТИТЕЛЬНЫЕ МАШИНЫ
Зерноочистительные машины производят
очистку зерна {удаление из очищаемого
зернового материала сорных семян, семян
других культурных растений, минеральных и
органических примесей) и сортирование
зерна — разделение его на сорта по весу и по
величине, выделение здоровых и качественных
зёрен и удаление щуплых, битых и повреждён-
ных зёрен.
Разделение зернового материала по тол-
щине с осуществляется решётами с про-
долговатыми отверстиями; по ширине Ь —
решётами с квадратными и круглыми отвер-
стиями (фиг. 73); по длине а — триерами.
Разделение смеси воздушным пото-
ком основано на различиях в весе и в аэро-
динамических свойствах её частей; в способе
разделения на полотняных горках
используются различия в состоянии поверх-
ности (в коэфициентах трения) и
в форме составных частей смеси.
Отделение круглых зёрен от про-
долговатых производится вин-
товым сепаратором
(„змейка").
Электромагнитная очистка зер-
на основана на различии в свой-
ствах поверхности семян и сор-
ных примесей очищаемого мате-
риала, а именно на способности
шероховатых примесей покры-
ваться магнитным порошком, после
Физико-механические свойства культурных семян
(при влажности 14—17%)
Таблица 18
Семена культурных
и сорных растений
Размеры в мм
ширина
1,8-4
1,6-3
1,4-3
2,0-5
1.4-4
1.9-3
I.O—2
,О
,8
,4
,о
,о
.7
,о
Вес
1000 шт.
в г
объёмный
в кг/дм*
удель-
ный в
кг/дм3
Коэфициенты трения
по
дереву
по
железу
: н
Пи
s
IS а
по по-
лотну
се S
Озимая пшеница
Яровая пшеница
Рожь
Ячмень
Овёс
Лён
Клевер красный
4,8 — 8,О
4,0 8,6
5,о-9,8
7,0 — 14-6
8,0—18,6
3,5-7,о
i.5—3,o
1,б-з,б
1,4-3.8
1,о-з,4
1,2-4,5
i,o—4,о
о,6-з,1
3,
31,66
23.40
34,О5
24,80
3,7°
1.53
0.70—0,83
0,67—0,79
0,65—0,79
о,55-о'75
0,40—0,51
0,66
1,216
0,58
0,78
0,78
0,70
0,36
о,37
°,37
0,32
0,31
0,58
0,58
0,58
0,58
0,36
о,37
0,36
0,40
о,37
0,34 1,28
1,28
32
29
32
34
о,47
0,870,31

120
МАШИНЫ ДЛЯ УБОРКИ ЗЕРНОВЫХ КУЛЬТУР
[РАЗД. IV-
Таблица 19
Физико-механические свойства семян сорняков
(при влажности 14—17°/0)
Семена сорных
растений
Куколь
Василёк
Подмаренник . .
Плюшка
Плевел
Овсюг
Повилика:
льняная . . .
клеверная . .
Горчак розовый .
Смолёвка ....
Подорожник . . .
Размеры в мм
длина
2,8—4,4
2,8-4,8
1,6—2,8
2,О—3>2
4,0-7,6
ю,о—15,6
о, 9—1,2
о,5—1.4
3,о—4,о
1,2—1,5
шири-
на
2,О—2,8
1,2 2,2
1,6—2,4
1,4—3,°
О,8—2,6
1,2—3,2
1,О— 1.2
1,2 1,5
1,6—2,8
о,8—1,6
1,2—2,О
О,6 1,6
1.4—З.о
о,8—i,o
Вес
1000 шт
в г
10,65
2,6д
3.94
0,90
1,ОО
Таблица 20
Свойства поверхности семян
Семена
Клевер крас-
ный . ...
Люцерна го-
лубая .....
Лён кудряш
Крупнозер-
ная повилика .
Льняная по-
вилика ....
Горчак ро:о-
вый
Свинорой. .
Подорожник
узколистный .
Смолёвка
вильчатая . .
Мышей си-
зый
Плевел льня-
ной
Расилёк си-
ний
Куколь . . .
Щгвелёк . .
Ширица бе-
/ая
Плкшка
льняная . . .
Характер
поверхности
Гладкая
Шероховато-
ямчатая
То же
Продольно-
бороздчатая
В колоснико-
вых и цветоч-
ных чешуйках
Гладкая
Остробугор-
чатая
Поперечно-
морщинистая
В цветочных
чешуйках
Слабочешуй-
чатая
Бугорчатая
Гладкая бле-
стящая
Гладкая глян-
цевая
Нежнобугор-
чатая
-ШО'
о,
о *
?|
S *
к 3~
с( в
Is
1,0
0,4
0,2
17.1
15.°
1,6
5,6
8,6
17,6
8,3
11,6
О.7
13,4
1,0
0,0
0,8
Распределение
семян
по
свои-
ствам поверх-
ности в
s
u
Q2,6
9°. 5
92,7
—
—
84,0
95.о
3°.8
—
_
З.о
9L3
0,2
95.4
100,0
86,о
s
Ж
ЕС
V
о.
О
6,5
8,з
2,8
5-°
—
12,0.
5,°
ю,6
6,1
6,о
ю,о
8,7
7.4
о,8
_
14,0
¦
м
X
о
о.
за
о,9
1,2
4.5
95,о
1ОО,О
4.о
—
68,6
93.9
94.0
87.0
_
92,4
3,8
_
чего они, окутанные порошком, извлекаются
из смеси магнитом. •,
Физико-механические свойства
зерна и его примесей, определяющие
процесс разделения смеси, изменяются в ши-
роких пределах в зависимости от многих фак-
торов — вида культуры, сорта, климатических
условий, почвы, агротехники, влажности зерна
и др.
В табл. 18, 19 и 20 приведены данные о фи-
зико механических свойствах семян.
ТИПЫ ЗЕРНООЧИСТИТЕЛЬНЫХ МАШИН
Существующие зерноочистительные ма-
шины можно разбить на 9 групп: 1) машины
с воздушным потоком — веялки; 2) решётные
машины - льноочиститель, сортировальный
цилиндс; 3) ветро-решётные машины — веялки-
сортировки, клеверосортировки, семеочистки;
4) триеры — цилиндрические, дисковые, лен-
точные и пластинчатые; 5) комбинированные
зерноочистки; 6) очистки и сортировки, раз-
деляющие зерновые смеси по свойствам по-
верхности зерен и по их форме — винтовой
сепаратор („змейка"), горки (полотняные и
скатные), электромагнитные семеочистки;
7) очистки и сортировки, разделяющие зер-
новые смеси по весу зёрен,—сортировальный
стол, швырялки, зернопульт; 8) специальные
зерноочистительные машины— протравители
(сухие и жидкостные), скарификатор, щёточ-
ная семеочистка; 9) пылеуловители — циклоны,
фильтры (нагнетательные и всасывающие),
пылевые камеры.
РАБОЧИЕ ОРГАНЫ
ЗЕРНООЧИСТИТЕЛЬНЫХ МАШИН
Очистка и сортирование зерна воздуш-
ным потоком. Процесс разделения смеси воз-
душным потоком протекает в канале с закры-
тыми стенками или в открытой камере. При-
* Для магнитного порошка Воскресенского химкомби-
ната.
Фиг. 74. Наклонный воздушный поток.
меняют наклонный или вертикальный воздушный
поток.
На фиг. 74 изображён процесс разделения
зерновой смеси воздушным потоком, накло-
нённым под углом 3 к горизонту (угол р обычно
составляет 30°).

гл. nil
ЗЕРНООЧИСТИТЕЛЬНЫЕ МАШИНЫ
121
Сила давления воздушного потока на зерно
где k — коэфициент, зависящий от формы
тела; р — плотность воздуха в кгсек2/м4; Fм —
миделево сечение (площадь проекции зерна
на плоскость, перпендикулярную к направле-
нию воздушного потока) в м2; v — относитель-
ная скорость воздушного потока в м/сек.
Под действием силы Р и силы тяжести mg
отдельные зёрна и примеси движутся по раз-
личным траекториям, что и приводит к раз-
делению смеси.
На фиг. 75 изображён процесс разделения
зерновой смеси под действием вертикально
восходящего всасывающего воздушного по-
тока. Зерно и примеси при движении по сетке
Фиг. 75. Вертикальный восхо
дящий воздушный поток.
Сетка
в канале встречают воздушный поток. При-
меси и лёгкое зерно, имеющие критическую
скорость 1/ < v (скорости воздуха), увлека-
ются воздушным потоком вверх и оседают
в аспирационной камере.
Критическая скорость зернового материала
определяется из условия равновесия его под
действием силы тяжести mg и силы Р давле-
ния вертикального воздушного потока на зерно
"кр
-/¦
тЯ
Величины критических скоростей для раз-
личных видов зерна и сорняков в м/сек [3J:
Пшеница .
Рожь . . .
Ячмень. .
Овёс . . .
Просо . .
Горох . .
Фасоль. .
Вика . . .
Чечевица
Соя . . .
Кукуруза
9,0—11,5
. 8,5—10,0
. 8,5—11,0
. 8,0— 9,0
10,0—12,0
15,5—16,5
12,5—14,0
13,0—17,0
8,0—10,0
17,0-20,0
12,5—14,0
Конопля . . 8,0—11,0
Подсолнеч-
ник 7,0- 8,5
Щуплая пше-
ница 5,5— 7,5
Пшеница, би-
тая вдоль . . 5,7— 8,3
Пшеница, би-
тая поперёк . 8,0— 9,8
Повреждённая
пшеница . . . 7,3— 9,5
Вьюнок . . . 6,0— 8,0
Овсюг .... 5,5— 6,5
Гречишка . . 3,5— 8,0
Пырей . . . 5,0— 7,0
Василёк . . . 4,0— 6.0
Куколь . . . 7,0 - 10,0
Лёгкие сор-
няки 4,5— 5,5
духа принимают равной критической скорости
выделяемого продукта v = vKp; при наклонном
воздушном потоке принимают v ss @,4ч-0,8) vKO
Расход воздуха определяется из весовой
пропорции смеси зерна с воздухом
где Ge3 и G3
Овз-— ,
и G3 — весовой расход воздуха и по-
дача зерна в кг/сек. Для пшеницы а =
= 0,18 -г- 0,93.
Объёмная пропорция смеси зерна и воз-
духа
где 7з ~ объёмный вес зерна, равный для
пшеницы 720 кг/мъ, и VB3 — объёмный расход
воздуха в мЦсгк. При объёмном весе воздуха
Чвз= 1>2 кг/м3 величина т колеблется в пре-
делахзооо~боп-
Ширина воздушного канала или камеры опре-
деляется удельной нагрузкой на единицу ширины
и осп -7-л кг/час зерна
канала k\ — 250 -г- 7Ы) 5 .
дм ширины канала
При подсчёте глубины канала учитывается
допустимая загрузка площади его сечения
*8=6200 + 3000 /г/^сзеРна ,
* м2 сечения канала
Вентиляторы. В зерноочистительных ма-
шинах применяются центробежные с.-х. вен-
тиляторы (нагнетательного и всасывающего
действия). Они отличаются от промышленных
вентиляторов большей шириной В и малым
количеством лопаток.
Основные части вентилятора — вентилятор-
ное колесо и кожух. Контур кожуха очерчи-
вается по спирали с центрами кривизны, рас-
положенными в вершинах квадрата со сторо-
ной, равной 1/4А (фиг. 76).
Лопатка колеса обычно имеет плоский
профиль и прямоугольную форму. Длина ло-
патки связана с шириной решета и воздуш-
ного канала. Длину лопатки принимать больше
0,7 м нецелесообразно, так как это вызывает
неравномерность дутья; при длине лопатки
меньше 0,7 м аэродинамическое поле венти-
лятора получается благоприятным.
Общий ход расчёта вентилятора зерно-
очистительных машин не отличается от рас-
чёта его для молотилок и комбайнов (см.
стр. 100 и 116). Особенностью вентилятора
зерноочистительных машин являются более
высокие требования к равномерности аэроди-
намического поля и связанное с этим очерчи-
вание кожуха по спирали.
Расход воздуха Vвз м%\сек определяется
по формулам, указанным выше.
Полное давление
Н = hcm -f- hd ми вод. ст.
Динамический напор
При расчёте воздушных каналов с верти-
кальным воздушным потоком скорость воз-
где 7«з—объёмный вес воздуха 1,2 кг\мг (при
средней влажности, при температуре 20° С \г

122
МАШИНЫ ДЛЯ УБОРКИ ЗЕРНОВЫХ КУЛЬТУР
[РАЗД. IV
барометрическом давлении 760 мм)\ v — ско-
рость воздуха в ж\сек\ g = 9,81 м/сек2.
По расходу V83 мъ\нас выбирают номер
вентилятора и определяют основные пара-
метры (табл. 21 и фиг. 76). Номер вентилятора
выражает размер внешнего диаметра колеса
в дециметрах.
Указанный в табл. 21 расход воздуха со-
ответствует скорости воздушного потока в
Фиг. 76. Схема сельскохозяйственного вентилятора.
плоскости выходного отверстия вентилятора
v = 6 м/сек. Изменение скорости достигается
изменением числа оборотов колеса или пло-
щади входного либо выходного отверстия.
лочной сетки. Размеры круглых и продолго-
ватых отверстий решёт из стальных листов
установлены ГОСТ 214-41, размеры отверстий
проволочной сетки — ГОСТ 2851-45.
Относительное живое сечение решета
где / — площадь отверстий и F — полная
площадь решета.
Подбор решёт производят по данным за-
меров очищаемого зерна и его примесей. Из-
менение размеров зёрен изображается вариа-
ционной кривой. При разделении смеси по
двум признакам пользуются корреляционными
таблицами (решётками). Полное выделение
сорняков (примесей) возможно в том случае,
если вариационная кривая, характеризующая
изменчивость ширины или толщины сорняка
(примесей), не перекрывает вариационной
кривой соответственного размера очищаемой
культуры. В зависимости от степени пере-
крытия кривых выделение сорняков или совсем
невозможно или возможно с некоторыми отхо-
дами основного зерна.
Практически подбор необходимых разме-
ров отверстий производится на лабораторных
Параметры с.-х. центробежных вентиляторов
Таблица 21
венти-
ляторов
3
4
5
б
8
Диаметр
вентиляторного колеса
внешний
3°°
4<эо
SOO
боо
700
8оо
внутренний
А
2IO
28о
35°
42O
49°
56о
Размеры в мм
входного
отверстия
вентилято-
ра Do
2IO
28О
35°
420
49°
56°
Длина
лопат-
ки b
360
480
600
720
850
95°
Шири-
на ко-
жуха
В
380
5°°
б2О
75°
88о
IOOO
Раскрытие
диффузора
А
6о
8о
IOO
I2O
140
1бо
Высота вы-
ходного
отверстия
5
IOO
13°
170
2ОО
24O
270
Коли-
чество
лопаток
Z
4
6
б
б
б
б
Расход воздуха в
мв'час при числе обо-
Увз
75°
13°°
22OO
Зооо
43°°
55°°
8оо
боо
5°°
35°
Зоо
Зависимость расхода воздуха, полного давле-
ния и потребной для вентилятора мощности
от числа оборотов выражается уравнениями:
Уиз
Va'
п '¦
Hi
н
_1
N1
N
Для упрощённого расчёта
пользуются зависимостями:
вентилятора
v = 0,5 и;
пВоП ,.
и = —ггг- ; v =- (о
7) м/сек,
где /*о — площадь входных отверстий в мг\
F — площадь выходного отверстия в м2; v —
скорость воздуха при выходе из вентилятора;
и — окружная скорость колеса в м/сек.
Решёта делают плоскими и цилин-
дрическими. Они изготовляются либо из
тонких стальных листов со штампованными
ияи сверлёными отверстиями, либо из прово-
решётах. Оценка работы решёт произво»
дится двумя основными показателями: про-
изводительностью (количественная
оценка) и полнотой разделения (ка-
чественная оценка).
На производительность и качество работы
решёт влияют физико-механические свойства
исходного материала, рабочая позерхность
решёт (размеры решета, форма, размеры и
расположение отверстий), кинематика решёт-
ного стана (виц движения решета, наклон,
амплитуда и число колебаний) и способ очи-
стки отверстий решёт.
Полнота разделения
где G — вес зерновой массы, прошедшей
сквозь решето на машине, a Gj — сквозь
такие же отверстия на лабораторном решете.
Полнэта разделения изменяется по длине
решета согласно уравнению
1
1 + -
/

ГЛ. III]
ЗЕРНООЧИСТИТЕЛЬНЫЕ МАШИНЫ
Т23
где Gy — удельная подача на решето в кг/дм
в час; а — часть подачи, которая должна
пройти сквозь решето; k — коэфициент, зави-
сящий от конструкции и кинематического ре-
жима машины и от величины подачи; / —
длина решета в дм. Результаты разделения
пшеницы по длине решета с продолговатыми
отверстиями шириной 2,25 мм, имеющего про-
дольные колебания, представлены графиком
на фиг. 77. Из графика видно, что увеличение
откуда число оборотов кривошипнбго вала
должно составлять
0,8
\0,б
0,4
/
1
/
§«2
и 5 10 15 20 25 дм
Длина решета
Фиг. 77. Зависимость полноты разделения
пшеницы от Д1лины решета.
длины решета сверх некоторой её величины
оказывается малоэффективным.
Длина решета в различных машинах коле-
блется от 0,6 до 2,5 м. Длина решёт веялок-
сортировок с поперечным движением « 600 мм,
с продольным ~ 800 мм. В сложных зерноочи-
стительных машинах длина решёт ss 1000 -г
-е-1500 мм. Отношение длины решета к
ширине -г — 1-4-3.
Ширина решета ^ 500 -f-1000 мм; в виде
исключения могут иметь место отклонения в
ту или другую сторону.
Удельная производительность решета (рас-
чётная нагрузка, вычисленная на единицу его
ширины) колеблется в зависимости от состоя-
ния зернового материала, конструкции ма-
шины, режима работы и установки рабочих
органов машины. Для пшеницы удельная про-
изводительность в кг/час на 1 дм ширины
решета составляет:
веялки • 20Э—300
веялки-сортировки 130—200
зерноочистки сложные 140—180
Пересчёт производительности пшеницы на
другие культуры ведётся по формуле Gy =
=Оупшеницы X k; значения коэфициента k: пше-
ница—1; рожь—0,75; ячмень—0,65; овёс—0,50;
лён — 0,4; клевер — 0,20. Производительность
относится к исходному материалу, поступаю-
щему на решето.
Виды движений решета — продольные
(вдоль уклона решета) и поперечные
(поперёк уклона решета).
При продольном колебательном движении
решета движение зерна по решету возможно
при условии
— а),
где г—радиус кривошипа в м; ш—угловая
скорость кривошипа в сек.; ? — угол тре-
ния зерна при движении его по решету; a —
угол наклона решета и g — 9,81 м/сек2.
Средняя скорость движения зерна пшеницы
по решету составляет по опытным данным
[7] v = 0,135 м/сек (при г = 0,004 м; п =
=700 об/мин; a = 6°).
Производительность решета
G4 = 3600*b-h'V-y3 кг/час,
где 73 — объёмный вес зерна в кг/м% h — сред-
няя толщина слоя зерна на решетке в м; b —
ширина решета в м. Для расчётов можно при-
нимать толщину слоя не более двойной тол-
щины зерна.
Число полных колебаний решётных станов
принимают для машин с ручным приводом
п = 180 — 240; для машин, с механическим
приводом п = 275 — 600 в минуту.
Амплитуда колебаний (полный размах) для
машин с ручным приводом 2г = 32— 50 мм,
с механизированным приводом 2г = 10 — 35 мм.
Максимальное ускорение решета яшах =
= о)?г = 7,5 — 24 м/сек*; обычно принимают для
зерна отах и 11 м/сек^, для вороха лгаах«
яз 19 м\сек\
Наклон решета характеризуется углом а,
варьирующимся в пределах от 2 до 11°.
Размеры решёт и кинематические пара-
метры веялок-сортировок установлены ГОСТ
2643-44.
Триеры. В СССР применяются цилин-
дрические триеры с внутренней рабо-
чей поверхностью (фиг. 78).
Различают цилиндрические триеры про-
стого и двойного действия.
Триер простого действия по всей
длине цилиндра имеет ячеи одного размера.
Триер двойного действия имеет ячеи
двух размеров для отделения длинных и ко-
ротких примесей.
В зависимости от назначения триерные ци-
линдры изготовляются с ячеями диаметром:
для пшеницы — 8,5 и 4,5 мм; для ячменя и
овса — 11,5 и 6,25 мм; для льна — 3,5 мм; для
клевера и трав— 1,75; 2,25 и 2,75 мм.
Ячеистая поверхность триера изготовляется
из цинка с фрезерованными или из стали со
штампованными ячеями (фиг. 79). Триер с
диаметром ячей 3 мм и меньше следует из
готовлять из цинка с фрезерованными ячеями.
При изготовлении их из стали (со штампо-
ванными ячеями) нарушается правильная
форма ячей.
На фиг. 80 изображены форма и размеры
фрезерованных ячей. Лункообразные ячеи по-
лучаются при перпендикулярном положении
сверла по отношению к триерной плоскости,
карманообразные — при наклонном положении
сверла под углом 19°.
По окружной скорости цилиндра различают
триеры тихоходные и быстроход-

124
МАШИНЫ ДЛЯ УБОРКИ ЗЕРНОВЫХ КУЛЬТУР
[РАЗД. IV
н ы е. Окружная скорость тихоходных триеров
ит =0,25-^-0,50 MjceK, быстроходных vg = 0,9-*-
-т-1,4 м!сек. Тихоходные триеры имеют наклон
оси цилиндра 2— 4°; более распространённые
быстроходные цилиндры расположены горизон-
тально.
Подача исходного материала
Работа триера возможна, когда
или -— < 1, где ш— угловая скорость в сек.~
R — радиус цилиндра в м; ^ = 9,81 м/сек-
ускорение свободного падения.
Флг. 78. Технологическая схема пшеничного триера ТТ-о:
/ — овсюг; 2 — пшеница 1-го copra; 3 — пшеница 2-го
сорта; 4 — пшеница 3-го сорта; 5 —куколь и битое
зерно
Удельная нагрузка (пшеницы) составляет
для тихоходных триеров qm = 125 4- 185 кг!м*~час,
для быстроходных <7о" = 400 -f-1000 кг/м%час.
Рабочую поверхность пшеничных триеров
определяют по заданной производительности G
и по удельной производительности q;
Расчёт рабочей поверхности триеров для
других культур производят по формуле q =
^^дпшеницы^ придавая коэфициенту kзначения,
приведённые на стр. 123.
Фиг. 79. Штампованные (а) и фрезерованные
(б) ячеи.
Диаметр и длину цилиндра устанавливают
по ГОСТ 2277-43. В табл. 22 приведены стан-
дартные размеры триерных цилиндров и соот-
ветствующие им рабочие поверхности.
Таблица 22
Диаметры и длины триерных цилиндров
Длина
цилиндра
в мм
5°°
75°
Зооо
Внутренний диаметр цилиндра
300
400
500
600
в мм
800
Поверхность в м'
о,471
о,686
о, 942
1,884
2,355
3-532
2,82б
4.240
5.652
7.536
п 30
Предельное число оборотов ппре^к, ——.
Расчётные числа оборотов
_30_ . _ _30_
Для тихоходных триеров ат = = 0,15—f-
~0,30; для быстроходных а<5 = 0,50ч-0,75.
Шнеки триеров — одноходовые. Расположе-
ние их по отношению к оси триера прини-
мают центральным или эксцентрич-
г— 45—1
Фиг. 80. Профили ячей.
ным (фиг. 814 Число оборотов центрального
шнека совпадает с числом оборотов триерного
цилиндра.

ГЛ. Ml]
ЗЕРНООЧИСТИТЕЛЬНЫЕ МАШИНЫ
125
Расчёт шнека триера не отличается от рас-
чёта транспортных зерновых шнеков.
Для обеспечения ската зерна по лотку
шнека нужно, чтобы рабочая стенка лотка
была установлена под углом р (фиг. 81) к
горизонтали, превышающим угол трения ср.
При этом радиус лотка шнека г и радиус ци-
Фиг.
81. Расположение шнеков: а—центральный
лоток; б— эксцентричный лоток.
линдра R связаны для центрального располо-
жения шнека уравнением
r = /? sin (g — a)
и для эксцентричного расположения
г = R sin (р — а) — I,
где а — угол между горизонталью и радиусом,
проведённым через кромку лотка; / — расстоя-
ние между центрами цилиндра и шнека.
В зависимости от свойств материала, формы
ячей и числа оборотов триера угол а изме-
няется от 20° до 60°.
Производительность триера
G = ЗШ-Elux Д кг/час,
где / — длина цилиндра в м; и — окружная
скорость цилиндра в м/сек; х — число ячей на
1 мЦ Д — средний вес зерна, выбираемого од-
ной ячейкой; Е — коэфициент заполнения ячеек
(для овсюжного цилиндра Е = 0,5; для куколь-
ного Е = 0,1).
Основные данные о триерах отечественного
производства приведены в табл. 23.
В горках с продольным движением полотна
валики расположены горизонтально; наклон
полотна (продольный) совпадает с направле-
нием его движения (фиг. 82).
При движении полотна гладкие семена
скользят вниз, а шероховатые примеси увле-
каются полотном вверх.
Данные о горках с продольным движением
полотна приведены в табл. 24.
Материал полотен: для горок Доссора —
технический бархат, для горок ВИСХОМ —
хлопчатобумажная ткань корд ровный, для
Фиг. 82. Горка с продольным движением полотна.
свекловичной горки — бельтинг на клеёнке,
для горки ВНИИЛ — фланель или байка.
Расстояние места подачи зерна от верхнего
валика (фиг. 82)
Ggi)
где и >— скорость полотна в м/сек; f — коэфи-
циент трения зерна по полотну; a — угол на-
клона полотна.
Расстояние между валиками (длина полотна)
Производительность горки
Триеры отечественного производства
Таблица 23
Тип триера
Ручные триеры
Триеры зерноочисти-
тельной машины
ВИМ-СМ
Пшеничный ТТ-5
Ячменный ТЯ
Льняной»-Л Т-4
Овсюжный
Кукольный
Корректурный
Производи-
тельно ть
в kj/чос
4оо
Зоэ
I2O
20О0
2ООО
5°°
Диаметр ячей
в мм
8,5," 4-75
и,5; 6,2j
3-5
8,5
5,о
4,5
Число
оборотов
цилиндра
в минуту
36-40
36—40
23-25
36
38
ба
Диаметр
цилиндра
внутренний
в мм
391/393*
39 !'393*
4оо
боо
боо
4оо
Длина
цилиндра
в мм
720,630*
72O 630*
1250
1500
15°°
7оо
* Первые цифры относятся к овсюжному цилиндру, вторые к—кукольному.
Горки полотняные. Рабочим органом горки
является наклонное полотно. По виду движе-
ния полотна различают горки с продоль-
ным и поперечным движением.
где Ъ — ширина полотна в дм; k — удельная
производительность (на 1 дм ширины) в
кг/дмчас; для льна и клевера k— 18 — 25
кг\дмчас.

126
МАШИНЫ ДЛЯ УБОРКИ ЗЕРНОВЫХ КУЛЬТУР
ФАЗД. IV
В горках с поперечным движением полотна
валики расположены наклонно под углом а
к горизонту; полотно движется поперёк на-
клона (фиг. 83).
В зависимости от величины / коэфициента
трения отдельных зёрен смеси по полотну
траектории движения их будут различны, что
даёт возможность разделить смесь на фрак-
ции. На фиг. 83 показаны траектории зёрен
при различных соотношениях углов трения и
углов наклона полотна.
Фиг. 83. Горка с поперечным движением полотна.
Длина полотна / и длина питающей щели
у засыпного ковша /0 связаны соотношением
/=B+3)/„..
Винтовой сепаратор („змейка"). Сепара-
тор состоит из ряда D—5) винтовых поверх-
ностей с одинаковым шагом, укреплённых на
вертикальной оси (фиг. 84).
По выходе из приёмной воронки очищае-
мый материал распределяется по внутренним
желобам винтовой поверхности параллельными
потоками и движется вниз. Действием центро-
бежной силы круглые зёрна (горох, вика) от-
брасываются or оси сепаратора и падают за
борт внутренней винтовой поверхности. Пло-
ские зёрна (овёс) с большим коэфициентом
трения спускаются с меньшей скоростью, на-
ходясь ближе к оси сепаратора; таким обра-
зом происходит разделение смеси.
Производительность сепаратора 100—120
кгIчас при размерах (фиг. 84): шаг //=255 мм;
диаметр внешний D = 450 мм; диаметр вну-
тренней спирали ZJ=270 мм; р=41ч-45°; число
ходов 5.
Электромагнитная семеочистка. Семенной
материал смешивается машиной со специаль-
ным магнитным порошком, обволакивающим
шероховатые сорные семена, вследствие чего
они притягиваются магнитом. В некоторых
случаях применяется искусственное увлажне-
ние семян (при засорённости подорожником,
горчаком и др.) для лучшего их покрытия nor
рошком. Состав порошка (процентное содер-
жание по весу): углекислый кальций СаСО3—
66,0; окись железа Fe2O3— 8,2; закись —
окись железа Fe3O4 — 22,3; кремнекислота
SiO2 — 1,4; вода Н2О— 2,1.
Качество порошка характеризуется внед-
ряемостью и магнитной проницае-
мостью. Внедряемость зависит от тонкости
помола порошка и свойств компонента-запол-
нителя (мела, гипса). Магнитная проницаемость
зависит от содержания Fe3O4.
Имеется два типа магнитных машин —
ленточныеи барабанные. Барабанные
машины строят с сосредоточенным в ручьях
магнитным полем (отечественная машина
ЭМС-1) и со сплошным магнитным полем (иа-
шина Гомпер-Гирша) по всей образующей ба-
рабана.
Советская электромагнитная семеочистка
ЭМС-1 предназначена для очистки гладких
семян (клевера, люцерны
и др.) от шероховатых сор-
ных семян (повилики и др.)
и имеет в качестве важней-
ших рабочих органов элек-
тромагнитный барабан, сме-
сительный шнек, аппарат
для порошка, увлажнитель,
засыпной ковш и элеватор.
Для удаления пыли, обра-
зующейся от порошка во
время работы, служит аспи-
ратор. На отдельной раме
смонтированы генератор по-
стоянного тока и эксгаустер
аспиратора.
Производительность ма-
шины — 200 кг/час. Расход
порошка — 2—3% от веса
очищаемых семян. Потреб-
ная сила тока для намаг-
ничивания барабана 9—12 а;
напряжение 90—110 в; ток постоянный от ге-
нератора, которым оборудована машина. По-
требная мощность — Ъ л. с, включая генера-
тор и эксгаустер аспиратора.
D,-
Фиг. 84. Винтовой
сепаратор „змейка".
Таблица 24
Горки с продольным движением полотна
Тип горки
Для какой
культуры
Производи-
тельность
в кг час
Полотно
Шири-
Длина
в мм
Угол
наклона
в градусах
Ско-
рость
в MjceK
Еалики
Число
пар
Диа-
метр
в мм
Число
оборо-
тов в
минуту
ВИСХОМ
Доссор
Свекловичная горка . .
ВНИИЛ
Клевер, лён
То же
Свёкла
Лён
2ОЭ— 3<Х>
I2O
ЮЗ—150
35
670
66о
12ЭО
IIOO
1223
12.лО
40-50
36-45
25
40
0,94
0,94
0,50
0.35
18
5°
5°
200
150
360
360
48
45

гл. mi
ЗЕРНООЧИСТИТЕЛЬНЫЕ МАШИНЫ
127
Напряжённость магнитного поля, необхо-
димая для разделения смеси,
где ^ — ускорение свободного падения; k =
= —I — внедряемость порошка в семена (см.
табл. 20); т — масса одного семени, притяну-
того магнитом; тг— масса порошка на поверх-
ности семени; / — расстояние центра тяжести
семени от полюсов электромагнитов; о> —угло-
вая скорость барабана.
Производительность
где Ъ — ширина ручья в м; h — толщина слоя
семян в м; v = u>R—окружная скорость бара-
бана радиуса R в м'/сек; s — число ручьёв бара-
бана; т — объёмный вес семян в кг/л/3.
Сортировальные столы. Применяются
столы, разделяющие смеси по форме, свойствам
.Подача зерна
\ /letta
Колебания
Воздушный поток
Фиг. 85. Пневматический сортировальный стол
поверхности и упругим свойствам семян, и
столы, разделяющие по удельному весу—пнев-
матические (фиг. 85).
Подача зерна
Лёгкое зерно
Движение зерна
ТяЖёлое
зерно
Фиг. 86. Дека сортировального стола.
Главный рабочий орган сортировального
стола — дека, на поверхности которой
имеются каналы с призмами (фиг. 86) или с
перегородками (порогами — фиг. 87). Дека
совершает возвратно-поступательное движе-
ние и имеет поперечный наклон по отношению
к направлению движения.
В пневматическом столе (фиг. 85) применён
воздушный поток, направленный из-под низа
деки сквозь сетчатую поверхность на слой зерна
ЗадвиЖка
Направление движения
полновесных семян
ЗадвиЖка
Шарнир
^ ^ Направление движения всплывающих
сорняков, лёгких примесей и щуплых
семян
Фиг. 87. Дека пневматического сортировального стола.
и приводящий его во взвешенное состояние,
вследствие чего зёрна при движении деки
располагаются слоями по удельному весу.
Наклон деки регулируется в продольном и
поперечном направлениях. Машина имеет че-
тыре сменные деки для различных культур
и очистительный фильтр для воздуха, посту-
пающего в вентилятор.
Данные о пневматическом столе приведены
в табл. 25.
Таблица 25
Данные о сортировальном пневматическом столе
¦з
S
К
н
40-60
50-96
Культура
Клевер,
пшеница,
овёс
Клевер,
пшеница,
овёс
Производи-
тельность
в кг/час
75-15°
1100—1500
IOO—2ОО
22OO—3°°°
енти-
ш
°?
эбороп
в мин
ИСЛО (
ятора
i8oo
1200
Число
полных
колеба-
ний
деки
375-495
29э-35°
СТЬ
о
ot
я
X
отреб
л. с.
3—7.5
7-ю
НИИ I
>леба
я
мплит
мм
< а
6
б
Зернопульты. Зерну посредством враща-
ющегося барабана и движущейся ленты со-
общается скорость v под углом о к горизонту
(фиг. 88). Отдельные зёрна смеси падают при
этом на различных расстояниях от машины.
Дальность полёта зерна и его примесей за-
висит от аэродинамических свойств и веса
зерен.

128
МАШИНЫ ДЛЯ УБОРКИ ЗЕРНОВЫХ КУЛЬТУР
[РАЗД. IV
Производительность зернопульта
G= 3600-6-Л-г>-7 кг/час, '
где Ъ — ширина ленты; h — толщина слоя зерна;
7 — объёмный вес зерна; толщина слоя зерна
Подача зерня
и цепные щётки, резиновые шарики
иударники.
Рамные щётки получают возвратно-
поступательное движение от кривошипно-ша-
тунного механизма (фиг. 89). Радиус криво-
Фиг. 88. Схема зернопульта.
яа ленте должна быть не больше двукратной
толщины зерна.
Для схемы на фиг. 88 Ъ = 0,42 м; v =
— 12+15 м/сек; п = 920 об/мин; а = 30^-35°.
ВСПОМОГАТЕЛЬНЫЕ ОРГАНЫ
Засыпной ковш и питающие устройства.
Засыпной ковш может монтироваться внизу
или наверху машины. При нижнем ковше
загрузка машины производится с помощью
элеватора.
Нижний засыпной ковш при загрузочном
элеваторе имеет сверху предохранительное
решето. Засыпные ковши обычно имеют регу-
лируемые задвижки.
Верхний засыпной ковш может выполняться
с; подвижным или неподвижным дном.
Подвижное дно имеет колебательное движе-
ние., в горизонтальной плоскости.
Ёмкость засыпного ковша должна соответ-
ствовать 2—3-минутной продолжительности
работы машины.
Высота засыпного ковша для машин с руч-
ным приводом должна составлять не более
1400 мм над уровнем пола и для машин с ме-
ханическим приводом не более 1100 мм.
Угол наклона неподвижных стенок ковша а
должен быть больше угла трения зерна или
вороха по данному материалу (дереву, железу);
обычно принимают а = 30-4-45°.
Подача зерна на рабочий орган машины
осуществляется либо самотёком через прямо-
угольное или круглое отверстие, либо с по-
мощью питающего валика.
Питающие валики* бывают гладкими и
рифлёными. Длина валика L определяется
шириной решета или воздушного канала В;
L = В — 2s, где 5 = 30 ч- 50 мм. Число обо-
60у ло ,
ротов питающего валика п = —т ;г>=0,2 м/сек.
Высота питающей щели, т. е. максимальная
величина открытия задвижки, Л = 50-1-100 мм
(для веялки Л ss 200 мм).
Очистка решёт. Для очистки отверстий
jpeuie'T от забивания их зёрнами служат спе-
диальные очистительные устройства: рамные
шипаг>.-~, где /—расстояние между двумя
смежными щётками. Число оборотов криво-
шипа п определяется по величине vmax — ско-
рости щётки в среднем её положении:
C2nrn 30i/max
60
тгг
Обычно принимают vmaz a: 0,2 м/сек; г =
z= 125 мм; п = 35 об/мин; / та 240 мм.
Цепные щётки укрепляются на двух
цепях, движущихся по ходу зерна со ско-
ростью w = 0.,13 м/сек (фиг. 90).
Резиновые шарики помещаются в
клетках под рабочим ситом. Диаметр шариков
25лм;расположены они по два в каждой клетке.
Фиг. 90. Цепные щётки.
Размер проволочной клетки 110Х 130 мм. При
движении решётного стана шарики ударяются
о решето и ударным действием очищают его
отверстия (фиг. 91).
Ударники (молоточки) очищают решёта
ударами по ним. Число ударов равно числу
Фиг. 91. Очистка решёт шариками.
колебаний решета. Сила удара зависит от упру-
гости пружины молоточков и от регулируемой
величины амплитуды (фиг. 92).
Ролики деревянные и неподвижные метал-
лические щётки применяются для очистки ци-
линдрического решета (фиг. 93).
Элеваторы. Производительность ковшевых
элеваторов
G = 3600 • <р •/-• т кг/ч ас,
где «р — коэфициент наполнения ковша; v —
скорость ленты элеватора в м/сек; i — объём

ГЛ. Ш]
ЗЕРНООЧИСТИТЕЛЬНЫЕ МАШИНЫ
129
ковша в м3; а — расстояние между ковшами
в и\ 7 — объёмный вес зерна в кг/л&.
Шнеки. Производительность шнека
где ф—коэфициент наполнения жолоба; d—диа-
метр шнека в м; s — шаг винта в м; п—чн-
Фиг. 92. Очистка решёт ударниками (молоточками).
ело оборотов в минуту: у—объёмный вес
зерна в кг/л*3.
Основные размеры шнеков с.-х. машин см.
в ГОСТ 2705-44.
Фиг. 93. Очистка решёт роликами и щётками.
Скатные доски и желоба. Для приёма зерна
с решета и дальнейшего направления его
Подача
зерна
внутри машины служат скатные доски. Скат-
ные доски, расположенные под решетом,
обычно имеют угол наклона в пределах {3 =
= 3-т-12°. Под таким же углом устанавли-
ваются и подвижные желоба.
При продольном движении скатных досок
и желобов угол .C берётся меньшим, при по-
перечном — большим.
Неподвижные скатные доски и желоба
должны иметь угол наклона C > <р — угла тре-
ния зерна о данную поверхность. Принимают
0 = 30-+-45° и более.
ПРОЕКТИРОВАНИЕ СЛОЖНЫХ
ЗЕРНООЧИСТИТЕЛЬНЫХ МАШИН
При выборе технологической схемы машины
рекомендуется располагать рабочие органы в
такой последовательности: воздушная очи-
стка — решёта — триеры. В оптимальном слу-
чае машина должна иметь воздушную
очистку с двумя каналами или аспирато-
рами для отделения лёгких примесей и лёг-
кого и повреждённого зерна; решётную
очистку с четырьмя решетами, из них—
два решета с прямоугольными отверстиями
для разделения зерна по толщине и два ре-
шета с круглыми или квадратными отверстиями
для разделения зерна по ширине и выделения
крупных и мелких примесей; триерную
очистку с двумя цилиндрами, с ячейками
различного размера или с одним цилиндром
двойного действия, с ячейками двух размеров,
для очистки зерна по длине и для выделения
коротких и длинных примесей.
Пример схемы сложной зер-
? о ноочистительной машины при-
ведён на фиг. 94.
Пыль
7а 7 8 9
Фиг. 94. Технологическая схема сложной зерноочистительной машины: а-1 — решето для отделения очень крупных
примесей (соломы, стевлей сорняков, колосьев); а-2 — решето для отделения крупных примесей; б — основное сорти-
ровальное решето с продолговатыми отверстиями; в — подсевное решето; г — корректурное сортировальное решето
с продолговатыми отверстиями; д — первый канал аспиратора; е — второй канал аспиратора; ж— овсюжный триер;
3 _ куколеотборочный триер; и — корректурный триер; 1 — особо крупные примеси с решета и-1; 2 — лёгкие примеси
из первого канала аспиратора; 3 — крупные примеси с решета а-г; 4 — мелкие примеси с подсевного решета (песок,
семена сорняков); 5 — щуплое лёгкое зерно из второго канала аспиратора; 6 — длинные примеси (овсюг) из овсюж-
ного триера; 7а—короткие примеси с жолоба куколеотборочного триера; 7 —короткие примеси с мелким
зерном с жолоба корректурного триера; 8 — мелкое зерно (второй сорт) из корректурного триера; 9 — зерно
первого сорта из куколеотборочного триера.
9 Том 12

130
МАШИНЫ ДЛЯ УБОРКИ ЗЕРНОВЫХ КУЛЬТУР
[РАЗД. IV
МАШИНЫ ДЛЯ СУШКИ С.-Х. ПРОДУКТОВ
(сушилки)
Типы сушилок
Сельскохозяйственные сушилки делятся
на две основные группы — сушилки непре-
рывного ипериодического действия.
В первую группу входят сушилки с принуди-
тельной вентиляцией и механизированной по-
дачей и выгрузкой материала, во вторую —
с естественной вентиляцией и периодической
загпузкой и выгрузкой материала.
Сушилки непрерывного дей-
ствия подразделяются в свою очередь на
два типа: сушилки с плотным слоем ма-
териала, перемещаемого либо собственным
весом с регулировкой скорости опускания
выпускным аппаратом, либо специальными
транспортными устройствами (шахтные и
туннельные сушилки), и сушилки с постоянно
или периодически взвешенным состо-
янием материала (сушилки с пневмо-
транспортом, барабанные).
Сушилки периодического дей-
ствия — камерные — предназначаются для
материалов, требующих значительной дли-
тельности сушки.
Подвод теплоносителя (газа) осуще-
ствляется либо в направлении движения мате-
риала, либо в обратном направлении (проти-
воток), или,наконец, перпендикулярно к дви-
жению материала (поперечный поток). Выбор
Материал
Калорифер I Сушильная камера
Фиг. 95. Схема сушилки, работающей нагретым
воздухом.
направления движения теплоносителя опре-
деляется чувствительностью материала при
разной его влажности к режиму сушки.
Основные части сушилок — калорифер
и сушильная камера. Схемы сушилок
представлены на фиг. 95 и 96. На фиг. 96
Отходящие газь, . 1 Материал
Смесительная камера
Топка
Фиг. 96. Схема сушилки, работающей на смеем топочных
газов с воздухом.
приведён общий случай, когда для сушки
используется смесь топочных газов, воздуха
и отходящих газов от постороннего источ-
ника тепла. Обозначения на фиг. 95 и 96:
ср0 — относительная влажность атмосферного
воздуха в о/о; t0 — его температура в °С; rf0 —
влагосодержание в г/кг; /q — теплосодержание
в ккал/кг', те же обозначения с индексами ,1"
даны для газовой осушающей среды, посту-
пающей в сушильную камеру после калори-
фера, и с индексами „2* для теплоносителя
при выходе его из сушилки; 8 — температура
материала в °С; W — его влажность в %;
G— вес в кг с индексами .1" и ,2" соот-
ветственно до и после сушки.
СТАТИКА СУШИЛЬНОГО ПРОЦЕССА
Материальный баланс сушилки. При
сушке материала изменяется его температура,
а за счёт испаренной влаги — и его вес.
Иногда могут иметь место и механические
потери.
Количество испаренной влаги при посто-
янстве количества сухого вещества в про-
цессе сушки
1F=Gi
100 —
100 —
кг\касу
где W — относительная влажность. Переход
к абсолютной влажности
100- IF...
" « — ЮО — Wx. 2 '
Количество влаги, поступившей в сушилку
с газами и материалом, должно сохраниться
в них и при выходе из сушилки.
Часовой расход газа G2 в кг\час опреде-
ляется из уравнения
100J
и равняется
~\~\ 1 А( 1
1000
1000 W
do — d.
100
Расход газа в кг на 1 кг испаренной
влаги
G, 1000
Уравнение баланса тепла для действитель-
ной сушилки
Qk + <Vo
+ Gmpcm/mp + Qd
-f- Gmpcmpbmp + Q6
иди
Qk = G, (/8 - /0)
+ Gmpcmp ( Ъ°тр - Ьтр) + Об - Q#.
Здесь Qk — тепло, полученное от калори-
фера; U2Iq — тепло, внесённое с атмосферным
воздухом (/о— теплосодержание воздуха);
Gicfii — тепло, внесённое с материалом (q —
теплоёмкость сырого материала в кал/кгград),
определяемое по формуле са == с A00 — W\)-\-
-j- Wlt где с — теплоёмкость сухого мате-

Фиг. 97. I-d диаграмма влажного воздуха

132
МАШИНЫ ДЛЯ УБОРКИ ЗЕРНОВЫХ КУЛЬТУР
[РАЗД. IV
риала для с.-х. продуктов, колеблющаяся от
Ю,27 для свеклы до 0,37 для зерна; Gmpcmpb'mp —
|тепло, внесённое с транспортными приспо-
соблениями (Gmp — вес транспортных приспо-
соблений, стр — их теплоёмкость и §тр —тем-
пература); Qd — тепло, сообщённое сушилке
дополнительно; G2/2, G2c$2 и Gmpcmpb"mp— те-
пло, уходящее с отработавшим теплоносителем,
с продуктом и транспортными приспособле-
ниями; Сб ~~ прочие потери тепла.
Расход тепла в кал\кг испаренной влаги
= Gg (J2 —
qnp + Ятр
ческой сушилки по линии /2 = 1\ = const. Для
действительной сушилки процесс будет на-
правлен от точки В по линии, положение ко-
торой определяет величина
Д = (&i + Яд) — (ЯпР + Ятр + Яь) ккал\кг.
На основании приведённых уравнений Д =
= <5г(/3—/1) и для любой точки на / — d
G - /t) 1000
d-dx
Если для теплосодержания масштаб диа-
граммы будет М^ а для влагосодержания Mj,
вг (Л — h) = Qnp + Ятр + Яъ — h — Яд-
То же уравнение в развёрнутом виде
1Ср
W
Яд>
где in = 595 + 0,47 t — теплосодержание пара;
I* — 8j — расход тепла на испарение влаги;
GuCb (h — 'о) — с уходящим теплоносителем;
0,001 rfo ifn — О — на п°Д°гРев паРа теплоно-
сителя; ¦—- с2 (&з — &i) и —Ц?- сотр (^от/>—^отр)—
.материала и транспортных приспособлений;
— ср-—-на потери в окружающую среду.
, Если материал имеет отрицательную тем-
пературу, то тепло, идущее на разморажива-
;ние влаги, определяется по формуле
W
qp = г==г- (80 + 0,5 %) ккал/нг влаги,
где U7" — количество замерзающей влаги —
принимают обычно равным 0,5 W.
/ — rf-диаграмма для влажного воздуха
и построение процесса сушки. На оси
абсцисс диаграммы (фиг. 97) откладывается
влагосодержание воздуха при барометри-
ческом давлении ^=»745 мм рт. ст., на оси
ординат — его теплосодержание. Угол между
осями координат—135°.
Через определённые интервалы нанесены
линии ^= const; d~ const; /= cons]t;cp= const
и линия парциального давления пара в зави-
симости от влагосодержания воздуха.
Состояние воздуха (газа) характеризуется
точкой пересечения линии t= const с линией
rf= const или любыми другими двумя пара-
метрами, линии которых нанесены на диа-
грамме.
Если характеристику воздуха до входа в
калорифер даёт точка А, соответствующая tQ и
rf0, то нагрев воздуха в калорифере изобра-
зится прямой АВ; воздух будет нагрет до ^.
Дальнейшее течение процесса при насы-
щении воздуха влагой пойдёт для теорети-
Фиг. 98. Графическое изображение
У—d-диаграммой процесса сушки.
то для любой точки ? (фиг. 98), лежащей на
луче ВС действительной сушилки,
1 — /j = EeMf, d = fi?j = efMd;
, WOOEeMi _ . МЛ
д= r^—-:Ee — ef- a
efMd
1000/И,-
Таким образом, для построения процесса
действительной сушилки из любой точки Е на
луче ВС теоретической сушилки проводят
параллельно оси ординат отрезок Ее =
А
= e/ -fnnAlT" ввеРх (Фиг- 98) «ли вниз
t
(фиг. 99) в зависимости от знака Д, и затем
из точки В проводят луч через точку ? до
заданной величины ср2 или /2-
После построения процесса на диаграмме
находят расход воздуха и тепла
_ 1000 M
Выбор параметров для отработавшего
теплоносителя. Для расчёта необходимо
знать степень насыщения отработавшего
теплоносителя. С повышением относительной
влажности <р2 отработавшего теплоносителя
уменьшается расход теплоносителя, а вместе
с ним и топлива; однако при этом должна

ГЛ. Ill)
МАШИНЫ ДЛЯ СУШКИ С.-Х. ПРОДУКТОВ
133
расти и ёмкость сушилки. Величина <ра опре-
деляется также в зависимости от направления
потока теплоносителя относительно материала.
При параллельном токе с?2 имеет меньшие
значения, тогда как при противотоке она
может приближаться к полному насыщению.
Сушилки с поперечным потоком теплоноси-
теля дают некоторое среднее значение <р2;
например, сушилки для зерна проектируются
с ориентировкой на насыщение теплоносителя
до 70—8Оо/о.
Выбор величины ф2 зависит также от ко-
нечной влажности материала. Последняя обу-
словлена требованиями его кондиции. Для
большинства зерновых культур кондиционной
Количество сухого воздуха, необходимого
для сгорания 1 кг топлива (приближённо):
1,1 QnH ¦ 1,293
1000
кг'
Количество водяного пара, образующегося
при сгорании топлива,
кг/кг топлива.
Вес водяного пара, поступающего вместе
с воздухом.
т„, aLftdn
We = 1ПА, к г [кг топлива,
1UUU
где а — коэфициент избытка воздуха в топке.
Эта же формула действительна для опреде-
ления влаги воздуха при входе в сушилку,
если вместо а ввести а', причём
100
¦(>-
^-rf^-f
Фиг. 99. Графическое изображение
/ -^-диаграммой процесса сушки с до-
полнительным сообщением тепла в су-
шилке.
влажностью является 14%. Культуры с
богатым содержанием жиров имеют конди-
ционную влажность 10—12%, а клещевина
даже 7%. Кондиционная влажность является
устойчивой (равновесной) влажностью при
средних метеорологических условиях хране-
ния продукта.
Сушка топочными газами. Для получения
характеристики теплоносителя и определения
расхода топлива пользуются следующими фор-
мулами.
Состав рабочего топлива
СР + №» + (У+ NP + Брг + АР -t- Wp = 100%.
Высшая теплотворная способность топлива
(по Менделееву)
+ 300 Н^ — 26 (О^ — S?) ккал\кг топлива.
Низшая теплотворная способность топлива
где Gpn — вес водяного пара, образующегося
от сгорания 1 кг топлива.
1000
* 0 "г Сем*с
где ч]т — к. п. д. топки; ст tT — тепло, внесён-
ное с топливом.
Влагосодержание теплоносителя при входе
в сушилку
¦+
luo
1000
1 u 1000
Имея заданную температуру теплоносителя
и определив его влагосодержание, можно на-
нести точку В на /—rf-диаграмме, характери-
зующую состояние теплоносителя из смеси
топочных газов с воздухом при входе в су-
шилку. В остальном расчёт аналогичен рас-
чёту при сушке нагретым воздухом.
Расчёт топки для сушилок, работающих
на смеси топочных газов с воздухом, ведётся
обычным способом.
ДИНАМИКА СУШИЛЬНОГО ПРОЦЕССА
Основным вопросом динамики сушильного
процесса является установление зависимости
влажности материала от времени сушки.
Вопросы динамики сушильного процесса ещё
мало исследованы. Необходимые данные для
расчёта определяют не теоретически, а путём
эксперимента. Обычно расчёт сушилок ведут
на основе полученных экспериментальным
путём данных аналогичных существующих
конструкций или опытных установок.
Скорость сушки зависит от количества
влаги и форм её связи (влага смачивания,
капиллярная влага, коллоидная влага, хими-
чески связанная влага). В начале процесса
скорость сушки достаточно быстро достигает
определённой величины, остающейся на не-
который период постоянной. Затем этот пе-
риод постоянной скорости испарения сменяется
периодом понижающейся скорости сушки.

134
МАШИНЫ ДЛЯ УБОРКИ ЗЕРНОВЫХ КУЛЬТУР
[РАЗД. IV
В процессе сушки изменяется и темпера-
тура материала. В начале процесса темпера-
тура материала быстро возрастает. В течение
периода постоянной скорости сушки темпера-
тура материала также остаётся постоянной и
может быть близкой к температуре мокрого
термометра. При понижающейся скорости
испарения температура материала возрастает,
приближаясь к температуре теплоносителя,
и совпадает с ней с наступлением устойчи-
вой влажности.
Учёт этих обстоятельств при проектиро-
вании и реконструкции сушилок осуще-
ствляется: подачей разного количества тепло-
носителя в разные периоды сушки с тем,
чтобы увеличенной подачей теплоносителя в
начале сушки уменьшить экспозицию на пе-
риод постоянной скорости испарения влаги;
введением „зон отлёжки"; уменьшением тол-
щины слоя материала как способа для создания
одинаковых условий сушки любой части ма-
териала.
Режим сушки определяется допустимым
нагревом материала, который может быть
разным при разной его влажности, экспози-
цией сушки и температурой теплоносителя,
принимаемой по данным для аналогичных кон-
струкций.
Выбор параметров для теплоносителя
должен быть увязан с условиями соблюдения
качеств материала как внешних (отсутствие
трещин и коробления, нормальный цвет), так
и внутренних (вкусовые качества, питатель-
ные свойства, биохимический состав).
В табл. 26 приведены данные эксплоата-
ции сушилок различной конструкции для раз-
ного рода с.-х. продуктов при сохранении их
семенных и продовольственных качеств и
снижении влажности на 5%.
Сопротивление сушилки при расчёте
вентиляции (сопротивление системы)
-f- Др3 мм вод. ст.,
где ХАртр — сопротивление трения газопро-
•,«««-, /^ ^— С —местные сопротивления; Арь
Др8 и Дрз — сопротивления прохождению тепло-
носителя через материал, калорифер или
топку и пылеотделитель.
При железных стенках газохода
тр
6.6! (i
.0,852 ^1,924
d
1,281
ММ ВОД. СТ.,
где y — удельный вес газа в кг/м5; d — диа-
метр канала в мм (для прямоугольного сечения
rfe= j-) а и о — высота и ширина ка-
нала); v-~ скорость газа в м/сек.
При кирпичных и бетонных стенках
Значения ? колеблются от 0,1 при входе
газового потока в трубу с закруглёнными от-
верстиями до 1,1 при повороте потока на 180°
в канале с прямыми углами [26].
Таблица 26
Данные эксплоатации сушилок
Материал
Пшеница . . .
Кукуруза . . .
Конопля ....
Пшеница . . .
Арахис ....
Кукуруза в
Картофель* . .
Овощи (свекла,
морковь) резаные
Темпера-
тура
мате-
риала
(сред-
няя)
45
38
4О
5°
4°
4О
-
-
теплоно-
сителя
8о
7°
7о
15°
7о
7о
7о
70
Экспо-
зиция
в часах
о. 75
1,О
1.5
о, 25
4.о
4.0
12,0
8,о
Тип сушилки
Шахтная
Барабанная
Стеллажная
с естественной
тягой
/
Туннельная
* При начальной влажности 80%.
Сопротивление материала прохождению
воздуха
Ар1 =
мм вод. ст.,
где h— высота слоя материала; v — скорость
газа, а А и я зависят от размера частиц мате-
90 100 (р%
Фиг. 100. Диаграмма изменения удельного веса воздуха
в зависимости от его температуры и относительной
влажности.
риала. Значения Ару. пшеница—1,44 /ш1>43 >
кукуруза—0,6 /ш1'57; подсолнечник—0,53 Ло1'46»
соя —0,27 Лг»1>6.

ГЛ. Ill]
МАШИНЫ ДЛЯ СУШКИ С.-Х. ПРОДУКТОВ
135
Более общая формула
мм вод. ст.,
где d — приведённый диаметр частицы в м;
h — высота слоя в м\ -\г — удельный вес газа
в кг\Ф\ v — средняя скорость в незаполнен-
ном сечении в м/сек;
1-е
сг = — — характеристика степени уплот-
сг =
нения; g — ускорение
(9,81 м\сек*); X = ^
свободного падения
у Re
(здесь Re zz 0,345 —, где v — кинематический
коэфициент вязкости в м2/сек).
РАСЧЁТ СУШИЛКИ С ЕСТЕСТВЕННОЙ
ВЕНТИЛЯЦИЕЙ
Расчёт процесса сушки ведётся в том же
порядке, как и для механизированных сушилок.
Интенсивность вентиляции (газообмена)
определяется разностью между удельным
весом атмосферпого воздуха и средним удель-
ным весом теплоносителя в сушилке и высотой
вытяжных труб; при этом у основания трубы
разрежение
h = H Ge — tm) мм вод. ст.
Удельный вес воздуха при различных тем-
пературах и влажности представлен на диа-
грамме (фиг. 100). Этой же диаграммой можно
пользоваться при расчёте сушилок, работаю-
щих на смеси топочных газов с воздухом.
Устройство вентиляционной системы зави-
сит от расположения материала и его сопро-
тивления прохождению теплоносителя. При
плотном слое материала, отделяющем горячую
камеру от вытяжных труб, допустима уста-
новка труб с вытяжным отверстием вверху
сушилки. При слое крупнокусковых мате-
риалов, не отделяющем горячую камеру от
вытяжных труб, последние имеют окна ниже
слоя материала.
Скорость воздуха в вытяжной трубе опре-
деляется по таблицам, разработанным для
расчётов вентиляции.
Для ориентировочных расчётов можно
полагать, что при высоте трубы Юли раз-
ности температур 40° С скорость в трубе
будет около 1,5 м/сек.
Продолжительность сушки в сушилках с
естественной вентиляцией при тех же харак-
теристиках теплоносителя, что и для механи-
зированных сушилок, в 4—5 раз больше.
ЛИТЕРАТУРА И ИСТОЧНИКИ
1. Болтянский В. Н., Влияние неустановившегося
характера нагрузки на показатели работы двигателя
при выполнении трактором основных с.-х. операций.
Диссертация МИМЭСХ, 1947 (рукопись).
2. БибановК. Н., Классификация и характеристика
транспортных устройств в с.-х. машинах. Теория, кон-
струкция и производство с.-х. машин, т. Ш. Сельхоз-
гиз, М. 1936.
3. Безручки И. П., Исследование аэродинамических
свойств зерна, .С.-х. машина" № 1, 3, 11, 1936.
4. Барков К. М., Основные элементы теории сепари-
рования семян воздушным потоком, Труды ВИМ, т. I,
М. 1935.
5. Б о ц м а н о в В. В., Испытание с.-х. вентиляторов с
радиальными лопатками, Теория, конструкция и про-
изводство с.-х. машин, т. Ill, M.—Л., 1936.
6. Василенко И. Ф., Теория режущих аппаратов
жатвенных машин, ОНТИ, 1937.
7. Васильев С. А., Исследование работы решётных
станов зерноочистительных машин, ВИСХОМ, Работы
по теории, расчёту и производству с.-х. машин, М.
1940.
S. ВИМ, Механизация очистки зерна, Сборник работ
научно-исследовательских институтов, 1937.
S. ВИСХОЧ, Зерноочистительные машины, Сборник
научно-исследовательских работ, вып. 2, 1936.
ТО. В о р о ш и л о в А. П., Барабанный сушильный аг-
регат, ОНТИ, Энергоиздат, 1934.
11. Г еор г и ев с к ий И. С, Теория мотовила ком-
байна, 1940 (рукопись).
12. Г у д к о в А. Н., Сочетание режима работы воздуш-
ного потока, создаваемого с.-х. вентилятором, с про-
цессом работы решётных сепарирующих органов с.-х.
машин. Диссертация, МИМЭСХ, 1946 (рукопись).
13. Гладков Н. Г., Магнитный процесс очистки зерна,
Теория, конструкция и производство с.-х. машин, т. III,
М, 1936.
14. Г о р я ч к и И В. П., Анализ элементарной теории
радиальных вентиляторов, Теория, конструкция и про-
изводство с.-х. машин, т. III, Сельхозги» М. 1936.
15. Горяч-кии В. П., а) Теория барабана. Теория,
конструкция и производство с.-х. машин, т. IV, М. 1936;
б) т. V, 1940.
16. Г е р ж о й А. П., и С а м и ч е т о в В. Ф., Зерносу-
шение, Заготиздат, М. 1943.
17. Г и р ш М., Техника сушки, пер. с нем., ОНТИ, 1937.
18. Ж е г а л о в В. С, Принципы построения схем и рас-
чёт экипажей с.-х. машин, Теория, конструкция и
производство г.-х. машин, т. III, Сельхозгиз, М. 1936.
19. И в а н о в И. С Опытные данные работы мотовила,
Теория, конструкция и производство с.-х. машин, т. IV,
Сельхозгиз, М. 1936.
20. К о м а р о в Н. С, Расчёт молотилок. Теория, кон-
струкция и производство с.-х. машин, т, V, Сельхоз-
гиз, 1940.
21. Комаров Н. С, .С.-х. машина" № 3, 1934.
22. К о л ы ш е в П. П., Павловский Г. Г. и
Кожуховский Н. Е., Машины для очистки и сор-
тирования семян, М. 1940.
23. К а р п е н к о А. Н., Экспериментальное исследова-
ние режущих аппаратов уборочных машин, Теория,
конструкция и производство с.-х. машин, т. II, Сель-
хозгиз, М. 1936.
24. Л е в е н с о н Л. Б., Машины для обогащения полез-
ных ископаемых , Л. 1924.
25. Л ы к о в А. В., Кинематика и динамика процесса
сушки и увлажнения, Гизлегпром, 1938.
26. Л у р ь е М. Ю., Сушильное дело, ГОНТИ НКТП,
1938.
27. Л е т о ш н е в М. Н., Сельскохозяйственные машины,
Сельхозгиз, М. 1940.
28. Летошнев М. Н., Методы испытания зерноочи-
стительных машин, Теория конструкция и производ-
ство с.-х. машин, т. IV, М. 1936.
29. П у с т ы г и н М. А., Теория и технологический рас-
чёт молотильных устройств, Сельхозгиз, 1947.
30. П у с т ы г и н М. А., С к о р и к о в СВ., Ива-
нов И. С., Миронов И. Н., Ахматов Б. А.,
В у с т и н Е. В., Самоходный комбайн С-4, Сельхоз-
гиз, 1941.
31. Полетаев С. В., Применение, устройство и рас-
чёт триеров, Теория, конструкция и производство с.-х.
машин, т. Ill, M. 1936.
32. Паров Е., Сушка картофеля, пер. с нем., 1923.
33. Стремоухое Ф. П., Исследование соломотрясов,
комбайнов и молотилок, Теория, конструкция и про-
изводство с.-х. машин, т. III, Сельхозгиз, 1936.
34. Т е р с к о в Г. Д., Теория мотовила, Теория, кон-
струкция и производство с.-х. машин, т. IV, Сельхоз-
гиз, М. 1936.
35. Т е р с к о в Г. Д., Теоретическое исследование ра-
боты зернопульта, «С.-х. машина" № 2, 1936.
36. Терехов Г. Д., Теория полотняной горки с боко-
вым движением, .С.-х. машина" № 10, 1937.

Глава IV
МАШИНЫ ДЛЯ УБОРКИ ТЕХНИЧЕСКИХ КУЛЬТУР
ЛЬНОУБОРОЧНЫЕ МАШИНЫ
ФИЗИКО-МЕХАНИЧЕСКИЕ СВОЙСТВА
ЛЬНА
Специальные льноуборочные машины при-
меняются для уборки долгунцового льна, фи-
зико-механические свойства которого в пе-
риод его ранне-жёлтой спелости характери-
зуются следующими данными [10]: средняя
(при уборке) влажность стеблей 60%. голо-
вок 40%; урожайность сырой массы средняя
50 ц/га, расчётная 100 ц/га; количество сте-
блей на 1 м2 среднее—1000, расчётное — 2000;
длина стебля наименьшая 30—40 см, сред-
няя 55 — 65 см, наибольшая 80—100 см;
ширина зоны головок стеблестоя 40—50 см;
диаметр стебля на */з высоты 0,12 см; усилие,
необходимое для выдёргивания стебля, сред-
нее 0,5 кг, наибольшее 1,0 кг; средняя работа
выдёргивания стебля 1,5 кгсм\ усилие, необ-
ходимое для разрыва стебля в верхней части,
2—4 кг; в средней части 3—6 кг; среднее
усилие, необходимое для обрыва коробочки,
0,3 кг; диаметр коробочки средний 6,5 мм,
наименьший 4,0 мм; насыпной вес вороха при
очёсе свежевытеребленного льна 150 кг\мг;
коэфициент трения стебля по стеблю 0,6—0,7;
по стали и по дереву 0,5—0,7, по резине 0,8—0,9.
Уборка долгунцового льна производится
тереблением при помощи льнотеребильных
машин и льнокомбайнов.
ЛЬНОТЕРЕБИЛЬНЫЕ МАШИНЫ
Характеристика машин приведена в табл. 1.
Ленточно-роликовые теребильные аппараты
состоят из парных бесконечных прорезинен-
ных лент, огибающих шкивы и ролики и плотно
прижимаемых друг к другу. В ленточно-диско-
вых аппаратах одна из лент каждой пары
огибает один только шкив, называемый ди-
ском.
Движение от ведущих шкивов получают
либо обе ленты каждой пары (обе ленты
активны), либо только одна, передающая дви-
жение парной ленте.
Линия теребильного ручья (пары лент)
может быть прямой, кривой — в виде дуги
окружности и, наконец, дугообразной или зиг-
загообразной — из прямых и дуг. Ручьи рас-
полагаются в одной плоскости под углом к го-
ризонту at
В прямолинейном ручье
ленты прижимаются друг к другу роликами,
на оси которых с одной стороны действуют
пружины. В дугообразных и зигзагообраз-
ных ручьях давление между лентами осуще-
ствляется за счёт их натяжения.
Льнотеребильные машины по своему
устройству могут быть подразделены на
3 группы.
Характеристика льноуборочных машин
Таблица 1
Марка машины
ч
2,66
4,6
2,25
2,35
I,о
о,8
2,66
о,8
Си
4* X
о ||
?Гю и
7
12
6
7
3
3
7
2
Рабочая
скорость
в м\сек
средняя
1.25
1.25
1,25
1.25
1>25
1,25
1.35
1'25
макси-
маль-
ная
.75
г. 5°
.5°
с>5°
,5°
.75
.5
>5
1роизводи-
тельность
в га/час
средняя
1.2
2
i
i
о
о
I
о
I
о
I
45
35
2
35
макси-
маль-
ная
1.7
2,5
1.2
1.3
о,55
о, 5°
1.5
о,45
а
о
и
CQ
1250
1980
850
850
95о
2000
—
4)
§азй
Sffl у Э
г a ?
О Я Ю со
47°
43O
378
Зба
950
75°
*?*
о I 2 **
С S на
15/3°
35 5°
I5/3O
15/30
15 3°
35/5°
—
Льнотеребильные машины
ЛТ7*
ЛТ12*
ВНИИЛ-5*
вниил-д **
Вессот **
Форано-Сунен *
Льнокомбайны
ЛК7***
США*** /
* Машина производит теребление и расстил льна.
** Машина производит теребление и связывание льна в снопы.
*** Машина производит теребление льна, очёсывание головок и связывание стеблей в снопы.

гл, ivi
ЛЬНОУБОРОЧНЫЕ МАШИНЫ
137
К первой группе относятся узкозахватные
машины с ленточно-дисковым теребильным
аппаратом (фиг. 1) с рабочим захватом, не
превышающим 0,8 м. Теребильный аппарат
машины имеет 1 или 2 ручья, каждый с одной
ведущей лентой на диске.
Стебли льна по выходе из теребильного
ручья зажимаются лентами транспортёра,
относятся в сторону в положении, близком
ведущие шкивы
Фиг. 1. Узкозахватная машина с ленточно-дисковым те-
ребильным аппаратом. Слева — общая схема: 1 — дели-
тели, 2 — теребильный аппарат, 3 — транспортёр. Спра-
ва - теребильные ручьи и поперечный транспортёр.
к горизонтальному (вершины обращены в сто-
рону движения машины), и выбрасываются
в канал вязального аппарата или спускаются
на землю по расстилочному щиту.
Двухсекционные машины этого типа (Фо-
рано-Сунен) бывают конно-моторными, трак-
торными безмоторными или самоходными.
Вторую группу составляют узкозахватные
бестранспортёрные машины Вессот (фиг. 2)
с вязальным аппаратом, с рабочим захватом
К третьей группе относятся отечественные
широкозахватные льнотеребильные машины
ВНИИЛ-5, ЛТ7, ЛТ12, ВНИИЛ-Д (Доронина).
Эти машины имеют многосекционный лен-
точно-роликовый теребильный аппарат и попе-
речный ленточно-игольчатый транспортёр.
Машины ЛТ7 и ВНИИЛ-5 имеют одина-
ковую схему рабочего процесса (фиг. 3, а).
Стебли из теребильного аппарата выбрасы-
ваются на стол транспортёра, подхватываются
его иглами и в виде вертикальной ленты от-
носятся в сторону к расстилочному щиту, по
которому спускаются на землю.
Теребильный аппарат машины ЛТ7 (си-
стемы ВИСХОМ) состоит из секций с семью
прямыми теребильными ручьями (фиг. 3, б).
Каждая лента приводится в движение ведущим
Ведущие шКибы
Фиг. 3. Льнотеребильные машины ЛТ7 и ВНИИЛ-5.
а — общая схема: 1 — делители, 2 — теребильный аппа-
рат, 3 — транспортёр; б — ручей ВИСХОМ; в — ручей
ВНИИЛ-5.
ведущие шкибь*
Фиг. 2. Узкозахватная бестранспортёрная льнотеребиль-
ная машина. Слева — общая схема: / — делители, 2 — те-
ребильный аппарат, 3 — вязальный аппарат. Справа —
теребильные ручьи.
около 1 м. Теребильный аппарат машины
имеет три прямолинейных ленточно-ролико-
вых ручья, сближенных у выходных концов.
Каждая теребильная лента приводится в дви-
жение ведущим шкивом, находящимся внизу
секции. Стебли льна по выходе из теребиль-
ных секций соединяются в общий поток и
поступают непосредственно в канал вязаль-
ного аппарата.
Преимущество машины — сочетание тере-
бильного и вязального аппаратов без переда-
точного рабочего органа; недостаток — слож-
ность теребильного аппарата, малая надёж-
ность его в работе и большой относительный
вес машины.
шкивом (фиг. 4), находящимся вверху секции
и получающим вращение от вала картера
через две пары зубчатых колёс. Таким обра-
зом, теребление производится ведущими вет-
вями лент.
Натяжение теребильной ленты осуще-
ствляется смещением каретки, несущей ведо-
мый шкив и пять нажимных или опорных ро-
ликов (фиг. 5).
Теребильный аппарат ВНИИЛ-5 состоит
из секций с шестью дугообразными ручьями
(фиг. 3, в). Правая по ходу лента — ведомая.
Левая — ведущая — лента получает движение
от поперечного вала посредством одной пары
шестерён. Давление в ручье создаётся за счёт
натяжения лент с использованием пружин на
двух нижних роликах. Большое число пере-
гибов теребильных лент (криволинейность
ручья) и более высокое натяжение лент вы-
зывают повышенный износ их и больший
расход энергии. Кроме того, при одной лишь
активной ленте в каждом ручье машина не
имеет достаточно устойчивого режима работы.
Льнотеребильная машина ЛТ12 имеет те-
ребильный аппарат системы ВИСХОМ, со-
стоящий из двух шарнирно соединённых
частей (семи- и пятисекционных) со своим
поперечным транспортёром и расстилочным
щитом каждая.
Машины Доронина отличаются от других
пологостью поперечного транспортёра и кон-
струкцией теребильного аппарата (фиг. 6),
состоящего из секций с зигзагообразными
ручьями и укладывателей. Ролики с правой

138
МАШИНЫ ДЛЯ УБОРКИ ТЕХНИЧЕСКИХ КУЛЬТУР
[РАЗД. IV
Фиг. 4. Ведущий шкив с цилиндрической зубчатой передачей льнотеребильной машины ЛТ7.
по Я В CD
Фиг. 5. Натяжная каретка с нажимными роликами льнотеребильной машины ЛТ7.

ГЛ. IV]
ЛЬНОУБОРОЧНЫЕ МАШИНЫ
139
стороны ручья поддерживаются плоскими пру-
жинами. Каждая лента приводится в движение
шкивом, расположенным вверху секции. Ведо-
мые шкивы секции разведены, что удлиняет
устье ручья и повышает начальную точку
зажима. Укладыватель состоит из двух лент
Фиг. 6. Льнотеребильная машина ВНИИ Л-Д. Слева —
общая схема: / — делители, 2 — теребильный аппарат,
3 — укладыватели, 4 — транспортёр. Справа — теребиль-
ный ручей (вид по стрелке А).
сечением 4 X 50 мм, приводимых в движение
двумя верхними роликами ручья посредством
лент и двух пар конических шестерён.
Для подбора и вязки льна, вытеребленного
расстилочной машиной, применяют конно-мо-
торный или тракторный безмоторный льно-
подборщик-сноповязалку. Машина имеет паль-
цевый подбирающий аппарат, вязальный
аппарат и полотняно-планчатый снопоотводя-
щий транспортёр.
ЛЬНОКОМБАЙНЫ
Льнокомбайны дают значительную эконо-
мию труда и ускоряют процесс получения
волокна. Характеристика льнокомбайнов при-
ведена в табл. 1.
Льнокомбайн ЛК7 имеет' теребильный
аппарат с рабочим захватом 2,66 м (типа ЛТ7),
зажимной дисковый транспортёр, очесываю-
щий барабан с гребнями, битер, полотняно-
планчатый элеватор для вороха и вязальный
аппарат. Стебли очёсываются и связываются
в вертикальном положении.
Американский льнокомбайн с двухсекцион-
ным теребильным аппаратом Форано-Сунен,
с рабочим захватом 0,8 м очёсывает и вяжет
стебли в горизонтальном положении.
РАБОЧИЕ ОРГАНЫ
ЛЬНОТЕРЕБИЛЬНЫХ МАШИН
Теребильный аппарат. В силу общих для
всех машин требований (наименьший расход
энергии и наибольшая надёжность в работе)
и специфических условий процесса теребления
теребильный аппарат должен: а) обеспечивать
захват стеблей минимальной длины /„цП; б) да-
вать ленту с наименьшей растянутостью кор-
ней Ак; в) иметь наименьшее количество вра-
щающихся частей, в том числе передаточных
зубчатых колёс; г) иметь наименьшее коли-
чество изгибов теребильных лент.
Приводимые в табл. 2 основные параметры
теребильных аппаратов позволяют сделать сле-
дующие сопоставления: а) захват стеблей ма-
лой длины лучше всего обеспечен (благодаря
малому рабочему захвату) у машин ВНИИЛ-Д
и Вессот, хуже всего у аппарата Сунен (значи-
тельный рабочий захват и высокое располо-
жение начальной точки зажима); б) наимень-
шую растянутость ленты стеблей даёт аппа-
рат ВНИИЛ-Д благодаря вытянутому приём-
ному устью и, следовательно, улучшенному
подводу стеблей, наибольшую — аппарат Су-
нен; в) наименьшее количество вращающихся
частей у аппарата Сунен, наибольшее — у
ручья машины Вессот, наименьшее число
передаточных зубчатых колёс имеет ручей
ВНИИЛ-5, наибольшее — аппараты Вессот,
Таблица 2
Параметры теребильных аппаратов
Тип теребильного
аппарата
*8
« >,к
Z о-53
се <ц
Е О Ч
5
Длина
в мм
Наклон
аппарата
к горизон-
ту в град.
Вращающиеся части
ручья
Количество
3 а
Диаметр
в мм
ю 3
Теребильные
ленты
та at
с о.
о в
Is
ЕЛ
о *
висхом
ВНИИЛ-Д . ! 335
ВНИИЛ-5 • ¦ | 375
Вессот
Сунен
33°:
44
93
66
46
145
915
79°
8ю
1140
5оо
i8o
8о
6*
1б
8*
8о 9
I
loo 5
6о
4-5
4,5
7-5*
5'2
10,2**
2,93
3.15
3*37
* Включая укладыватель.
** На два теребильных ручья, включая поперечный транспортёр.

140
МАШИНЫ ДЛЯ УБОРКИ ТЕХНИЧЕСКИХ КУЛЬТУР
[РАЗД. IV
ВИСХОМ и ВНИИЛ-Д; г) наименьшее число
изгибов лент (при наиболее выгодном распо-
ложении начальной точки зажима стеблей)
имеют ручьи ВИСХОМ и Вессот, наиболь-
шее — машина ВНИИЛ-5.
Выбор скорости теребильных лент зависит
от условий начальной фазы теребления, про-
текающей следующим образом. Делители тере-
бильного аппарата своими гранями подводят
стебли к точке К теребильных лент (фиг. 7).
Выделенная полоска стеблей обжимается; край-
ние стебли, скользя по граням делителей, на-
клоняются к середине полоски и вперёд, опи-
раются на соседние стебли и наклоняют их.
Наибольший наклон вперёд (на угол Ршах)
получают стебли, расположенные на пути но-
сиков делителей, наименьший (pmin) — на пути
начала теребильного ручья, к точке С кото-
рого стебли подаются от точки К теребиль-
принимаемый в пределах 10—25° в сторону,
обратную движению машины.
Значения va и та:
/Csina/cosp
J B)
cos Ta _
Для ручья, расположенного в продольно-
вертикальной плоскости, р = 0;
cos сц — Sin ог tg ia
Фиг. 7. Схема работы делителей.
Фиг. 8. Определение длины рабочего
участка S, теребильного ручья.
ными лентами. Здесь они защемляются между Минимальная длина /min стеблестоя льна
лентами и перемещаются далее по направле- для теребления которого может быть исполь-
нию абсолютной скорости лент va. зован ручей, определяется из условия зажима
Скорость теребильных лент определяется коротких стеблей, оказавшихся на пути носи-
(фиг. 8) по формуле [см. также формулу A1)]: ков делителей. Такие стебли, поступая в ручей,
= vm cos ia
COS «j COS p COS -jg + у COS2 g/ COS2 g C0S2 ^ _ COS2 Ta
ОЦ COS2 g
COS2 ia — sin2 al cos2
A)
где vm — поступательная скорость машины
в м\сек\ o-i — угол наклона теребильного аппа-
рата к горизонту, выбираемый в пределах
данных табл. 2; р — угол ручья с вертикаль-
ной продольной плоскостью (принимается по
конструктивным соображениям; на фиг. 7 он
равен 0); "\а — угол отклонения абсолютной
скорости теребильных лент от вертикали,
имеют наибольшее расстояние 1\ от корня до
точки зажима и наибольший наклон вперёд
на угол рюах:
llllll •*¦ * * * "
где *—ширина теребильной ленты;* =s 30мм~
длина пути теребящего усилия; q — коэфи-
циент проскальзывания стебля в лентах; коз-

ГЛ. IV]
ЛЬНОУБОРОЧНЫЕ МАШИНЫ
141
фициент ^зависит от наклона стебля, напра-
вления абсолютной скорости и ширины лент
и изменяется от 0 до 1. ,
Растянутость Ак зажимаемых в ручье стеб-
лей зависит от следующих величин (фиг. 7
и 8), связанных формулами E) —A2):
Д„ = 'i + 9^ —/2; E)
F)
t?j 8 = * G)
I = vmt — (г2 4- 5) sin (90° — a/) sin u>t; (9)
; (Ю)
30
= md tg
A2)
где /У—высота начальной точки зажима;
2В — ширина рабочего захвата ручья; 1г и /2 —
расстояния от корня до места зажима в на-
чальной точке ручья наиболее и наименее
наклонённых стеблей; ёшах и 3min — углы на-
клона стеблей вперёд (для расчётов прини-
мают 0min = O,25 gmax); rx и г2 -радиусы ве-
дущего и ведомого шкивов теребильной ленты;
vs — скорость переменной точки соприкасания
стебля с лентой; пк — число оборотов кардан-
ного вала машины; i — передаточное число от
карданного вала к валу ведущего шкива
ленты; S и S, — толщина ленты и расстояние
до нейтрального слоя ленты; тц — коэфициент
буксования ленты по ведущему шкиву (при
двух активных лентах гц принимают равным
0,02, при одной активной ленте — 0,03); t\s—коэ-
фициент скольжения стебля по ленте (прини-
мают равным 0,2—0,3); 2тпд и 2ад — ширина
и угол раствора граней делителя; <р — угол
трения стебля о грани делителя; h — высота
грани делителя; т^ — коэфициент подпора.
Приведённые формулы позволяют при за-
данных /min и Ак определить ширину рабо-
чего захвата теребильного ручья типа Вессот
и ВИСХОМ (ЛТ7).
При расчёте аппаратов ВНИИЛ-Д и
ВНИИЛ-5, приёмные устья которых показаны
на фиг. 7, / и //, необходимо добавить в фор-
мулу (9) слагаемое
С] cos сц
s
и в числитель формулы A0) четвёртый член
Длина теребящего участка ручья
St определяется (фиг. 8) из формулы:
St= L cos в +
cos в = -7~
где в — угол между направлением стебля и
абсолютной скоростью теребильных лент и
m=s(l + g).
При определении Sj для ручья, располо-
женного в продольно-вертикальной плоскости,
в выражения A3) и A3а) подставляют р=0.
Величина равнодействующей реакций стеб-
лей при тереблении (фиг. 9) равна
Ро =
Lsvm 2Bqf
va cos
A4)
Здесь Ls — работа, затрачиваемая на тере-
бление одного стебля; qf—количество стеблей
на 1 л2; j3# — угол между направлением Р# и
вертикалью, причём
^. 5pmax —
A5)
где 7max — проекция на продольно-вертикаль-
ную плоскость угла наибольшего поворота
стебля около точки крепления в земле во
время теребления, определяемая из выраже-
ния
I
COS 7max
-cos
. В т
где А = — а = —.
1\ п
Положение точки приложения силы Рр
зависит от распределения отдельных сил Plt
Y1" + К2 — 2К cos ai cos
D / 1 \
— sin 3 + tg pmax lycos p cos at — -^) — cos p sin orz
/<2_2/('cosazcosp
Фиг. 9. Определение равнодействующей
реакций теребления стеблей.
Я2,.... Ял на длине S^ Расстояние этой точки
от начала ручья может быть принято равным
0,4 &
Разложением
A3) на составляющие
определяются:
1) лобовое со-
противление ма-
A3а)
К
шины

142
МАШИНЫ ДЛЯ УБОРКИ ТЕХНИЧЕСКИХ КУЛЬТУР
[РАЗД. IV
2) давление на главное и полевое колёса;
=*/>* cos p*(l--J)(l---gi.} A7)
—§-)¦§¦; 08)
3) усилие вдоль ручья, воспринимаемое
ведущими шкивами,
Pj= P^siti @4 — C#); A9)
4) усилие, перпендикулярное к теребиль-
ному ручью, возбуждающее трение на торцах
роликов,
Pn==pR cos (at-fa). B0)
В формулах A6) — B0) А, а — расстояния
от оси колёс до точки прицепа и до точки
приложения силы Рд; В\, Ь\ — расстояния от
главного колеса до полевого колеса и до
точки приложения силы Р#; z— число тере-
бильных секций.
Полезная мощность теребления подсчиты-
вается по формуле
NT =
Lsvm 2Bqf
B1)
Мощности Л/j и Nr на ведущих шкивах и
на валу отъёма мощности трактора соответ-
ственно равны
о г» ...
B2)
75A-^)*
или на 1 л захвата
2В '
N
л'-75A-
где т)г — общий к. п. д. передачи.
Коэфициент полезного действия ручья
B3)
B4)
Для ручья с двумя активными лентами
окружное усилие Ps на ведущем шкиве и на-
тяжения ленты 5j и S2 определяются из урав-
нений:
51-52 = Р,; B5)
S% = ~iP-ri B6)
N^1 +
2*
El
-7ПГ. С27)
щй p. — коэфициент трения ленты по шкиву;
« — угол обхвата ленты; ^ и р^ — коэфи-
циенты трения на осях и торцах роликов;
/— коэфициент трения качения ролика по
ленте; г0, r2, r$, /-J- —радиусы осей роликов,
ведомых шкивов, роликов и торцовой поверх-
ности роликов; ?1 — жёсткость ленты; $ — от-
носительная потеря энергии при изгибе ленты;
2<h — Угол между ветвями ленты на ведомом
шкиве; Рг — давление на ролик.
Давление на ролик для прямого ручья
Рг>
Ь cos Ф
B8)
здесь Ртлх — максимальное усилие выдёрги-
вания стебля; Ъ — ширина ленты; Ф = arctg —,
где с — расстояние между соседними роликами;
ixs—среднее значение из двух коэфициентов
трения стебля о ленту и стебля о стебель;
а= l,5rf — ширина защемлённого между лен-
тами стебля, где d — диаметр стебля.
Формула B8) соответствует наименее вы-
годному случаю, когда защемлённый стебель
удерживается лишь в одной
зоне зажима и защемлённая
часть его имеет наименьшую
длину.
Фиг. 10. Взаимное расположение теребиль-
ного аппарата и транспортёра.
Для зигзагообразного и дугообразного
ручьёв давление на ролик, осуществляемое
двумя лентами, равно 2РГ.
При расчёте ручья типа ВНИИЛ-5 значе-
ния числовых коэфициентов в формулах B2)
и B3), а также в левой части уравнения B7)
частично изменяются:
B2а)
B3а*
B7а)
Наклон секций к горизонту at и длина их L
в машинах с вертикальным транспортирова-
нием стеблей (фиг. 10) связаны соотношением
tj !_*_> •
r~~75~(l-ra)V
d — H
sinoj
B9")

ГЛ. IV]
ЛЬНОУБОРОЧНЫЕ МАШИНЫ
MM
350
250
150
SO.
t-min
мм
125
100
75
50
335 360 380 Шмм335 360 380 Шмм fi5~ 1,5м/сек 1,75 1,25 1,5м/сек1,75
Ширина захвата ручья Поступательная скорость
р р
кг
°1,25 1^м/сек1,75°>801,25 1$м/сен 1/У 335 360 380 UOOf/м 1,25 1,5м/сек 1,75
Поступательная скорость
Ширина Поступательная
захвата ручья скорос/пь
Фиг. 11. Характеристика теребильных аппаратов ВИСХОМ (сплошные линии) и
ВНИИЛ-Д (штриховые линии).
Фиг. 12. Схема очё-
сывающего аппа-
рата с круговым
движением гребней
Фиг. 13. Схема оче-
сывающего аппа-
рата с колебатель-
ным движением
гребней.
Фиг. 14. Схема очёсывающего
аппарата с поступательно-кру-
говым движением гребней

144
МАШИНЫ ДЛЯ УБОРКИ ТЕХНИЧЕСКИХ КУЛЬТУР
[РАЗД. IV
Положение транспортёра и теребильных
секций определяется размерами е, а, Ъ и с. Значе-
ния е и а принимают в пределах 100—110 мм,
Ь — в пределах 180—200 мм; уменьшение Ь
влечёт забивание транспортёра, увеличение —
неустойчивость процесса при ветре. Значе-
ние с принимают равным /mln [см. формулу D)].
Результаты примерных расчётов льнотере-
бильных аппаратов типа ВИСХОМ и ВНИИЛ-Д,
выполненных по приведённым выше формулам,
представлены на графиках фиг. 11. Цифровые
данные для расчётов взяты из перечня фи-
зико-механических свойств льна и из табл. 1,
2, 3.
Таблица 3
Параметры льнотеребильных аппаратов
типа ВИСХОМ и ВНИИЛ-Д
(см. фиг. II)
Параметры
Число оборотов карданного
Угловая скорость карданно-
го вала, 1/сека
Высота рабочих граней де-
лителя в мм Л
Радиус торцевой поверхно-
сти ролика в мм г j
Коэфициент трения:
чугуна по стали
дерева по стали
стебля по стеблю и по
Коэфициент трения качения
ролика по ленте .......
Модуль упругости тере-
бильной ленты в кг/см* . . .
Коэфициент потери энергии
при изгибе ленты
Ширина граней делителя
Угол раствора граней дели-
Коэфициент подпора . . t\q
Приёмное устье ручья:
длина в мм С\
ширина в мм п$
Передаточное число от
карданного чала к теребиль-
Радиус оси ролика в мм г0
Коэфициент скольжения
стебля по ленте hs
Коэфициент проскальзыва-
ния стебля в лентах . . . . q
Шаг роликов в ручье в мм
Высота начальной точки
ручья в мм Н
Число ручьев в шт
• Расстояния:
от оси колёс до точки
прицепа в мм .... Л
до точки приложения
в ММ а
от главного колеса до
полевого в мм . . . . Bt
до точки приложения
К. п. д. передачи к тере-
бильному ручью . . . . . t]r
Тип аппарата
ВИСХОМ
536
5б,2
I3.S
14
0,015
о.оз
о,об—о,с9
о,об
2О0О
о,Я
1бо
22
О,6
ОЛ24
Ю
0,2
0,8
ОО
l8o
7
2840
482
2580
1640
4 О"
о,8о
ВНИИЛ-Д
536
5°">2
135
14
O.OI5
0,03
О.об O.OQ
о.об
аооо
0.2
Т4О—i6o
18
о,8

35
о,745
8и5
о-З
0,2
85
230
7
28бо
5«3
1650
толп
О,8б
зажимного транспортёра. Гребни имеют пло-
ские зубья, прямые или изогнутые в на-
правлении движения. Для обеспечения само-
очищаемости гребней угол между радиусом и
касательной к кривой рабочей грани зуба
выбирается меньше угла трения стебля о сталь.
Расстояния между зубьями на гребне 60—100 мм.
Барабаны вращаются синхронно. Гребни обоих
барабанов входят в слой стеблей одновре-
менно. Каждая пара встречающихся смежных
зубьев проходит друг около друга с зазором
4—5 мм, что и приводит к обрыву головок
льна.
Очёсывающий аппарат с колебатель-
ным движением гребней (фиг. 13)
имеет три гребня, укреплённых на шатунах,
связанных с коленчатым валом и поводками.
Зубья описывают эллипсовидные траектории,
расположенные на различных расстояниях от
зажимного транспортёра. Шаг зубьев посте-
пенно уменьшается (по движению зажимного
транспортёра), чем достигается последователь-
ность очёса головок льна.
Очёсывающий аппарат с поступательно-
круговым движением гребней при-
меняется на льнокомбайне ЛК7. Барабан
(фиг. 14) имеет 4 гребня, укреплённых по-
движно в дисках 1,2 м связанных поводками 3
с пальцами 4 направляющего диска 5. Послед-
ний поддерживает постоянное направление
гребней Зубья установлены на гребнях с по-
степенно убывающим шагом, а ось барабана
установлена под углом 20° к горизонту, что
обеспечивает последовательность очёса.
Основные параметры очёсывающих
аппаратов
Расстояние а между точками входа и вы-
хода гребней из слоя стеблей составляет зону
очёса аппарата. Оно должно быть больше
или равно ширине зоны головок льна в ленте
или в снопах
л^Д, + Дл+/, C0)
где Аг — ширина зоны головок на корню;
Д# — растянутость ленты в теребильном аппа-
рате; /—размер, характеризующий колебания
положения зоны головок в зажимном транс-
портёре. Зона очёса определяется также кон-
структивными элементами:
для кругового аппарата
а= Y{2D—e)e\ C1)
для колебательного
Очёсывающий аппарат. Для очёсывания
льна применяют аппараты с круговым, коле-
бательным и поступательно-круговым движе-
нием гребней.
Аппарат с круговым движением
гребней (фиг. 12) состоит из двух бараба-
нов, несущих каждый по пяти гребней, и из
a = D
для поступательно-кругового
a = D cos a + В sin а, C3)
где D — диаметр барабана или колена вала;
е — длина зуба очёсывающего гребня; L —
длина шатуна с зубьями; / — длина части
шатуна от шейки коленчатого вала до поводка;
q — смещение смежных траекторий гребней;
k — число гребней; о — угол наклона гребня
к плоскости движения льна в зажимном транс-
портёре; В — ширина гребня.
Ширина пространства между зажимным
транспортёром и очёсываемой зоной прини-

ГЛ. IV]
ЛЬНОУБОРОЧНЫЕ МАШИНЫ
145
мается для второго и третьего типов аппара-
тов не менее 50 мм. Для аппарата с круговым
движением гребней она больше нЪ величину
2 '
Число т прочёсов менты льна гребнями
аппаратов:
а) с круговым и колебательным движением
nkB
т = Ш7> C4)
б) с поступательно-круговым движением
C5)
nkB cos a
т =—77*
где л—число оборотов в минуту вала бара-
бана (гребней); v$—скорость зажимного транс-
портёра в м/сек.
Плотность очёсываемой ленты льна
8 = 2L =
стеблей на 1 м. C6)
Здесь (?/-секундная подача стеблей; ^-чиыш
стеблей на 1 м2 поля (густота стеблестоя);
5 и vm — ширина захвата и скорость машины.
Число стеблей, одновременно очёсываемых
всем гребнем,
qB = ЬВ cos a. C7)
Число стеблей, поступающих в очёсываю-
щий аппарат за каждый ход гребня,
_ ?Bcosjx
Ят-<> т • W
Работа очёсывания W, производимая греб-
нем аппарата за один ход, и максимальное
усилие Ртях, возникающее при этом на гребне:
= 0,001 qmWx\
^ 0,001 qmPm,
C9)
D0)
где Wt—суммарная работа и Рт— макси-
мальное усилие, отвечающее одновременному
очёсыванию 1000 стеблей, образующих ленту
плотностью Ьт> при одновременном действии т
гребней.
Мощность Ng очёсывающего барабана,
потребная для очёсывания стеблей при по-
даче qm на каждый ход гребня,
nkW
60-75
л. с.
D1)
На фиг. 15 приведены значения W\ и Рт,
полученные в лабораторных условиях при
помощи очёсывающего динамографа. Сплош-
ные кривые изображают мощность для случая,
когда за каждый ход гребень проходит сразу
всю ширину очёсываемой зоны, штриховые —
для случая последовательного очёсывания,
когда процесс начинается с расчесывания вер-
хушечных частей стеблей.
Для очистки гребней от забивания приме-
няются скребки и битеры с упругими лопа-
стями. Число оборотов битера подбирается с
расчётом воздействия на гребень 2—3 лопа-
стей за один проход. Мощность, потребная
для битера, составляет около 0,7$ л. с.
10 Том 12
Транспортёры. Вертикально-поперечный
ленточно-игольчатый транспортёр машины ЛТ7
и льнокомбайна ЛК7 имеет 3 ленты. Каждая
лента (фиг. 16) охватывает ведущий шкив а,
ведомый b и ролик о. Для предотвращения
затаскивания стеблей расположение ведущего
шкива и ролика подбирается с таким расчётом,
0.6 0.8 W 1.2
Вес стебпя
0,8 1.0 1,2 1,4 г
8ес стебля
Фиг. 15. Энергетические показатели очёсывания головок
льна.
чтобы о^>2<р, где <р—коэфициент трения
стеблей по металл/.
Иглы нижней ленты очищают горизонталь-
ный стол. Верхняя лента располагается выше
верхней конечной точк"и теребильного ручья
на величину
z __ /та* _ н D2)
z— 2 "шах, Л '
где /шах— наибольшая длина стеблей (стр. 136),
Яшах = 250—350 мм. '
Скорость лент транспортёра расстилочной
машины принимают равной vT— kTvm при
значениях kT в пределах 1,4—1,6.
Мощность, потребная для ленточно-иголь-
чатого транспортёра, находится в пределах
0,5—0,7 л. с. на 1 м захвата.
Зажимные транспортёры имеются трёх
типов: ленточно-дисковые с дугообразным
юо loo то
$Ш Г Г Г ПП1
-395-
2320-
Фиг. 16. Схема ленточно-игольчатого транспортёра льно-
теребилки ЛТ7.
ручьём (фиг. 17), ленточно-роликовые с зиг-
загообразным ручьём (по схеме теребильного
ручья ВНИИЛ-Д, фиг. 6) и цепочно-ячеистые.
Ленточно-дисковый транспортёр приме-
няется на льнокомбайне ЛК7. Он имеет
ленту 2, укреплённую на диске, вторую
ленту 5, охватывающую два натяжных ролика
и два шкива — ведущий 3 и ведомый 4, уста-
новленные на качающихся вилках. Защемле-
ния стеблей льна мьжду лентами ручья — оди-
наковые по всей его длине. Потребная мощ-
ность , транспор!ёра при скорости лент
!/d=l,5 м/сек и плотности ленты стеблей
o = 5Q00 ст/м колеблется от ,1,0 до 1,5 л. с.

146
МАШИНЫ ДЛЯ УБОРКИ ТЕХНИЧЕСКИХ КУЛЬТУР
1РАЗД. IV
Ленточно-роликовые транспортёры, исполь-
зуемые как для зажима ленты стеблей, так
и для зажима снопов, потребляют в 1,5—2
раза больше энергии.
Цепочно-ячеистые транспортёры приме-
няются для зажима снопов. Они имеют спе-
циальную цепь с зажимными устройствами,
состоящими из гнёзд и замыкающих вилок.
Сечения бесконечных лент зажимных транс-
портёров и теребильных аппаратов показаны
Фиг. 17. Ленточно-дисковый зажимной транспортёр:
1 — диск, 2 — ремень диска, 3 — ведущий шкив, 4 — ве-
домый шкив, 5 — ведущий ремень.
на фиг. 18 и 19. Основная часть ленты выпол-
няется из нескольких слоев ткани и состоит
из сердечника и обёртки. На внешней поверх-
ности лента имеет плоскую или профилиро-
ванную резиновую накладку. Для изготовления
3 «
Фиг. 18. Сечение теребильной ленты:
/ — накладка, 2 — ткань сердечника,
3 — ткань обёртки, 4 — обкладка
обёртки, 5 — обкладка ткани сердеч-
ника.
лент применяются специальные ткани (Корд
и др.), для накладок — резина с большим со-
держанием каучука.
Число прокладок ni ленты определяется из
выражения
D3)
При этом предполагается передача всей
мощности только одной лентой, что в тере-
бильном ручье имеет место при различной их
толщине. Учитывая ограничения, налагаемые
конструкцией на величину удлинений лент,
допускаемое усилие Rz на 1 см прокладки
берут не более ^о разрывной нагрузки, кото-
рая для ткани Фордзон составляет 25 кг/см.
Полотняно-планчатый транспортёр, приме-
няемый в льнокомбайне для транспортиро-
вания вороха, установлен под углом 36* к
горизонту. Ширина полотна—580 мм; сече-
ние планок — 22 X 15 мм; шаг— 153 мм; ско-
рость — 1,8 м/сек; производительность — до
2 иг/сек вороха на 1 м ширины полотна; по-
требная мощность — около 0,2 л. с.
Вязальный аппарат. Диаметр D снопов
льна, согласно требованиям агротехники, дол-
жен находиться в стланцовых районах в пре-
делах 10—12, в моченцовых — 15—18 см.
-25 —|
25 —i г— 25
Фиг. 19. Сечение ленты зажимного транспортёра:
1 — резиновая накладка; 2 — четыре слоя ткани,
3 — шесть слоев ткани.
Снопы свежеочёсанной соломки льна допу-
скаются диаметром 15 — 18 см. Число снопов,
получаемых с 1 М1 поля,
т-
D4)
где qy — количество стеблей льна на 1 м?
поля; d—диаметр стебля; ~{ск — коэфициент
заполнения сечения снопа, равный ~0,6.
Секундная производительность М машины
(по количеству снопов)
М = mvmS.
D5)
Время t формирования и вязки одного
снопа
t =
сек.
D6)
При затрате времени kl только на вязку
снопа число оборотов вала узловязателя пв
будет
П< - kt ' D7)
С увеличением пв увеличиваются силы
инерции, повышающие износ деталей, растут
скорости и ускорения шпагата, что учащает
его обрывы. Экспериментальными исследо-
ваниями установлена возможность работы
аппаратов на вязке очёсанного льна при
t ^1,0-f 1,2 сек. и k « 0,5ч-0,6. Вязка неочё-
санного льна при этих условиях также воз-
можна, но практически не применяется из-за
невозможности отделения связанных снопов
друг от друга. Отделение снопов достигается
при меньшей производительности аппарата,
т. е при t в пределах 3—4 сек. и при k в
пределах 0,2-0,3. Вязка стеблей неочёсанного
льна применяется только в машинах с рабо-
чим захватом 0,8—1,0 м, вязка очёсанной со-
ломки — в льнокомбайнах с рабочим захва-
том 2,66 м.
Потребная мощность холостого хода вязаль-
ного аппарата составляет 0,2—0,3 л. с. и

ГЛ. IV]
КОНОПЛЕУБОРОЧНЫЕ МАШИНЫ
147
ность рабочего хода — около 2 л. с. при произ-
водительности 1 сноп в секунду.
Расход пенькового шпагата при диаметре
снопа D=15 см составляет 1,6—2,0 кг на
1000 снопов, в том числе на узлы 25<у0.
ТЯГОВЫЕ СОПРОТИВЛЕНИЯ
И ПОТРЕБНАЯ МОЩНОСТЬ
Энергоёмкость льнотеребильной машины
должна соответствовать крюковой мощности
трактора.
При предварительных расчётах можно
вычислять тяговое сопротивление исходя из
относительного веса машины G (табл. 1):
где /—коэфициент тяги, находящийся для
льнотеребильных машин в пределах 0,2—0,3 и
для льнокомбайнов — 0,3—0,35; S — ширина
захвата в и.
Для получения более точных результатов
тяговое сопротивление машины подсчиты-
вается по формуле
т (Pta + P2b)
D8)
где Pi и Р2 — сопротивления колёс перекаты-
ванию, определяемые по формуле Гранвуане;
Рх — лобовое сопротивление машины, вы-
числяемое по формуле A6); А — расстояние
от точки прицепа до оси колёс; а и b — рас-
стояние от точки прицепа до средних пло-
скостей колёс; т ^ 0,4-4-0,6— опытный коэфи-
циент для машин со значительным боковым
смещением точки прицепа относительно
центра сопротивления.
Удельная мощность Nm на карданном валу
составляет для льнотеребильных машин
2,8—3,2 л. с./м захвата и для льнокомбайна
5—8 л. с./м захвата.
КОНОПЛЕУБОРОЧНЫЕ МАШИНЫ
ФИЗИКО-МЕХАНИЧЕСКИЕ СВОЙСТВА
КОНОПЛИ
Для уборки конопли применяются как спе-
циальные машины, так и зерновые снопо-
вязалки.
Данные о физико-механических свойствах
конопли, имеющие значение для работы
коноплеуборочных машин, приведены в
табл. 4.
Таблица 4
Основные физико-механические свойства конопли
Показатель
Влажность:
стеблей в °/в
метёлок в °/0
Урожайность сырой массы
в ц/га
То же, средняя в ц/га . . .
Длина стеблей в см . . . .
То же, средняя в см. . . .
Диаметр стеблей в мм . .
То же, средний в мм . . .
„ расчётный в мм . . .
Высота центра тяжести (по
отношению к длине стебля)
от поверхности почвы в % .
Густота стеблестоя, сте-
блей на 1 ж1
То же, средняя, стеблей
на 1 л2
Коэфициент трения стебля:
по стали
, дереву
» резине . .
. полотну
Сорта конопли
средне-
русская
бо— 7°
6j- 7°
40—190
90-130
I— 15
4- 6
5
5°— 7°
5
о,5—о,6
о,б—о,7
о,5-о,9
55—
6о- б5
55— 7о
6.5— 7°
70—320
55— 75 1бо— 250
100—35°
—250
5- 25
и
45— 5°
5— 4°
13— 2О
бо
0,5—0
0,6—0,7
5-°.9
i6o—220
2— 2/5
7- 9
8
45— 5°
20—300
90—150
1,5—0.6
0,5—0,6
0,6—0,7
0,5—0,9
ТИПЫ КОНОПЛЕУБОРОЧНЫХ МАШИН
Различают коноплеуборочные машины: рас-
стилочные, сноповязалки мотовильные и без-
мотовильные, коноплеподборщики. Характе-
ристика их приведена в табл. 5.
Таблица 5
Характеристика коноплеуборочных машин
Марка
машины
КР-2,7 |
КС-2,0
КС-2,7
ВНИКО
КС-2.3
со
ь
<0
К
а
т
ЧИЙ
о
ю
0.
со о
s|
етич
дите
'час
« ее
и
й>
Потребная мощность
трактора
на
крюке
на
кар-
данном
валу
Коноплерасстилочные машины
а,7| 1,2
i38o;3,o-6.5|5.o-7,o
Коноплесноповязалки
2,0
2.7
2,с
2,3
о,9
1.3
о,9
— 3,5—б,о|5,5—8,0
1400
3.°—6,5,б,о—9.°
i5583.5-8,o
1400 —
—
в л. с.
суммарная
8,О—12,О
8,о—14,о
9,0—15,0
—
8,0—12,О
Коноплерасстилочная машина КР-2,7
имеет режущий аппарат, мотовило, горизон-
тальный полотняно-планчатый транспортёр с
шириной полотен 1110 мм, элеватор из двух
полотен: верхнего шириной 1252 мм и ниж-
него — 1312 мм, дополнительный цепочно-
пальчатый транспортёр и расстилочный
аппарат. Срезанные машиной стебли подаются
транспортёрами на расстилочный аппарат,
который поворачивает их на 90° и сбрасы-
вает спереди на землю в виде ленты.
Коноплесноповязалка КС-2,7 имеет такие
же режущий аппарат, транспортёр, элеватор

148
МАШИНЫ ДЛЯ УБОРКИ ТЕХНИЧЕСКИХ КУЛЬТУР
[РАЗД. IV
н мотовило, как и коноплерасстилочная
машина КР-2,7, но вместо расстилочного
аппарата она снабжена вязальным аппаратом.
Срезанные машиной стебли связываются в
снопы одним перевяслом.
Коноплесноповязалка КС-2,3 в отличие
от коноплесноповязалки КС-2,7 имеет умень-
шенный захват режущего аппарата, более
широкую платформу и одноопорное мото-
вило с' увеличенным подъёмом. Машина при-
способлена для уборки конопли высотой
до 3,5 м.
Коноплесноповязалка ВНИКО, суще
ственно отличаясь от предыдущих машин,
имеет много общего с льнотеребильной маши-
ной ВНИИЛ-Д (фиг. 6). Режущий аппарат
подвешен под шестисекционным ленточно-
роликовым зажимным транспортёром, поста-
вленным под углом 40° к горизонту. Скорость
его лент 1>г=1,75 м\сек. Сзади секций
имеются укладыватели. Под секциями транс-
портёра помещён травосбрасыватель, а по-
зади—поперечный ленточно-игольчатыи транс-
портёр с четырьмя лентами и вязальный
аппарат.
РАБОЧИЕ ОРГАНЫ КОНОПЛЕУБОРОЧ-
НЫХ МАШИН
Режущий аппарат. Режущий аппарат коно-
плеуборочных машин должен перерезать
стебли и луб, обладающие противополож-
ными свойствами. К режущему аппарату предъ-
являются более высокие требования как в
даёт горизонтальный срез в рабочем поло-
жении. Аппарат имеет следующую характе-
ристику: число оборотов кривошипа л = 284
в минуту, ход нож a Sq= 2t=-2t() = 152,4 мм [5],
радиус кривошипа R = 75,0 мм, длина ша-
туна 650 мм, дезаксиал кривошишю-шатун-
ного механизма 129 мм. Размеры рабочей
части сегмента и пальцевого вкладыша пока-
заны на фиг. 21 вверху.
Выбор числа оборотов кривошипа опре-
деляется скоростью резания, которая, должна
составлять не меньше 1,5 м/сек. Эта ско-
рость имеет место в конце резания у вто-
рого пальца и определяется по формуле
v = wR т/ 1 _
D9)
где
х = tn
а-, 4- Ьл
Применение режущего аппарата косилоч-
ного типа в коноплеуборочных машинах обес-
печивает минимальные зазоры между лез-
виями, необходимые для срезания луба. При-
менение двухходового ножа оправдывается
тем, что развиваемые им силы инерции меньше
на 20—25% по сравнению с одноходовым
ножом при таких же минимальных скоростях
резания и массах.
Для расчёта режущего аппарата конопле-
уборочных машин можно принимать следую-
щие эмпирические данные [14]:
1) максимальное усилие срезания стебля
в кг
2) среднее усилие срезания стебля
3) работа, затрачиваемая на срезание
стебля,
ллп иГгп -
Фиг. 20. Режуший аппарат коноплеуборочных
машин: J — платформа, 2 — пальцевый брус,
3 —- спинки ножа, 4 — палец.
отношений качества среза, так и в отноше-
нии прочности.
При расчёте режущего аппарата конопле-
уборочных машин учитываются нагрузьи
аожа не только силами инерции, но и реак-
циями стеблей при их поперечном отгибе и
срезе (продольный отгиб производится
выступами пальцев и учитывается при рас-
чёте тягового сопротивления машины). Режу-
щий аппарат машин КР-2,7 и КС-2,7 (фиг. 20)
имеет низко расположенные пальцы и нож
с двойной спинкой. Плоскость резания соста-
вляет с плоскостью платформы угол 10°, что
4) усилие, потребное для отгибания стебля,
РОШ:=|D,5-0,25Я) (fit1']кг;
5) работа, затрачиваемая на отгиб стебля,
А —
у D,5—0,25/У)
кгсм,
где Н—высота среза или высота приложения
нагрузки в см; d — диаметр стебля в см;
I—стрела отгиба в см.

ГЛ. IV]
КОНОПЛЕУБОРОЧНЫЕ МАШИНЫ
149
Нагрузка режущего аппарата определяется
графо-аналитическим методом по диаграмме,
показанной на фиг. 21. Здесь штриховая
линия — график усилия Рш, действующего
вдоль шатуна:
р
Рш = U~~ {* tg% COS a ' E0^
дезаксиал; /—длина
где а = arc sin • -; h
шатуна; p. ^ 0,2—коэфициент трения ножа о
направляющие; Ps (сплошная линия) —
сумма следующих сил, действующих вдоль
л-50
Фиг. 21. Определение нагрузки режущего аппарата
ножа: Pv Py — силы резания в первой и вто-
рой фазах;Р2, Р2 — составляющие сил попе-
речного отгиба стеблей, параллельные на-
правлению движения ножа; Р3, Р3—силытре-
ния от составляющих отгиба, перпендикуляр-
ных направлению движения ножа;Яия — инер-
ционные силы; P<i — сила трения от веса ножа.
Работа резания и отгиба стеблей вы-
числяется для каждой фазы резания [5], [6]
с учётом количества стеблей согласно на-
грузочным площадкам (см. комбайны) и ма-
ксимальной густоты стеблестоя (табл. 4),
усилий резания и отгиба одиночных стеблей,
приведённых выше, а также пути действия
суммарных усилий. Максимальные продоль-
ный и поперечный отгибы стеблей теорети-
чески равны:
/zzz'-
arc cos( mini).
-arccos -
Действительные величины максимального
продольного отгиба больше, а максимального
поперечного отгиба меньше на половину тол-
щины стебля. Таким образом, работа каждого
вида изображается площадью трапеции, у
которой нижнее основание равно всему пути
действия суммарных усилий, а верхнее осно-
вание меньше на 1—2 диаметра стебля.
Максимумы кривых Рш и Ps дают усилия,
которые учитываются при расчёте деталей на
прочность.
Мощность, потребная для режущего аппа-
рата,
к, nL
N = -WJE, E3)
где L — площадь кривой Рш выше оси абсцисс.
Мотовило. Пределы регулирования поло-
жения мотовила коноплеуборочных машин
должны обеспечивать необходимое воздей-
ствие его на стебли высотой от 1 до 3 м. При
оптимальной высоте установки мотовила
планки его должны входить в стеблестой
при вертикальном направлении абсолютной
скорости и обеспечивать давление на срезан-
ные стебли выше их центра тяжести. Вслед-
ствие больших колебаний высоты стеблей
конопли работа при оптимальных установках
требует значительных пределов регулирования
мотовила, что конструктивно трудно осуще-
ствимо. Поэтому при расчёте подъёмных
механизмов отступают от указанного правила
и величину погружения планки для коротких
и длинных стеблей определяют по формуле
с поправочным коэфициентом о:
E4)
здесь а =0,2-4-0,4; Х=—, где и — окружная
скорость мотовила; v — скорость машины.
В соответствии с этим крайние положения
оси мотовила по высоте определяются из сле-
дующих формул:
п
rtmax = '-шах -h + ^-(l+a- Ха); E5)
in = imin — h + у A - О +
E6)
F2)
где h — высота среза; L — высота стеблестоя;
R — радиус мотовила.
В табл. 6 приведены параметры мотовила
существующих коноплеуборочных машин при
h = 80 мм и а — 0,4.
При конструировании механизма подъёма
мотовила предусматривается необходимость
высокой степени воздействия г\ мотовила на
стебли с учётом коэфициента fi. = 0,2-•-0,3
обжатия стеблей. При этом ось мотовила
должна устанавливаться над режущим аппа-
ратом и сдвигаться назад на величину а. По-
следняя определяется графическим методом
(фиг. 22) — путём построения трохоид движе-
ния планки при низкорослой конопле (L = 1 м\
Варьируя величины х и а, необходимо стре-
миться к уменьшению Ь.
При положении оси мотовила над режущим
аппаратом степень воздействия г,, ширина

150
МАШИНЫ ДЛЯ УБОРКИ ТЕХНИЧЕСКИХ КУЛЬТУР
[РАЗД. IV
Таблица 6
Параметры мотовила коноплеуборочных машин
Марка
машин
КР-2,7
КС-2,7
ЖВК-2,3
СО
ч
К
и
н
о
о.
0 ОПО
ч
и
S
V
а
2
I
Ч
п
о
о
о
я 3
и ^
Си ш
юоо
I2OO
I20O
л
о
л* *^
О с
3.2
3.3
з.з
Высота
уста-
новки
мотови-
ла
в мм
X
S
S
1650
175°
i6oo
0
?
255O
2650
34OO
Высота
стебле-
стоя, который
может
машина
X
я
IICO
юбо
9ю
убирать
, в мм
г
245°
255O
33°о
рядка х, захватываемого одной планкой, и
величина отжима рядка назад Д определяются
из следующих формул:
1
0-t)
— ( arc sin -Y- -f-
2тс V X
x =
где z — число планок;
E7)
E8)
¦-1--55- • E9)
При проектировании мотовила определяют
г], х и Д для различных значений А и изо-
бражают полученные зависимости в виде кри-
-/,J 7 i
Фиг. 22. Определение смещения
оси мотовила.
вых, которые позволяют выбрать X и, в зави-
симости от рабочих скоростей трактора, оста-
новиться на скорости планки.
Вязальный аппарат. Диаметр снопов
конопли в соответствии с требованиями агро-
техники должен находиться в пределах 18—
20 см. Снопы желательно вязать двумя пере-
вяслами. Вязальный аппарат существующих
коноплеуборочных машин делает лишь одно
перевясло. Схема его механизмов такая же,
как у льнокомбайна.
Формирование снопа конопли из-за боль-
шой длины стеблей требует значительного
времени. В связи с этим t принимают для
среднерусской конопли не менее 1,4—1,8 и
для семенной 3,0—4,0; соответственно k берут
не более 0,3—0,5; -(сн принимается равным 0,6.
Энергоемкость вязального аппарата для
конопли по лабораторным данным [1] соста-
вляет: холостая работа: упаковщиков — 0,120—
0,154 л. с. (средняя 0,143 л. с.)) всех механиз-
мов — 0,324 л. с; формирование снопа упаков-
щиками— 0,950 л. с; связывание снопа и
сброс—1,6— 1,8 л. с.
Транспортёры. В коноплеуборочных ма-
шинах [2] применяются транспортёры: а) по-
ло т н я н о-п ланчатые трёх видов —- оди-
нарные горизонтальные, наклонные из двух
полотен и радиальные; б) зажимные, л е н-
т о ч н о-р оликовые, секционные;
в) ленто чно-иго л ь ч а ты е; г) цепочно-
пальчатые (в качестве вспомогательных
к полотняно-планчатым транспортёрам). Тран-
спортёры подают стебли непрерывной лентой
в направлении, перпендикулярном к оси сте-
блей. Секундная производительность и скорость
транспортёра определяются по формулам:
qt =
vt =
F0)
F1)
где qf — густота стеблестоя; s — рабочий за-
хват машины; vm — скорость машины; h— тол-
щина слоя стеблей на транспортёре;f?—коэ-
фициент заполнения слоя; d — диаметр стебля.
Опытные данные для расчётов приведены
в табл. .7.
Таблица 7
Данные для расчётов транспортёров
коноплеуборочных машин
Транспортёр
Пол от няно-планчатый:
горизонтальный
наклонный из двух поло-
тен (элеватор)
радиальный (по его вну-
треннему краю)
Ленточно-игольчатый ....
Ленточно-роликовый, за-
жимной, на одну секцию с
Скорость в
м!сек
1,48
1,42
0,46
1,33
1.75
Толщина слоя
стеблей в мм
5°
4°
6о
5°
2
Коэфициент
заполнения
слоя
0,2—0,3
о,3—о,4
о,4—о,6
о,а—о,з
o,i—о,а
Скорость лент ленточно-роликового сек-
ционного транспортёра подсчитывается по
формуле для льнотеребильных ручьев. Значе-
ния её выбираются с таким расчётом, чтобы
при заданном диапазоне рабочих скоростей
машины направление абсолютной скорости
лент отклонялось от вертикали назад на угол
Ла ~- ° •

ГЛ. IV]
ХЛОПКОУБОРОЧНЫЕ МАШИНЫ
151
Радиальный транспортёр (расстилочный
аппарат) занимает четверть круга (фиг. 23).
Полотно с планками и плоскими пальцами на-
девается на два конических барабана 1 и 2,
Фиг. 23. Радиальный транспортёр конопле-
расстилочной машины.
оси которых располагаются в горизонтальной
плоскости. Полотно при движении упирается
внутренними краями в двойной барабан 3.
Стебли конопли переносятся верхней ветвью
транспортёра от одного края к другому, с ко-
торого и сбрасываются на землю. При этом
все точки стеблей описывают круговые траек-
тории. Скорость точек полотна, на которых
располагаются центры тяжести стеблей, должна
быть равна или больше поступательной ско-
рости машины. Чтобы центробежными силами
стебли не сдвигались с полотна в радиальном
направлении, максимальное значение скорости
устанавливается из следующего неравенства:
G
F2)
где т= масса стебля; о>— угловая ско-
рость стебля; R — радиус траектории движе-
ния центра тяжести стебля; р. — козфициент
трения стеблей по полотну.
Максимальная скорость точек транспортёра,
соответствующих центру тяжести стеблей,
F3)
Радиус траектории центра тяжести стебля
/? = г + @,5 -|- 0,7) /, где г — радиус барабана
и / — длина стебля.
ХЛОПКОУБОРОЧНЫЕ МАШИНЫ
ТИПЫ МАШИН
Различают хлопкоуборочные машины для
уборки хлопка-сырца из раскрывшихся коро-
бочек и для уборки курака (высохших, но не
раскрывшихся коробочек) и ворохоочистители
(машины для выделения сырца из вороха).
МАШИНЫ ДЛЯ УБОРКИ СЫРЦА
'Машины для уборки сырца из раскрыв-
шихся коробочек в свою очередь подраз-
деляются на шпиндельные и вали-
ков ы е.
ШПИНДЕЛЬНЫЕ ХЛОПКОУБОРОЧНЫЕ
МАШИНЫ
Различные схемы шпиндельных машин даны
на фиг. 24—36 с общими обозначениями: 1 —
шпиндели, 2 — шпиндельный барабан или цепь,
3—рабочая камера машины, 4—механизмы
для съёма сырца со шпинделя, 5 — хлопкопри-
ёмная камера, 6— механизм смачивания шпин-
делей.
Процесс уборки для всех изображённых
на фиг. 24—36 машин одинаков. Машина дви-
жется по рядку растений в направлении, ука-
занном стрелкой. Попадая в рабочую камеру 3,
рядок растений сильно обжимается. Быстро
вращающиеся шпиндели 1 входят в рабочую
камеру; при этом относительная скорость кон-
цов шпинделей должна равняться нулю или
быть близкой к нулю во избежание повре-
ждения растений. Находясь в рабочей камере,
а вместе с тем и в кусте, шпиндели входят в
соприкосновение с раскрывшимися коробоч-
ками сырца, наматывают на себя его дольки
и выносят из куста. Далее шпиндели проходят
через специальный механизм 4, снимающий с
них сырец, который направляется сначала в
приёмную камеру 5, а затем в бункер. Перед
тем как вновь войти в рабочую камеру, шпин-
дели проходят через приспособление 6, смачи-
вающее их поверхность, что не только повы-
шает их активную способность, но дополни-
тельно растворяет и смывает со шпинделей
зелень растений.
Шпиндели монтируются на машине рядами
в горизонтальном или вертикальном положе-
нии и приводятся в движение или от общего
вала посредством конических или червячных
шестерён или каждый в отдельности при по-
мощи рейки и шестерни. В первом случае ряды
шпинделей крепятся на особых дисках („ба-
рабанные" машины); во втором — они монти-
руются на двух бесконечных параллельных
цепях („цепные" машины).
Шпиндели во время работы вводятся в куст
с одной или с двух сторон. При двухсторон-
нем вводе шпинделей в куст обе стороны ма-
шины работают независимо друг от друга
(фиг. 37, а) или же они связаны между собой
в работе, и ряды одной стороны размещаются
между рядами другой (фиг. 37,6), что приво-
дит к подразделению на машины с зависимым
и независимым размещением шпинделей.
В шпиндельных машинах может быть раз-
личным также направление шпинделя во время
работы: оно бывает постоянным радиальным
или меняющимся в соответствии с заданным
законом движения.
Всевозможные сочетания различий в распо-
ложении и кинематике шпинделей с разной
кратностью обработки куста и составляют

152
МАШИНЫ ДЛЯ УБОРКИ ТЕХНИЧЕСКИХ КУЛЬТУР
[РАЗД. IV
Фиг. 24. Односторонняя вертикально-шаиндельная барабанная машина с радиальным направлением
шпинделей.
1 6
Фиг. 25. Односторонняя вертикально-шпиндельная
барабанная маимна с принудительным направлением
шпинделей.
Фиг. 26. Односторонняя вертикально-шпиндель-
ная цепная машина с радиальным направлением
шпинделей.
Фиг. 27. Односторонняя горизон-
тально-шпиндельная барабанная
машина с принудительным напра-
влением шпинделей.
Фиг. 28. Односторонняя горизон-
тально-шпиндельная барабанная
машина с радиальным направле-
нием шпинделей.
Фиг. 29. Односторонняя гори-
зонтально-шпиндельная цепная
машина с радиальным напра-
влением шпинделей.

ГЛ. IV]
ХЛОПКОУБОРОЧНЫЕ МАШИНЫ
153
Фиг. 30. Односторонняя горизонтально-
шпиндельная барабанная машина с прину-
дительным направлением шпинделей и С
последовательной двукратной обработкой
рядка растений.
Фиг. 31. Односторонняя го-
ризонтально - шпиндельная
цепная машина с прину-
дительным направлением
шпинделей и с последо-
вательной двукратной обра-
боткой рядка растений.
Фиг. 32. Односторонняя го-
ризонтально - шпиндельная
цепная машина с прину-
дительным направлением
шпинделей и с последова-
тельной двукратной обра-
боткой рядка растении.
Фиг. 33. Двусторонняя горизонтально-шпиндельная ба-
рабанная машина с радиальным направлением шпинде-
лей: а — с независимо действуюшиум барабанами, б — с
зависимо действующими барабанами.
Фиг. 34. Двусторонняя горизонтально-шпиндельная бара-
банная машина с принудительным направлением шпинде-
лей: а — с независимо действующими барабанами, б—с
зависимо действующими барабанами.
Фиг. 35. Двусторонняя горизонтально-шпин-
дельная барабанная машина с принудительным
направлением шпинделей и с двукратной обра-
боткой рядка растений.
Фиг. 36. Двусторонняя горизонтально-шпиндельная цеп-
ная машина с принудительным направлением шпинделей,
с зависимо действующими сторонами и с двукратной
обработкой рядка растений.

154
МАШИНЫ ДЛЯ УБОРКИ ТЕХНИЧЕСКИХ КУЛЬТУР
[РАЗД. IV
основу многообразия представленных на
фиг. 24—36 схем шпиндельных хлопкоубороч-
ных машин.
а)
•Фиг. 37. Схемы размещения шпинделе* я—независимое
размещение, б — зависимое размещение.
ВАЛИКОВЫЕ ХЛОПКОУБОРОЧНЫЕ
МАШИНЫ
Процесс уборки хлопка валиковыми маши-
нами осуществляется при помощи вертикально
расположенных валиков, цепляющих своими
зубцами за хлопок-сырец раскрывшихся ко-
робочек, попадающий в рабочую камеру при
движении машины по рядку растений.
В так называемых барабанных валико-
•вых машинах (фиг. 38) вращающиеся вокруг
Фиг. 38. Валнковая барабанная машина.
<воих осей валики / размещены по окруж-
ностям дисков и вращаются вместе с ними
около осей О\ и О2 с окружной скоростью,
равной скорости движения машины или не-
сколько превышающей её. Вытянутый из коро-
бочек постепенно обжатого растения хлопок-
сырец валики наматывают на себя и несут по
выходе из куста к щёточным барабанам 2,
мимо которых они проходят, вращаясь уже в
обратном направлении. Щёточные барабаны
освобождают валики от сырца и сбрасывают
его в приёмную камеру.
В линейных валиковых машинах вали-
ки 1 расставлены с небольшим шагом по двум
параллельным линиям, образуя коридор, по
Фиг. 89. Валиковая линейная машина.
которому проходит растение, обжатое до диа-
метра раскрывшейся коробочки. Быстро вра-
щающиеся валики, зацепив зубцами сырец,
вытаскивают его к щёточным барабанам, не
наматывая на себя (фиг. 39). Щёточные бара-
баны сбрасывают сырец в приёмную камеру.
Фиг. 40. Барабанно-пильная машина.
В барабанн о-п ильных машинах сы-
рец вытягивается из коробочек обжатого ра-
стения зубьями пильных барабанов /, вращаю-
щихся с окружной скоростью, превосходящей
в несколько раз скорость машины (фиг. 40);

ГЛ. IV]
ХЛОПКОУБОРОЧНЫЕ МАШИНЫ
155
при этом волокно располагается на зубчатой
поверхности барабанов.
Окружная скорость щёточных барабанов 2
в линейных и барабанно-пильных машинах
больше окружной скорости валиков или пиль-
ных барабанов, с которых щётки снимают сы-
рец, сбрасывая его далее в приёмную камеру.
Валиковые машины, имеющие небольшое
количество вращающихся частей, отличаются
простотой конструктивного оформления и пре-
восходят шпиндельные машины в смысле дол-
говечности и надёжности в работе.
МАШИНЫ ДЛЯ УБОРКИ ПОСЛЕМОРОЗ-
НОГО ХЛОПКА-КУРАКА
Куракосборщики, т. е. машины для
уборки послеморозных нераскрывшихся коро-
бочек (курака), называют часто следингами
(фиг. 41). Двигаясь по рядку растений, машина
•тт—rr-
=и=
"Г
фф
фф
tt
I I
I I
ФФ
фф
Фиг. 41. Схема упрощённого американского слединга.
.прочёсывает" кусты, снимая с них все остав-
шиеся коробочки. Полученный „ворох", т. е.
коробочки с листьями и кусочками стеблей,
вручную или механически сбрасывается в
кузов.
В гребенчатых следингах прочёсыва-
ние осуществляется пальцами гребёнки, шар-
нирно подвешенной на раму машины под
изменяемым по мере надобности углом к го-
ризонту.
В щелевых следингах растения прочё-
сываются при прохождении через щелевой
аппарат, шарнирно подвешенный на раме ма-
шины. Щель может быть образована двумя
валиками, или плоскостью и валиком, или, на-
конец, двумя плоскостями, дополненными в
конце валиками (комбинированная щель).
Большинство конструкций следингов наве-
шивается на универсальный пропашной трак-
тор. На фиг. 42 и 55 изображена схема сле-
динга с комбинированной щелью, навешен-
ного на трактор Универсал I. После прочё-
сывания на участке а—Ъ растение, переме-
щаемое шнеком 4, проходит на участке b — с
между валиками 1, протягивающими его и
отдельные плодоножки коробочек вниз и обры-
вающими их; скопляющийся в бункере 5 ворох
выгружается при помощи рычага 6, откры-
вающего дно бункера 7.
Ворохоочистители — машины, выделяю-
щие сырец из нераскрывшихся коробочек
хлопка, собранного руками или куракосбор-
щиками. Существуют также хлопкоуборочные
комбайны, соединяющие в себе слединг с во-
рохоочистителем, т. е. дающие в результате
уборки курака не ворох, а освобождённый от
створок сырец.
РАБОЧИЕ ОРГАНЫ ХЛОПКОУБОРОЧНЫХ
МАШИН
Рабочая камера шпиндельной машины.
Рабочая камера машины (фиг. 43) предста-
вляет П-образный коридор, боковые стенки
которого состоят из отдельных колосников
(фиг. 44) и имеют проходы для шпинделей.
Расстояние между колосниками должно быть
меньше диаметра нераскрывшейся коробочки,
Дно поливной (Горазды
Фиг. 42. Схема навесного щелевого слединга.

156
МАШИНЫ ДЛЯ УБОРКИ ТЕХНИЧЕСКИХ КУЛЬТУР
[РАЗД. IV
обеспечивая вместе с тем свободный выход
из камеры шпинделя с намотанным на него
сырцом.
Ширина коридора В определяет степень
обжатия растений и имеет для барабанных
Фиг. 43. Рабочая камера шпиндельной машины.
машин экспериментально установленный раз-
мер от 100 до 120 мм и для цепных — от 80
до 90 мм. Высоту рабочей камеры Н берут
в зависимости от высоты растения из расчёта
МеЖду шпинделями
Фиг. 44. Эластичные за.
крытые колосники.
того предельного наклона стеблей, при кото-
ром они не испытывают повреждений, т. е.
Н=0,5 Нь где /^—высота куста хлопчат-
ника, составляющая в среднем в неполивных
районах 50—70 см, в поливных — 70—90 см;
длинноволокнистые сорта египетского хлоп-
чатника достигают 120—150 см. Длину ра-
бочей камеры L, зависящую от габарита ма-
шины, берут из конструктивных соображе-
ний.
Шпиндель — основной рабочий орган шпин-
дельных машин — представляет собой быстро
вращающийся конический, цилиндрический или
гранёный стержень с гладкой или зубчатой
поверхностью (фиг. 45 и 46). Работа шпин-
Фиг. 45. Различные виды шпинделей.
деля, заключающаяся в выбирании из коробо-
чек сырца и наматывании его на себя, тем
производительнее, чем активнее захватывается
сырец поверхностью шпинделя. При гладкой
поверхности захватывание обеспечивается си-
лой трения, получаемой от натяжения нитей
Фиг. 46. Схема наматывания дольки сырца на шпиндель.
волокна, при шероховатой или зубчатой — за-
цеплением за извилины волокон. Так как с
повышением активности поверхности растёт
и трудность съёма волокна со шпинделя, то
наряду с требованием высокой активной спо-
собности поверхности шпинделя следует предъ-
являть также требование лёгкого съёма
сырца. Наиболее широко применяются кони-
ческие и цилиндрические шпиндели, насечён-
ные с фрезерованной канавкой вдоль оси и
гладкие.
Рабочая длина шпинделя 1р должна быть
меньше ширины рабочей камеры В во избе-
жание встречи шпинделя с зелёными нерас-
крывшимися коробочками и их прокалывания
(фиг. 47):
1р = В-С, F4)
где С — расстояние конца шпинделя до боковой
стенки камеры C = kdx\ коэфициент k, завися-

ГЛ. IV]
ХЛОПКОУБОРОЧНЫЕ МАШИНЫ
157
щий, так же как и диаметр нераскрывшейся
коробочки db от сорта хлопчатника, прини-
мается в среднем равным k — 0,65 — 0,75 при
йх zz 23 ~ 24 мм, что даёт значение С от 15 до
17 мм. Таким образом, рабочая длина шпин-
деля 1р =? — A5 -г- 17) мм.
Число оборотов шпинделя за время его
пребывания в кусте равняется количеству
к его высоте, назначаемое по конструктивным
соображениям.
Механизм съёма сырца. В советских ма-
шинах наиболее распространён щелевой меха-
низм съёма сырца, производящий сдвиг всей
массы сырца по оси шпинделя. Щели бывают
вращающиеся и неподвижные; последние де-
лятся в свою очередь на прямолинейные и
криволинейные.
Общее для всех случаев условие съёма
сырца без повреждений волокна заключается
—. а г—
Фиг. 47. Связь между рабочей длиной шпинделя
и шириной камеры.
Фиг. 48. Схема расстановки шпинделей.
витков винтовой линия, по которой распола-
гается растянутая долька сырца на поверх-
ности шпинделя, совершающего одновременно
поступательное и вращательное движения:
п~
L cos i
F5)
где DM — средний диаметр витка сырца, рав-
ный DM= d+ b (d — диаметр шпинделя и ft —
толщина слоя сырца); i — средний угол подъ-
ёма винтовой линии; L — растянутая длина
дольки. Число оборотов п зависит, таким об-
разом, от сорта хлопчатника и диаметра шпин-
деля: оно тем больше, чем длиннее при про-
чих условиях растянутая долька сырца и чем
меньше диаметр шпинделя. Для шпинделей
диаметром 8—10 мм число оборотов в кусте
установлено опытом п = 10 ч- 16 об/мин.
Размещение шпинделей характеризуется
прежде всего равномерностью расположения
рядов на барабане или на цепи и последова-
тельностью (через равные промежутки вре-
мени) вхождения в рабочую камеру; шпиндели
каждого ряда размещаются на равных расстоя-
ниях друг от друга. Проекции точек вхожде-
ния шпинделей в камеру на её боковую стенку
образуют при независимом размещении пря-
моугольник (квадрат) (фиг. 48, а), при зависи-
мом — прямоугольник (квадрат) или треуголь-
ник с размерами а и b (фиг. 48, б). Наиболь-
шая вероятность встречи шпинделя с раскрыв-
шейся коробочкой имеет место тогда, когда
средний диаметр коробочки вписывается в
междушпиндельное пространство, что приво-
дит при расстановке по квадрату к условию:
D + d 4(D + d)
а = ———-, по треугольнику — а — ——;— „ ,
У 2 ; 4 -т-ш2
где D — средний диаметр коробочки; d — диа"
метр шпинделя; а—основание квадрата или
треугольника; b — высота треугольника;
а
в равенстве диаметра шпинделя ширине щели
в месте их пересечения. ;
Это дает, в частности, критерии для уста-
новления зависимости между длиной щели и
Шпиндель
Фиг. 49. Зависимость между рабочей длиной шпинделя
и длиной щели механизма съёма.
длиной рабочей части шпинделя (фиг. 49) для
случая конического шпинделя и суживаю-
щейся щели. Приравняв выражения диаметра
шпинделя на расстоянии z от его конца: d =
= d2 -f 2z tg -и- и ширины щели на расстоянии L
у
от её крайней точки: b== b<>-{-2L tg~ , полу-
чают
где
/=¦
т = — —• отношение
о
основания треугольника

158
МАШИНЫ ДЛЯ УБОРКИ ТЕХНИЧЕСКИХ КУЛЬТУР
[РАЗД. IV
Применение этого равенства к рабочей длине
шпинделя (г = 1р) даёт
. и
L* Q 1р —— J tp»
При съёме вращающимися щелями необхо-
димы также следующие условия: угол о встречи
щели с осью шпинделя (фиг. 50) должен быть
больше угла трения сырца по шпинделю для
того, чтобы происходил сдвиг, а не обрыв
волокна; съём должен начинаться в начальной
точке рабочей части шпинделя; число оборо-
тов вращающейся щели должно отвечать ра-
венству
где пс и пб—число оборотов щели и шпин-
дельного барабана; k и k\ — число рядов шпин-
делей на барабане или цепи и число вращаю-
щихся щелей, назначаемое по конструк-
тивным соображе-
ниям. Съём сырца
со шпинделя дан-
ного ряда осущест-
вляется всегда од-
ной щелью.
Преимущество
неподвижной кри-
волинейной щели
заключается в по-
стоянстве угла а,
равного 90° или
близкого к нему.
Кроме щелевых
механизмов значи-
тельное распро-
странение имеет
также (в амери-
канских машинах)
односторонний
съём с разматыванием мотка сырца вращаю-
щейся лопаткой, двигающейся касательно к
поверхности вращающегося шпинделя.
Гребёнка слединга (фиг. 51) образуется
длинными пальцами У, жёстко укреплёнными
у основания 2 и расставленными на расстоя-
Фиг. 50. Взаимное расположе-
ние шпинделя и вращающейся
щели.
ширина которой в свету равняется среднему
диаметру стебля, т. е. 15—17 мм.
Щель образуется двумя цилиндрическими
или коническими валиками / (фиг. 53) или
плоскостью 2 и валиком / (фиг. 54). На фиг. 55
изображена комбинированная щель, образо-
ванная двумя поверхностями и дополненная в
конце двумя принудительно вращающимися
Фиг. 52. Схема щелевого слединга с жёсткой щелью.
цилиндрическими валиками /; валики распо-
ложены внизу, чем достигается тщательный
обрыв плодоножек коробочек и, следовательно,
уменьшается засорённость вороха.
При имеющем место в некоторых конструк-
циях щелей вращении валиков от силы трения
между ними и растениями протягивание сте-
блей в щель происходит медленнее, чем при
^з?
-1-4-4--
Фиг. 53. Схема щелевого слединга с двумя цилиндриче-
скими валиками.
принудительном вращении валиков от специ-
альных механизмов, и ворох получается менее
качественным.
Транспортёры. В большинстве хлопкоубо-
рочных машин применяется пневматическое
транспортирование сырца. Воздушный поток,
обладающий скоростью не менее 10 м/сек,
создаётся вентилятором высокого статического
¦ 1
^~
|^~ 1
^-
—=Г 1
-=1 !
¦ *• |
' ¦'//!
' /II
' / II
711
' II
' 1
?
1
1
1
1
t
+
1
]
Фиг. 51. Схема гребёнки слединга.
нии 18—20 мм, не превышающем диаметра
нераскрывшейся коробочки.
Щелевые органы слединга. Основной
рабочий орган щелевого слединга — щит
(фиг. 52) с разделяющей его на две половины
щелью 1. Стебли, уловленные, поднятые и на-
правленные особыми лифтёрами-направите-
лями 3 (с решётчатой поверхностью для отсеи-
вания комков земли), прочёсываются щелью,
г 1 1- 1 +—
1-
Фиг. 54. Схема щелевого слединга с одним валиком.
давления, всасывающим воздух через особый
сепаратор, или вентилятором высокого ско-
ростного напора по способу эжекции.
" нормальной работе пневматического
В
транспортёра важнейшую роль играют меры
борьбы с засорением сырца посторонними при-
месями (ветками, створками и т. п.), обладаю-
щими другим удельным весом и забивающими
трубопроводы, в результате чего прекращается
транспортирование хлопка, и машина остана-
вливается. Транспортирующее устройство
должно иметь отдельный привод, не зависи-
мый от основного привода хлопкоуборочной

ГЛ. IV]
МАШИНЫ ДЛЯ УБОРКИ КАРТОФЕЛЯ
159'
машины, что обеспечивает возможность осво-
бождения приёмной камеры от массы сырца
при любой остановке машины.
Транспортирование вороха в следингах
производится смонтированными на бесконеч-
ной цепи планчатыми транспортёрами или
шнеками (фиг. 56).
Во избежание обламывания верхушек стеб-
лей планкой или лопастью транспортёра не-
обходимо, чтобы время прохождения планки
щели; V\ и v — скорости планки транспор-
тёра и машины в м/сек.
Подстановка в уравнение F6) выражения
— Л2
дает
L COS a + ///2 — Л2
v м/сек, F7)'
где Н — высота растений; Л — высота основа-
ния гребёнки или щели над поверхностью
пол'я; a — угол наклона слединга к горизонту.
Уравнение справедливо и для шнекового
транспортёра, изображённого на фиг. 42, для
Гребёнка или щель слединга
' Планки транспортёра-
Фиг, 55. Схема щелевого слединга с протягивающими
валиками.
Фиг. 56. Схема работы слединга с механическим транспор-
тированием вороха.
по длине рабочего органа равнялось времени,
потребному машине для покрытия пути 5";
v1
F6)
где L—длина рабочей поверхности гребёнки
или щели; «S — расстояние, которое необхо-
димо пройти машине с момента входа расте-
ния в щель до выхода верхушки стебля из
которого по скорости v\ и по шагу шнека t
можно определить число оборотов в секунду:
—- = п об/сек.
Правильный выбор скорости транспортёра*
или шнека имеет огромное значение для по-
лучения высокого качества вороха и долго-
вечности машины.
МАШИНЫ ДЛЯ УБОРКИ КАРТОФЕЛЯ
ТИПЫ МАШИН
Для механизированной уборки картофеля
применяют простые копачи, картофеле-
копатели швыряльного и элева-
торного типа и картофелеуборочные ком-
байны. К элеваторным машинам часто присо-
единяют подборщики для сбора выкопанного
картофеля в тару.
Копачи подкапывают куст, нарушают его
связь с почвой и частично выносят клубни
картофеля на поверхность поля.
Машины швыряльного типа — „швы-
рялки" — выкапывают кусты и расшвыривают
картофель и почву грядки перпендикулярно
ходу машины на расстояние 1 —1,5 м.
В машинах элеваторного типа подкопан-
ные грядки вместе с кустами картофеля по-
ступают на элеватор, почва просеивается
через зазоры между звеньями элеватора,
клубни же, ботва и непросеявшиеся комки
почвы сбрасываются сзади машины на по-
верхность поля или на элеватор прицепленного
сзади подборщика, на котором клубни вручную
отделяют от ботвы и почвенных комков и?
ссыпают в тару. При этом в одних типах под-
борщиков из общей массы отбирают ботву
и комки, в других — клубни.
Копачи и швырялки выпускают одноряд-
ными для конной тяги, элеваторные же ма-
шины строят как однорядными для конной
тяги, так и (в особенности в СССР) двух-
рядными для тракторной тяги.
РАБОЧИЕ ОРГАНЫ КАРТОФЕЛЕУБОРОЧ-
НЫХ МАШИН
Лемехи. Лемех элеваторной машины
(фиг. 57) подрезает картофельную грядку на
глубине залегания клубней A7—20 ли) и вместе
с кустами картофеля передаёт на элеватор.
Для облегчения передачи пласта на элеватор
лемех должен быть коротким и поставлен под
возможно меньшим углом а, что обеспечи-
вается таким выбором высоты h расположения
центра переднего ролика элеватора, при кото-
рой между крючками цепи элеватора и почвой*

160
МАШИНЫ ДЛЯ УБОРКИ ТЕХНИЧЕСКИХ КУЛЬТУР
[РАЗД. IV
образуется зазор 25—40 мм. Высоту Н заднего
обреза лемеха над почвой берут равной
зысоте п. Ширина лемеха В определяется
шириной залегания клубней в почве, колеблю-
щейся в пределах 16—40 см в зависимости от
сорта картофеля. Угол -у лемеха выбирают из
условия сползания по его лезвию сорняков
и ботвы, задержка которых влечет за собой
сгруживание пласта и скатывание клубней
картофеля в сторону, где они раздавливаются
Фиг. 57. Лемех элеватор-
ной картофелеуборочной
машины.
колёсами машины. Это условие связывает f
с углом трения 8 неравенством 90° — -^- > 8.
Величина 8 колеблется в пределах 40—50°,
поэтому угол -у должен быть взят в пределах
80—100°. Рабочая поверхность лемеха должна
иметь плавный переход между плоскостями,
поставленными под углами а и ctj.
Лемехи советской двухрядной машины
ТЭК-2 состоят из трёх секций. Параметры
крайних секций при Л = 105 мм: Н~\д5 мм
для наружного конца и 85 мм для внутрен-
него, а= 1 Г, В = 585 мм, длина 400 мм и
¦f = 90°. Параметры среднего лемеха: Н =85 мм,
5=150 мм, длина 300 мм, а = 16° и 7 = 60°.
Величина зазора между крайними и средней
секцией равна 40 мм.
Лемехи однорядных элеваторных машин
Джон-Дир и Мак-Кормик имеют следующие
размеры: Л = 130 мм, Н=\20мм, длина ле-
меха 430 мм, о= 14° и 7= 104°.
Лемехи швыряльных машин (в принципе
такие же, как у элеваторных машин) подре-
зают грядку и передают её к вилкам. При
заглублении на 17—20 см они дают 1—2%
срезанных клубней.
Лемех простейшего копача ставят круче
{под большим углом а), нежели лемех элева-
торной машины. Этим достигается ббльшая
деформация почвы грядки.
Увеличение деформации почвы достигается
также удлинением поверхности корпуса путём
постановки сзади него прутков.
Швыряльные устройства. Для разбрасы-
вания подрезанной лемехом грядки применя-
ются швыряльные колёса или диски с вилками.
В ступицах швыряльных колёс закрепляется
6—7 рядов спиц, свободнее концы которых
загнуты по окружности. В каждом ряду на
расстоянии 25- 35 мм одна от другой разме-
щены 3—4 спицы диаметром 10 мм. Диаметр
колёс у большинства машин равен 1000 мм.
Вильное устройство состоит из вилок (обычно
пяти), шарнирно закреплённых на дисках.
Каждая вилка состоит из 3 спиц. Вилки имеют
такую же ширину, как и швыряльные колёса.
Специальные механизмы устанавливают вилки
по вертикали при входе их в почву и при
выходе из почвы. Для этой цели применяются
планетарные механизмы, механизмы по типу
гребных колёс и т. п. Швыряльные колёса и
диски с вилками получают движение от ходовых
колёс при помощи одной пары конических
шестерён или одной пары конических и одной
пары цилиндрических шестерён. Число обо-
ротов швыряльных колёс и дисков с вилками
составляет 120—130 об/мин. Швыряльными
устройствами повреждается 1—3°/0 клубней.
Элеваторы. Для отделения почвы от клуб-
ней картофеля служат прутковые эле-
ваторы, планчатые грохоты с ко-
лосниковой решёткой, качающиеся
клавиши, вращающиеся барабаны
и др. Наибольшее применение получили прут-
ковые элеваторы из звеньев-прутков, имею-
щих на концах крючки, при помощи которых
прутки соединяются друг с другом. Верхняя
рабочая ветвь элеватора при движении вра-
щает продолговатые звёздочки - встряхива-
тели, которые производят встряхивание эле-
ватора с находящейся на нём почвой (фиг. 58).
Фиг. 58. Схема действия встряхивателя элеватора.
Шаг между звеньями обычно равен 4,1 мм.
Звенья имеют поочерёдно выгиб вниз и вверх,
образуя ячеистую поверхность элеватора, что
устраняет скатывание клубней. Для устранения
заклинивания мелких камней передние катки
элеватора делают коническими.
Скорость элеватора составляет 1,6 м/сек.
В конных машинах элеватор приводится в
движение от ходовых колёс посредством пары
цилиндрических шестерён, в тракторных — от
вала трактора через карданную передачу.
В двухряднойэлеваторной машине Мак-Кормик
при .наличии кЬробки скоростей элеватор
имеет 3 скорости: 0,7; 1,5 и 1,9 MJQen.
Мощность, потребная для элеваторов, рас-
ходуется на подъём пласта и на сообщение
ему скорости, на работу встряхивателей и на
преодоление сопротивления при огибании эле-
ватором передних катков, поглощающее наи-
большую часть затрачиваемой энергии.
Двухрядные американские машины пред-
ставляют соединение двух однорядных машин.
Двухрядная отечественная машина ТЭК-2 во
избежание забивания ботвой середины машины
имеет Для обоих элеваторов общую раму.
Ширина элеваторов ТЭК-2—1210 мм, ширина
американских элеваторов — 560 и 610 мм.
Длина элеваторов ТЭК-2—1200 мм, американ-
ских— 1830 и 2140 мм. Длина дополнительного
элеватора ТЭК-2—600 мм, американских ма-
шин— 610 и 915 мм. Угол наклона элеватора
ТЭК-2 и американских машин — 20°. ,

ГЛ. IV]
МАШИНЫ ДЛЯ УБОРКИ САХАРНОЙ СВЕКЛЫ
161
Степень отделения^просеивания") разными
элеваторами суглинистой почвы при средней
влажности характеризуется следующими дан-
ными: на элеваторе длиной 1200 мм отде-
ляется 50% всей поступившей на элеватор
почвы; на двух каскадно расположенных эле-
ваторах при длине первого 1200 мм и второго
1300 мм отделяется 90% всей поступившей
почвы. Повреждение клубней при этом на
первом элеваторе 2—4%, на втором — в не-
сколько раз большее.
Комкодробители. Клубни картофеля при
падении с высоты 0,5 м повреждаются в пре-
делах 10—30°/0, почвенные же комки, в зави-
симости от вида почвы и влажности, при па-
дении с этой высоты разрушаются в пределах
20 — 60%. От сжатия клубни повреждаются
при давлении выше 20 кг. Почвенные комки
полностью разрушаются в условиях нормаль-
ной уборки картофеля при давлении 4 — 20 кг.
На этих данных основан сконструированный
ВИСХОМ для дробления почвенных комков
специальный рабочий орган — пневматические
баллоны, т. е. два цилиндра диаметром 300 мм
и длиной, равной ширине элеватора, состоя-
щие из покрышки, изготовленной из прорези-
ненной ленты толщиной 5 мм, и камеры.
Клубни, почвенные комки и ботва, поступаю-
щие с элеватора, .проходят между баллонами,
вращающимися навстречу друг другу. Комки,
подвергаясь воздействию баллонов, разруша-
ются, клубни же проходят, не повреждаясь.
Баллоны делают 160 об/мин.
Устройства для отделения клубней от
ботвы. Усилие, необходимое для отрыва
клубня от столлона, составляет в среднем
1,2 кг (при колебаниях от 0,1 до 5 кг).
При подкопке куста и при проходе его
по элеватору отрывается от ботвы 50 — 60%
клубней.
Для отделения ботвы от свободных клуб-
ней применяется „горка" с поддувом воздуха,
принцип работы которой основан на разнице
в величине угла скольжения для клубней и
ботвы. Угол скольжения ботвы на прорезинен-
ном полотне 34—42°, угол качения клубней
14—23°. Клубни на горке
с двигающимся вверх
полотном полностью
отделяются от ботвы:
Фиг. 59. Устройство для от-
рыва клубней картофеля от
ботвы.
клубни скатываются вниз, ботва поднимается
вверх. Скорость полотна берётся в пределах
0,5—0,7 м/сек.
Для лучшей очистки клубней от волокни-
стых примесей поверхность горки обдувается
струёй воздуха от вентилятора.
Механизированный отрыв клубней от ботвы
возможен при короткой ботве с небольшим
процентом оставшихся на ней клубней при
помощи тонкого валика, поставленного над
верхним валиком горки (фиг. 59).
МАШИНЫ ДЛЯ УБОРКИ САХАРНОЙ СВЕКЛЫ
Корни сахарной свеклы имеют коническую
или бочкообразную форму, ботва — форму
конуса (высокая ботва), розетки (стелющаяся
ботва) или полурозетки.
Основные размеры корня и пучка ботвы
даны в табл. 8 (фиг. 60).
Отклонения положения корня от средней
линии рядка чаще всего находятся в пределах
от -$2 15 до i 25 мм.
Отклонения, превышающие ^50 мм. дают
не больше 10% корней.
Расстояния головок корней от уровня
почвы:
Расстояния от уровня почвы °/в корней
Ниже уровня почвы на:
50—21 мм 9
20-10 Н
9- 0 » 35
Выше уровня почвы на:
10—20 мм 17
21-50 , 22
51 мм и больше .... 3
11 Том 12
Уборка сахарной свеклы состоит из под-
копки корней, извлечения корней из почвы,
отряхивания от земли и укладки в кучи, очи-
стки корней от земли и от боковых корешков,
обрезки головок (на конус или горизонталь-
ная) и хвостиков на толщине 5-—10 мм, укладки
корней в полевые кучи и укрытия землёй и из
доставки корней на завод или перевалочный
пункт.
При механизированной уборке некоторые
из этих операций могут быть объединены в
работе машины.
Для подкопки свеклы применяют свекло-
подъёмники тракторной иконной тяги. В СССР
распространены прицепные шестирлдные FТС)
и трёхрядные (ЗТС) свеклоподъёмники трак-
торной тяги и навесные трёхрядные (ЗНС) на
трактор У-2. Выпускаются также у нас и за
границей машины конной тяги для срезания
ботвы и машины для выкопки корней после
среза ботвы.
Кроме того, наши заводы строят свекло-
комбайны для выкопки корней при помощи
теребления за ботву.

162
МАШИНЫ ДЛЯ УБОРКИ ТЕХНИЧЕСКИХ КУЛЬТУР
&РАЗД. IV
Таблица 8
Основные размеры корня я пучка ботвы свеклы
Основной параметр
Техническая длина
корня (обрезаны го-
ловка и хвостик на
толщине 8—10 мм). .
Наибольший диа-
метр корня
Высота:
головки (от ли-
нии спящих глазков).
коронки(от линии
основания листьев) . .
Длина пучка ботвы
(от вершины головки)
Диаметр пучка бо-
твы (на высоте 50 мм
от основания листьев)
Размер в мм
Обо-
значе-
ния на
фиг. 60
L
D
h
hK
I
d
сред-
ний
эоо
7°
Зо
13
25°
4°
макси-
маль-
ный
35°
*5°
5°
2б
35°
95
мини-
маль-
ный
8о
3°
20
5
IOO
15
РАБОЧИЕ ОРГАНЫ
СВЕКЛОУБОРОЧНЫХ МАШИН
Копающие органы. Для выполнения ра-
боты по нарушению связи корней с почвой
применяются либо копачи, полностью извлека-
ющие корни из почвы путём выжимания,
либо лапы, действующие по принципу подка-
пывания, подрывания (нарушения съяфа. кор-
ней с почвой).
Копачи представляют собой вилки
(фиг. 61), передние концы которых расставлены
на 150—200 мм (шире задних) и выполняются
в виде закреплённых на стойках долотообраз-
ных клиньев с наклонёнными внутрь и вперёд
рабочими поверхностями. Подрезанный вил-
ками слой подвергается сжатию между лежа-
щей впереди копача почвой и рабочими по-
верхностями вилок, давлением которых корни
выжимаются наверх. Сзади вилок ставят
скребки, засыпающие борозду и устраняющие
падение в неё корней. Копачи заглубляются
на J3—10 см. Среднее тяговое сопротивление
копачей составляет при этом 250—330 кг.
Копачи применяют при раздельной уборке,
а также в свеклоуборочных машинах и в ком-
байнах при уборке с предварительным среза-
нием ботвы.
Лапы (фиг. 62) применяются при уборке
с последующей обрезкой бо1вы. После под-
копки лапами корни могут извлекаться из
почвы вручную или теребильным аппаратом.
Лапы работают на глубине 18—23 см. Среднее
тяговое сопротивление лап при этой глубине
составляет 250—300 кг. Лапы повреждают
корни меньше, нежели копачи.
Режущие аппараты. Обрезка ботвы про-
изводится или после копки корней свеклы.или
перед копкой.
При первом способе уборки широко при-
меняются ручные станки Завершинского и
Сторожика. Ручной станок состоит из ска-
мейки, на которой укрепляется рычаг с ножом
полукруглой формы. Станок Завершинского
имеет ещё неподвижный нож. Срез головки
на станке Завершинского получается кониче-
ским, на станке Сторожика—сферическим.
При обрезке ботвы
на станках эконо-
мится 200/0 времени
по сравнению с обрез-
кой ботвы вручную
ножом.
Для обрезки ботвы
перед копкой в ма-
шинах применяют за-
точенные диски, круг-
лые пилы и плоские
ножи. Для получения
правильного среза бот -
вы по основанию ко-
ронки режущие аппа-
раты имеют ориен-
тир (щуп). Щуп идёт
впереди и, надви-
гаясь на головки кор-
ней, регулирует вы-
соту следующего за ним режущего органа.
В качестве щупа применяют вилки, ролики
и гусеницы. Лезвие режущего органа рас-
полагают на расстоянии 35—45 мм от щупа
и ниже него на 20—30 мм. Кинематическую
связь щупа с режущим органом осуще-
Фиг. 60. Основные размеры
корня и пучка ботвы сахар-
ной свеклы.
Фиг. 61. Вилки копача для уборки свеклы.
ствляют при помощи рычагов в различном кон-
структивном оформлении. Для уменьшения
давления щупа на головки корней ставят
компенсационные пружины.
Режущие диски имеют коническую
или сферическую форму с углом заточки лезвия
от 5 до 20°. Ставят диски под углом 20—30°
к горизонту. Окружную скорость дисков
обычно берут в пределах 4—11,5 м/сек, диа-
метр дисков составляет 300—400 мм. Наилуч-
шие результаты получены при испытании диска
диаметром 300 мм и толщиной 1,5 мм с углом
заточки 5—10° и при окружной скорости
в пределах 14—18 м/сек.
Круглые пилы требуют для хорошей
работы разводки зубьев. Наилучшие показа-
тели дают пилы с зубьями, разведёнными на
1,3 толщины полотна. Высоту зубьев следует
брать от 5 до 10 мм, скорость резания в пре-
делах 13—19 м/сек.
Плоские ножи дают удовлетворитель-
ную работу при остром лезвии.
Теребильные транспортёры механизи-
руют операцию извлечения корней из почвы
после их подкопки. Усилия, потребные для
извлечения корней из почвы тереблением и
для отрыва ботвы, приведены в табл. 9.

ГЛ. IV]
МАШИНЫ ДЛЯ УБОРКИ САХАРНОЙ СВЕКЛЫ
163
Таблица 9
Усилия теребления и отрыва ботвы
от корня сахарной свеклы
Операция
Теребление подкопанного
корня
Теребление неподкопанного
корня
Отрыв пучка ботвы от
корня
Необходимое
среднее
9-3
55.6
в кг
макси-
маль-
ное
15.2
76,0
92,5
усилие
мини-
маль-
ное
о.5
l6,o
17,5
перед захватом ботвы и соединяющиеся в
момент захвата. Теребильный транспортёр
подаёт корни к режущему аппарату, который
производит отделение ботвы от корня. Перед
срезом при помощи специального устройства
, 12:
\ Постановка
относи-
тельно
рядка
свеклы,
Теребильные транспортёры выполнены гак
же, как и в льноуборочных машинах (см.
стр. 136). Рабочие ветви теребильных рем-
ней прижимают друг к другу нажимными
роликами при помощи регулируемых пружин.
Для подъёма стелющейся ботвы и подвода
её к теребильному транспортёру применяют
лифтеры. Корни поднимаются теребильными
ремнями за ботву вверх и транспортируются
к заду машины. Вместо ремней для теребиль-
ных транспортёров могут быть применены
цепи с приклёпанными накладками из ремня.
В этом случае шкивы заменяют звёздочками.
Для теребления могут быть также применены
наклонно поставленные шнеки и, наконец,
укрепляемые на цепи лапы, раздвигающиеся
Фиг. 62. Лапа свеклоподъём-
ника.
положение головки корня фиксируется на
определённой высоте по отношению ножа.
Сепарирующие элеваторы. Для отделения
земли от корней сахарной свеклы применяют
элеватор в виде ряда звёздчатых вращаю-
щихся роликов. Недостаток этого типа эле-
ватора в юм, что на ролики наматываются ра-
стительные остатки. Лучшие результаты даёт
применение пруткового элеватора, подобного
элеватору картофелеуборочной машины.
ЛИТЕРАТУРА И ИСТОЧНИКИ
1. Бибанов К. Н., Основания для проектирования
вязальных аппаратов, Сельхозгиз, 1940.
2. Бибанов К. Н., Транспортёры коноплеуборочньк
машин. Теория, конструкция и производство с.-х. ма-
шин, т. V, Сельхозгиз, 19*0.
3. Блох 3. Ш., О кинематике некоторых рабочих
органов уборочных машин, «С.-х. машина" № 10, 1935.
4. Василенко А. А., Основания для проектирова-
ния свеклоуборочных машин. Теория, конструкция и
производство с.-х. машин, т. V, 1910.
5. В а с и л е н к о И. Ф., Теория режущих аппаратов
жатвенных машин. Научные труды ВИСХОМ, сбор-
ник 5, 5937.
6. Желиговский В. А.. Экспериментальная теория
резания лезвием, Труды МИМЭСХ, 1941.
7. Калмыков М. М., Насечка и рациональная рас-
становка шпинделей, С.-х. техническая энциклопедия,
т. IV.
8. Колясин Е. А., Механизация уборки хлопка,
НИХИ, 1941.
9. Колясин Е. А., Проектирование шпиндельных
хлопкоуборочных машин. „С.-х. машина" № 11, 1936
и № 3, 1941.
10. К р а г е л ь с к и й И. В., Физико-механические свой-
ства стеблей льна и конопли. ВИСХОМ, Физико-ме-
ханические свойства с.-х. растений, 1939.
11. К р а у з е Ю. В., Мотовило на коноплеуборочных
машинах. Теория, конструкция и производство с.-х.
машин, т. III, 1935.
12. Митрофанов В. С, Физико-механические свой-
ства картофеля. Теория, конструкция и производство
с.-х. машин, т. V, 1910.
13. Некрасов П. А., проф., Машины и орудия в
овощном хозяйстве. Гос. изд-во совхозной и колхоз-
ной литературы, 1934.
14. Орлов М. Ф., Режущие аппараты для конопли (ру-
копись) ВИСХОМ. 1934.
15. Т е р с к о в Г. Д., Теория мотовила. Теория, кон-
струкция и производство с.-х. машин, т. III, 1936.
16. Физико-механические свойства с.-х. растений как осно-
вание для проектирования машин, ВИСХОМ, 1939.
17. Ф и р с о в Н. В., Проектирование и расчёт рабочих
органов картофелеуборочных машин. Теория, кон-
струкция и производство с.-х. машин, т. V, 1940.
18. Ш л ы к о в М. И., Теребление льна. Теория, кон-
струкция и производство с.-х. машин, т. IV, 1936.

Глава V
МАШИНЫ ДЛЯ УБОРКИ СЕНА И ДЛЯ ПОДГОТОВКИ КОРМОВ
СЕНОУБОРОЧНЫЕ МАШИНЫ
Данные об основных операциях уборки
трав на сено, протекающих в разнообразных
почвенных, климатических и хозяйственных
условиях и на различных по составу, густоте
и высоте травостоях, а также о машинах,
необходимых для обеспечения комплексной
механизации сеноуборки, приведены в табл. 1.
Операции сеноуборки и применяемые машины
торных — до 1,5 — 1,75 м/сек; увеличению
скорости поступательного движения сеноубо-
рочных машин мешают неровности почвы и
другие встречающиеся на сенокосах препят-
ствия. Для некоторых машин, например, коси-
лок, увеличение ширины захвата, влекущее
за собой рост вредного влияния неровностей
Таблица 1
г
Операция сеноуборки
Кошение травы с оставлением её в про-
косах
То же с образованием валков
То же с образованием валков иди куч
Сгребание подсохшей травы из про-
косов в валки
Ворошение травы для ускорения и по-
вышения равномерности сушки, сдваивание
и страивание виндроуэрных калков после
косилок
Оборачивание валков для повышения
равномерности и ускорения сушки
Собирание недосушенного сена в кучи
Собирание сена подборщиком в копны
То же в стога
, Собирание сена из валков, прессование
в тюки и собирание тюков
Собирание сена из валков и погрузка
на подводу
То же после прессования прессом-под-
борщиком
Перевозка копён к местам хранения
и закладка оснований стогов и скирд
Укладка сена в стога и скирды
Прессование сена
Место и условия сеноуборки
Естественные сенокосы в увлажнённой
зоне
Степные сенокосы и сеяные травы в
увлажнённой зоне
То же в засушливой зоне
Высокоурожайные и малоурожайные
травостои на задернелых сенокосах
Высокоурожайные злаковые травостои
в увлажнённой зоне и сеяные травы
Повсеместно
Задернелые сенокосы, преимущественно
со злаковыми травостоями
Сеяные и другие травы на рыхлой и не-
ровной почве в увлажнённой зоне
То же в засушливой зоне
Сеяные и другие травы при возможно-
сти досушки прессованного сена с влаж-
ностью до 30—33%
Повсеместно в безветренную погоду
при перевозке сена на незначительные рас-
стояния
Повсеместно
То же
Повсеместно для повышения объёмного
веса и транспортабельности сена
Применяемые
машины
Косилки
Косилки с виндро-
уэрными приспособ-
лениями
Лобогрейки, вин-
дроуэрные приспо-
собления, рядковые
косилки (виндро-
уэры), одновремен-
ная работа косилок
и граблей
Грабли поперечные
Боковые грабли-во-
рошилки
Боковые грабли и
валкооборачиватели
Волокуши
Копнители
Стогообразоветели
Прессы-подборщи-
ки и тележки-сено-
возы
Сенонагрузчики и
тележки-сеновозы
Тюкоподъёшшк и
сеновозы
Копновозы
Стогометатели-
подъёмники
Сенные прессы
Сеноуборочные машины изготовляются как
для конной, так и для тракторной тяги, а
многие из них — для той и другой одновре-
менно. Скорости движения конных машин ко-
леблются в пределах от 0,9 до 1,4 MJceK, трак-
почвы и увеличение причин простоя от заби-
вания режущих аппаратов, допустимо лишь в
ограниченных пределах: переход за эти пре-
делы вызывает настолько резкое возрастание
простоев, что выработка машины на единицу

ГЛ. V]
СЕНОУБОРОЧНЫЕ МАШИНЫ
165
ширины захвата заметно уменьшается. Боль-
шинство сеноуборочных операций требует
сравнительно небольшого тягового усилия и
незначительной мощности двигателя, вслед-
ствие чего энергетической основой для сено-
уборочных машин, помимо живого тягла, мо-
гут служить средние и малые тракторы. Наи-
более приспособлены для этих работ трак-
торы на пневматических колёсах. Всё большее
применение в сеноуборочных машинах находят
самоходные шасси и малые двигатели (США
и Англия). На лёгких работах по уборке сена,
например, на сборе и перевозке сена и на
стогометании, с успехом применяется автомо-
биль.
КОСИЛКИ И КОСИЛКИ-ВАЛКООБРАЗО-
ВАТЕЛИ
Типы косилок. Для сеноуборочных работ
применяются конные, тракторные и моторные
косилки.
Конные к о с и л к и (фиг. !) имеют ши-
рину захвата режущего аппарата от 1 до 2,1 м
и приводятся в движение парой лошадей; в
виде сцепки из нескольких косилок
они могут быть приспособлены и к
тракторной тяге (фиг. 2). Механизмы
конных косилок получают движение
от ходовых колёс (фиг. 3).
Тракторные косилки де-
лятся на навесные (фиг. 4), полуна-
весные и прицепные. Режущий аппа-
рат их имеет обычно ширину за-
хвата 2,1 м. В широкозахватных
косилках (фиг. 5, 6 и 7)
устанавливают по не-
сколько таких режущих
аппаратов. Механизмы
тракторных косилок при-
водятся в движение от
вала отъёма мощности
трактора. В прицепных
косилках нож режущего
аппарата может полу-
косилках двигатель приводит в движение нож
режущего аппарата и перемещает машину,
управляется же косилка вручную. Конные мо-
торные косилки перемещаются лошадьми, а
за счёт двигателя происходит работа режу-
щего аппарата. В самоходных косилках дви-
гатель используется для приведения в движе-
ние ножа режущего аппарата и для передви-
жения машины; иногда эти функции разде-
ляются между двумя двигателями, установлен-
ными на шасси самоходной косилки.
Для образования валков или кучек сея-
ных трав, сушка которых даёт в условиях
южных районов СССР сено лучшего качества,
можно применять двуххедерную косилку
(фиг. 9) и сцепку из двух виндроуэров (фиг. 10),
а также особые приспособления к косилкам
(фиг. 11) и лобогрейки. На задернелых сено-
косах, особенно при скашивании перестояв-
ших трав, целесообразно производить одно-
временно и сгребание, для чего тракторные
косилки и грабли могут быть объединены в
один агрегат (фиг. 12).
Характеристика конных и тракторных коси-
лок и косилок-валкообразователей, по данным
междуведомственных испытаний, приведена
соответственно в табл. 2 [6, 8], 3 и 4 [8, 9, 10].
Режущий аппарат. Скашивание трав ко-
силками производится на высоте от 3 до 8 см;
верхний из этих пределов используют при
поздней уборке отавы луговых трав и при
скашивании сеяных трав в первый год уборки.
Низкое скашивание C—4 см) применяют на
Фиг. 1. Косилка .Новый
идеал".
чать движение от ходовых колёс. Практи-
куется использование прицепных косилок
в виде сцепки из нескольких машин (фиг. 8).
Агрегат даёт высокие показатели за счёт
большей маневренности. При неисправности
одной из машин она отцепляется и ремонти-
руется.
Моторные косилки подразделяются
на ручные, конные и самоходные. В ручных
малоурожайных степных сенокосах и выпол-
няют низкорежущим аппаратом, обеспечиваю-
щим благодаря малой высоте среза (низкой
стерне) наиболее полный сбор урожая. Осо-
бенно эффективно применение низкорежущего
аппарата на низких травостоях; он даёт в этом
случае по сравнению с нормальным аппаратом
почти удвоенный сбор, но работать без частых
забиваний может лишь на хорошо расчищен-
ном лугу или на ровном степном сенокосе.
Нормальный режущий аппарат косилок
работает хорошо при поступательных скоро-
стях машины в пределах от 1 до 1,5 м]сек;
при больших скоростях тракторных косилок
приходится увеличивать число оборотов кри-
вошипа в целях уменьшения подачи срезаемой
за один ход ножа массы стеблей. Для огра-
ничения сил инерции, возрастающих с ростом

166
МАШИНЫ ДЛЯ УБОРКИ СЕНА И ДЛЯ ПОДГОТОВКИ КОРМОВ
[РАЗД. IV
Фиг. 2. Сцепка шести пароконных косилок с трактором
15/30 л. с. для степных сенокосов.
Фиг. 3. Трансмиссия косилки К-1,4.

ГЛ. V]
СЕНОУБОРОЧНЫЕ МАШИНЫ
167
Фиг. 4. Навесная косилка: / — режущий аппарат; 2—полевая доска; 3 — ша-
тун; 4 — механизм подъёма; 5 — рычаг подъёма; б — рама; 7—пружина
подъёма; 8 — иредохранитель; 9 — шарнирная (карданная) передача.
Фиг. 5. Широкозахватная тракторная косилка ШК-2.

168
МАШИНЫ ДЛЯ УБОРКИ СЕНА И ДЛЯ ПОДГОТОВКИ КОРМОВ
1РАЗД. IV
6200-
Фнг. 6, Трёхбрусная тракторная косилка 1940 г.
-2000-
Транспортное положение.
Рабочее пасояение
2575-
Фиг. 7. Семибрусная тракторная косилка 1940 г.

[VI. V]
СЕНОУБОРОЧНЫЕ МАШИНЫ
169
числа оборотов кривошипа, применяют режу-
щий аппарат с двойным ходом ножа и с со-
хранением его скорости; при этом число обо-
ротов кривошипа снижается.
Трактор 15'~о
1
Механизм
цетрализоданного
улрадленив
Фиг. 8. Сцепка пяти
прицепных косилок с
трактором 15/30 л. с.
для степных сеноко-
сов.
Пальцевые брусья должны изготовляться
из Ст. 5 с термообработкой или Ст. 6 без
термообработки по ГОСТ 380-41; ножевые
спинки — из стали 35 по ГОСТ Ю50-41; сег-
менты, вкладыши и пластинки трения — из
стали У-9 по ГОСТ В-1435-42, с термообра-
боткой внешних (изнашиваемых и стачивае-
мых) краёв до твёрдости: сегменты —50—60
единиц; пластинки трения 48—58 единиц по
Роквеллу, шкала С. Сегменты могут выпу-
скаться гладкими или с нижней насечкой,
вкладыши — насечёнными, с глубиной на-
сечки не менее 0,4 мм. Пальцы должны изго-
товляться из ковкого чугуна 33-8 по ГОСТ
1215 41; прижимы-тоже из козкого чугуна
33-8 или из Ст. 4 по ГОСТ 380-41. В собран-
ном режущем аппарате середины сегментов
в крайних положениях кривошипа должны
совпадать с серединами пальцев при откло-
нении не более 3 мм. Зазор в режущей
паре у оснЬваний сегментов должен соста-
влять 0,3—1,0 мм. Передние концы лезвий
сегментов должны прилегать к вкладышам;
зазор величиной до 0,5 мм допускается не
более чем у одной трети сегментов. Нож
должен ходить в режущем аппарате сво-
бодно от руки. Прижимы должны нахо-
диться на расстоянии до 0,5 мм от ножа.
Скорость ножа vH, необходимая для сре-
зания травы сегментами, зависит от массы
ножа тг и массы стеблей т\ и определяется
Фиг. 9. Двуххедерная косилка НИМИС (схема)
Размеры режущих аппа-
ратов. Расстояние между центро-
выми линиями сегментов t, паль-
цев '0 и ход ножа s для нормаль-
ного аппарата: / = @ = s=. 76,2 мм;
для низкорежущего: t=
(для виндроуэров 101,6 мм); для ап-
парата с двойным ходом ножа:
2t = 2to=s = 152,4 мм [2].
Детали режущего аппа-
рата косилок и технические усло-
вия изготовления, а также тип режуг
щего аппарата станпартизованы
(фиг. 13) (ГОСТ 3494-46, 3495-46,
3496-46, 3497-46 и 158-46).
I по одной из двух формул Горяч-
j кина [11], основанных на предполо-
жениях:
1) постоянства импульса
1 . 1 \ .
;
/1 . 1 \
vH = ci
2) постоянства работы деформа-
где Cj и с2 — коэфициенты, определяе-
мые опытным путём.

170
МАШИНЫ ДЛЯ УБОРКИ СЕНА И ДЛЯ ПОДГОТОВКИ КОРМОВ
[РАЗД. IV
Фиг. 10. Сцепка двух виндроуэров
Фиг. 11. Виндроуэрное приспособление к навесной ко-
силке.

ГЛ. V]
СЕНОУБОРОЧНЫЕ МАШИНЫ
171
Установленные практикой скорости неиз-
ношенного ножа для средних условий работы
ириведены в табл. 5.
Средняя скорость ножа
¦'нор ¦
Агп
0"'
скорость машины
¦кБп
60/A— е)'
где г—радиус кривошипа; п — число оборо-
тов кривошипа; D—диаметр колеса; / — пе-
редаточное число; е —коэфициент скольжения
колёс.
Для конных косилок следует принимать vM
в пределах от 0,9 до 1,4 м'сек (среднее зна-
мение 1,25 м/сек), для тракторных — от 1,2 до
1,75 м/сек; коэфициент скольжения колёс е
на задернелых сенокосах составляет 5—8%;
при возрастании скоростей и особенно на се-
нокосах с рыхлой поверхностью поля он по-
вышается до 10—12%.
Питание ножей или подача стеблей за ка-
ждый ход ложа характеризуется соотноше-
и, бso
Фиг. 12. Агрегат из широкозахватной косилки КУ-7 бр.
и широкозахватных грабель Ш Г-14 с трактором СТЗ НАТИ.
нием скоростей р = -^
определяющим ре-
жим работы режущего аппарата. Рекомендуется
Таблицг 2
Показатель
Ширина захвата в м . . . .
Rec косилки в «г
Средняя высота среза в см
Техническая производи-
тельность в га/час
Коэфиииент эксплоатацион-
Сопротивление в работе
на лугу в кг
Характеристика
конных косилок
Тип и марка косилок
Наклонно-подъёмные
«Новый
идеал"
1.37
327-335
5.98
о,448
O.92O
152,5—181,9
К-1,4
1.37
3^7
6,47
о,493
0,928
112,0-135.0
J* 9
1,37—2,10
323
7,86
0,437
о,935
№ 4 Джон-
Дир (с пе-
редком)
1,37-21°
443
8,60
0,489
О'945
121,9 — 165,2
Вертикально-подъёмные
МК-4.5
завода
Л» 735
•,37
375
9>оо
0,416
о,545
142,0—197,0
№ 4
Крупп
1,37
343
5'74
о,444
0,891
185,0 — 194,°
Фелла
1,37
322
5,56
о,455
0,852
98,0 — 119,0
Характеристика косилок-валкообразователей
Таблица 3
Показатель
Тяговая сила
Число рабочих
Ширина захвата в м . . . .
„ валка в м
Сопротивление в работе в кг
Мощность, передаваемая
через вал отъёма трактора,
в л. с
Расход горючего в кг!га . .
Техническая производитель-
ность в га\час
Коэфициент эксплоатацион-
ной надёжности
Тип косилок-валкообразователей и агрегатов
Конная ко-
силка с
виндроуэр-
ным при-
способле-
нием
2 лошади
i
i,4°
о,5°
о, 45
о,ооо
Лобо-
грейка
3 лошади
а
1,5°
о,8о
17о
0,70
°>97°
Виндроуэр
(однохедер-
ная косил-
ка) 6,1 м
Двуххедерные
косилки
У-2
3
б,оо
1,ОО
3.96
7б—3,5°
0,378—0,760
14,6 м
СТЗ НАТИ
3
14,5б
1,6о
731
6,8о—9,35
2,18—5,7°
3,30—8,50
0,087—0,437
8 м
СТЗ 15/30
3
8,оо
1,50
< с
СТЗ 15/30
3
12,ОО
I.5O
У-2
2,1О
о,6о
У-2
4,оо
зХо,бо

172
МАШИНЫ ДЛЯ УБОРКИ СЕНА И ДЛЯ ПОДГОТОВКИ КОРМОВ
(РАЗД. IV
X со о
4«S
Три ко
Новый
(на за л
луг
111?
Coco
\ -t-
со й
Ю 0
сою
X«4
re
и
«fill A00-
« о со Ki-
I 1
rn и
О
I I ' I
"? I 111 I
я и
О. f-
C
ооб
OO
. . ,Q . .^ X
' 1c О ' * rv SO»
' ' ю cS ' ¦ ffl «
. •^m • • н
1 • ч p. * -go
Ц 29 : • g as
aoS 7?Й 2
. и i-
.52*.
й в- и . . о х с
2 о g 2s«
ЙОктЧЗяОЕ'
о Ч о. те I.4 &S '
S та о.о °
О) О,™ Я
н о g о>
(исходя из условий отсутствия двойного среза
стеблей) принимать для косилок g = 1,33 [12].
Число оборотов кривошипного вала
определяется по формуле
15у
нор
Количество перерезаемых стеб-
лей, приходящихся на каждый сантиметр
длины рабочего лезвия (удельная нагрузка в
Таблица 5
Скорость ножа (в м!сек) в начале и в конце резания
Тип режущих
аппаратов
Низкорежущий . .
Нормальный ....
С двойным ходом
ножа
Резание
о I палец
начало
о. 86
2,3
2,бЗ
конец
2,24
2,11
3.35
Резание
о 11 палец
начало
2,37
3.°1
конец
1,95
2,22
cm2jcm), изменяется по длине лезвия; оно
обычно выше в верхней части сегмента и осо-
бенно у режущих аппаратов с двойным ходом
ножа. В последнем случае нагрузка достигает
a w 9J
Фиг. 13. Режущий аппарат косилок конных и тракторных:
/ — палец (ГОСТ 3495-46, тип 1); 2— вкладыш
(ГОСТ 158-46, тип 1); 3 — сегмент (ГОСТ 158-46, тип 1);
4 — заклепка вкладыша (ОСТ 3951; 5x1, 54°); 5—спинка
ножевая (ГОСТ 158-46, тип 1); б — заклёпка сегмента
(ГОСТ 1187-41, 5X1); 7— гайка (ОСТ НКТП 3310, М12Ш);
8 — пластинка трения (ГОСТ 3497-46, тип 1 и 2); Р — при-
жим (ГОСТ 3496-46, тип 1); 10 — болт (ОСТ 20035-38,
М12хг, тип 6); // —брус пальцевый (ГОСТ 3294-46, про-
филь № 8).
15—16 см2(см, тогда как у режущих аппаратов
нормального и низкого резания нагрузка на
1 см лезвия не превышает 8 — 10 см2 (фиг. 14).
Высота остающейся стерни зависит от типа
режущего аппарата и от высоты его установки,
минимальное значение которой составляет
22 мм при штампованных пальцах и 32 мм
при пальцах из ковкого чугуна (фиг. 15, 16).
Увеличение скорости приводных косилок
влияет на повышение средней высоты среза
(фиг. 17).

ГЛ. V]
СЕНОУБОРОЧНЫЕ МАШИНЫ
173
а) ' б)
Iпалец V палец /палец В палеи
I JO
10
1
1
1
1
I1 К
1
1
к
Ь
Н=3см
3-4 US 5-6 6-7 7-8 8-9 НЪм
Классы по высоте стерни
Фиг. 14. Диаграммы нагрузки на лезвия сегментов и
вкладышей режущего аппарата косилок (Л — высота ра-
бочей части сегмента, L — длина лезвия, а — угол лезвия
с осевой линией сегмента). Нагрузка на лезвие: а — сег-
мента нормального одноходового режущего аппарата;
б — режущего аппарата с двойным ходом ножа; в—низко-
режущего аппарата; г — вкладыша нормального однохо-
дового режущего аппарата; д—-режущего аппарата с
»войным ходом ножа; е — иизкорежушего аппарата.
3
г
Г ^
^^
^^
р===—
Скорос/пь трактора СТЗ-НДТИ
Фиг. 17. Характеристика высоты стерни при разных ско-
ростях и при разном наклоне режущего аппарата (косилка
К-6,0 с нормальным двухходовым режушим аппаратом при
работе на втором укосе травы): 1 —наклон пальцевого
бруса вниз; 2—среднее положение пальцевого бруса,"
3—наклон пальцевого бруса- вверх.
wo
90
во
70
60
50
40
30
20
m
u 3 Ь 5 6 7 8 9 Н'см
Классы по высоте стерни
Фиг. 16. Характеристика высоты стерни для
разных режущих аппаратов косилки при раз-
личной высоте их установки: 1 — низкорежу-
щий аппарат; 2—одноходовой аппарат нор-
мального резания; 3—аппарат с двойным ходом
ножа.
/-
2-
3-
7
Ч
?
I
Г
(f
Н*3см
/i
1 //
1 \ УУ>
1
1
^rf3
1
^f5^
1 1
I
W 20 30 UO 50 50 10 80 90 % О Ю 20 30 W 50 60 70 80 90 % 0 10 20 30 40 50, 60 70 80 90
Фиг. 15. Теоретическая высота стерни Н' см для разных режущих аппаратов косилки при высоте уста-
новки их Н — 3 см: 1 — низкорежущий аппарат; 2 — одноходовой аппарат нормального резания; 3— аппа-
рат с двойным ходом ножа.

174
МАШИНЫ ДЛЯ УБОРКИ СЕНА И ДЛЯ ПОДГОТОВКИ КОРМОВ
[РАЗД. IV
Защемление стеблей при резании
(фиг. 18) определяется условием а-\- р < «pj-f-
+ %, где о Р- углы, образуемые лезвиями
сегмента и вкладыша с их осями; ^=16-*-
-4-18° и срз = 32-J-36° — углы трения стеблей
соответственно по гладкому и насечённому
лезвиям.
Износ лезвий (затупление) сопрово-
ждается нарушением условий защемления; при
Фиг. 18. Условия защемления стеблей в режущей паре.
этом повышается высота среза и увеличи-
вается затрата усилий и работы на перереза-
ние стеблей. Затупление лезвий пропорцио-
нально нагрузке на единицу длины лезвия и
зависит от термообработки и твёрдости мате-
риала.
На фиг. 19 показаны кривые затупления
сегментов разной твёрдости.
Мощность, потребная на приведение в дви-
жение ножа, подсчитывается как произведение
50 100 150 200 250 Ш мин
Время работы при скорости косилки V*l м/сек
Фиг. 19. Характеристика затупления лезвий сегментов
разной твёрдости при скашивании отавы луга (косилка
.Новый идеал"). Твёрдость Rr: 1 — 55—60; 2—50—65;
,3 — 45—50.
средней скорости ножа шг и максимальной
инерционной силы
берут не больше @,25 — 0,3) maPr во избежа-
ние значительных раскачиваний косилки. Го-
ризонтальные составляющие сил инерции ножа
воспринимаются рамой косилки и ребордами
колёс.
Зазоры в шарнирах крепления режущего
аппарата нарушают нормальную работу, уве-
личивают потери и, следовательно, уменьшают
к. п. д. косилки, почему допускать их не сле-
дует, особенно в креплениях штанг и в глав-
ном шарнире режущего аппарата.
Расположение режущего аппа-
рата относительно колёс должно обеспечи-
вать полное использование ширины захвата
при возможно близком расположении внутрен-
него башмака режущего аппарата к колесу
косилки.
На фиг. 20 представлена схема располо-
жения колёс и пальцевого бруса косилок, а
в табл. 6 приведены характеризующие это
расположение параметры. Для полного исполь-
зования ширины захвата косилки х-± должно
быть не менее 150 мм, т. е. должно равняться
1
Фиг. 20. Схема расположения колёс и пальцевого бруса
косилок и расположение лошадей в упряжке конной
косилки.
ширине следа лошади или быть больше поло-
вины её. Из табл. 6 видно, что только у двух
косилок этот размер едва достигает 100 мм;
Таблица 6
Параметры расположения режущих аппаратов
косилок (в мм)
Марки
косилок
.Новый
идеал" ГЛЗ. .
№ 9 МКЖМ
№ 4 Джон-
Дир
Крупп . . .
Фелла . . .
К-1.4ГЛЗ. .
В*
1365
1365
1365
1365
1365
1365
а
п8о
1310
1290
I2O5
5
н8о
Ъ
95
Ю5
135
125
IOO
95
с


I3O
9О
155
I2O
X
137
4
13
'53
i°5
133
d
51°
527
522
487
545
517
е
462**
4^5
45°
42O
449 **
44°**
х1
48
бз
9а
б?
96
77
Инерционную силу ножа в косилках ча-
стично уравновешивают путём введения про-
тивовеса. Центробежную силу противовеса
* Расстояние по центрам крайних вкладышей.
*¦ На левом отверстии модератора.
таким образом, у всех косилок, представлен-
ных в табл. 6, не предусмотрено полное исполь-
зование ширины захвата.

ГЛ. VI
СЕНОУБОРОЧНЫЕ МАШИНЫ
175
Осевая линия дышла должна проходить че-
рез общий центр тяжести косилки или на 50—
100 мм вправо, что сближает её с направле-
П
Фиг. 21. Вертикальные перемещения режущего аппарата.
нием равнодействующей всех сил сопротивления
и сводит момент в горизонтальной плоскости
Режущий аппарат косилки должен свободно
приспосабливаться к местным неровностям
рельефа в виде понижений и повышений^//
и в виде склонов на угол ± а. В табл. 7 даны
показатели приспособляемости режущего ап-
парата косилок к рельефу местности, а также
показатели действия подъёмных механизмов
(фиг. 21).
По условиям, часто встречающимся на лугах,
режущий аппарат косилок должен быть рас-
считан на приспособляемость к неровностям
почвы в интервалах Hi— + 20 см и а= ± 15°.
Переменный дезаксиал Н кривошипно-ша-
тунного механизма, обусловливаемый свобод-
ным приспособлением режущего аппарата ко-
силок к неровностям почвы, изменяет длину
хода ножа. Для любого расположения пальце-
вого бруса длина хода ножа определяется по
формуле
- Н2 -
Фиг. 22. Схемы механизмов наклона режущих аппаратов пароконных косилок: а—МКЖМ № 9; б — ГЛЗ-К-1,4;
в — ГЛЗ «Новый идеал"; г — Крупп; 6 — Фелла; е—Джон-Дир № 4.
к минимуму или даже к нулю. Во избежание где / — длина шатуна; г — радиус кривошипа;
возможности возникновения боковых усилий Н— дезаксиал.
при криволинейном пути полозки башмаков Давление на конец дышла (на холки лоша-
следует делать выпуклыми. дей) в рабочем положении не должно превы-

176
МАШИНЫ ДЛЯ УБОРКИ СЕНА И ДЛЯ ПОДГОТОВКИ КОРМОВ
[РАЗД. IV
Таблица 7
Показатели приспособляемости режущих аппаратов
к рельефу местности
Hx h3 Ha -H
в град.
„Новый
идеал* ГЛЗ . .
1 № 9 МКЖМ
№ 4 Джон-
Дир
Крупп . . .
Фелла
К-1,4
№ 5, 6 .
К-1,4
№ 4 . .
ГЛЗ,
ГЛЗ*
14
17
48
83
85
io8
67
юз
98
14
6
б-13
Ю—21
14—аэ
13
17
13—эо
14— ао
яд, о
27,0
,5 i
13,8
6,15
5»°
8,19
шать 2—3 кг (с учётом уменьшения давления
весом рабочего).
Механизмы и органы управления. М е -
ха-низм наклона режущего аппа-
рата должен обеспечить поворот плоскости
вкладышей в пределах до 15° вверх от гори-
зонтального положения, что обеспечивает про-
ходимость режущего аппарата в различных
условиях и позволяет регулировать высоту
среза в больших пределах. На фиг. 22 пока-
Фиг. 23. Схемы механизмов
подъёма режущих аппаратов
пароконных косилок: а —
МКЖМ №9; б —ГЛЗ-К-1,4
N° 5; в—ГЛЗ „Новый идеал";
г - ГЛЗ К-1,4 № 4: <Э—Крупп;
е — Фелла; ж — Джон - Дир
№ 4.
заны схемы механизмов наклона режущего
аппарата косилок.
Механизм подъёма режущего ап-
парата (фиг. 23) при усилии 15—20 кг, при-
ложенном на рычаге, должен обеспечивать
подъём аппарата в течение 1—1,5 сек. (пре-
пятствия в траве обнаруживаются часто всего
лишь за 1,5 — 2 м). На ножной педали меха-
низма подъёма можно допускать усилие до
40 кг. Пружины подъёмного механизма должны
рассчитываться и регулироваться с учётом
физических возможностей человека. Механизм
управления главным шарниром (фиг. 24) дол-
жен обеспечивать одновременный подъём и
отрыв от почвы обоих
полозков, так как ве-
роятность встречи
препятствия одинако-
ва по всей ширине
режущего аппарата.
Рама машины
должна иметь три
точки опоры; допол-
нительные колёса мо-
гут быть присоеди-
нены к основной раме
машины только с не-
обходимыми степеня-
ми свободы.
Расположение
шарниров к а р -
даннойпередачи
должно обеспечивать
равномерное враще-
ние ведомых валов
при неровностях релье-
фа и при поворотах.
Промежуточный вал
не следует брать длин-
нее 1 м; его длину и
длину полой части
вала определяют (гра-
фически) исходя из
максимальных вели-
чин неровности почвы
и пределов изменения
радиусов поворота.
Вилки шарниров сред-
него вала должны на-
ходиться в одной пло-
скости, что выравни-
вает угловые скоро-
сти ведомого вала.
Фиг. 24. Схемы механизмов
главного шарнира косилок:
а —МКЖМ № 9, ГЛМ
К-1,4 № 4, 5 и 6; б — ГЛЗ
„Новый идеал"; в— Крупп;
г— Фелла; д— Джон-Дир
№ 4.
дорожного просвета,
Диаметр колеса
конных косилок при-
нимается около
800 мм из условий по-
лучения необходимого
возможности размещения передач и получе-
ния необходимого вращающего момента. Пе-
редаточное число должно составлять при
этом около 27, что обеспечивает необходимую
скорость ножа.
Переда ч-и следует делать двухпарными
и размещать их в масляной ванне, создавая
нормальные условия работы подшипников.
Целесообразно применять фрезерованные и
термически обработанные шестерни; их мо-
дуль и габариты получаются меньше, нежели
при необработанных чугунных шестернях.
Установка трёх пар шестерён в передачах ко-
силок нецелесообразна, так как потери в та-
ких передачах превышают выгоду, получаемую
от применения шариковых подшипников.
Опоры в передачах могут осуществляться в
виде бронзовых втулок или роликовых и ша-

ГЛ. V]
СЕНОУБОРОЧНЫЕ МАШИНЫ
177
риковых подшипников. Шарикоподшипники
снижают потери в передачах, но требуют бо-
лее точной обработки деталей и точной сборки
[6, 8]. Чугунные втулки в косилках применять
не следует.
Рулевое управление должно быть
самотормозящимся механизмом, рассчитывать
его следует по выбранному радиусу поворота
и по мощности человека при усилии на штур-
вале не более 10—12 кг.
Расчёт колёс косилок производится по фор-
муле (см. ГОСТ 3020-45)
где G— вертикальная нагрузка на колесо в кг;
Ь — ширина обода колеса .в см; Р—заданное
тяговое усилие в кг; q — коэфициент объём-
ного сопротивления почвы в кг/си*3. Коэфи-
циент q принимают при сеяных травах от 1
до 2,5 KZJcMb, для луга — от 2 до 5 кг\см*.
Размеры шпор для колеса, передающего
вращающий момент, определяют из условий
деформации почвы. Допустимый коэфициенг
скольжения колёс принимают в пределах 5 —
10%. Минимальное число шпор при расстоя-
нии между ними A —1,2) YD принимают
равным
= =B,6+3,14)
D
A-
Расчёт косилок на прочность. За расчёт-
ные нагрузки следует принимать перегрузки
в работе и при встрече режущего аппарата
с препятствиями. Запас прочности в деталях
можно при этом принимать от 2 до 4. Для пре-
дохранения деталей от поломок при пере-
грузке машины следует применять предохрани-
тель, т. е. такой элемент конструкции („слабое
звено"), который разобщал бы силовую цепь
при перегрузках. Предохранитель должен до-
пускать нормальные, часто встречающиеся в
работе перегрузки и срабатывать лишь при
достижении 1,25—1,5 нормальной нагрузки.
Необходимо соблюдать условие, чтобы жи-
вая сила движущихся частей, расположенных
после предохранителя, была меньше энергии,
совершающей поломку деталей в момент вне-
запной остановки. В случае несоблюдения
этого условия предохранитель теряет своё
значение, так как поломки будут происходить
за счёт кинетической энергии внезапно оста-
навливающихся масс.
Принятые в косилках запасы прочности
деталей характеризуются [4] приводимыми дан-
ными для пароконной косилки „Новый идеал":
Ножевая полоса i,8
Заклёпки сегментов . . . . • j,8
Тело шатуна . 1,75
Ложки шатуна (ковкий чугун) . • 1,48
Заклёпки головки шатуна • . . 1,25—1,5
Палец кривошипа 4-5
Кривошипный вал • 2,35
Зубья конических шестерён • • 1,7
Зубья цилиндрических шестерён • • л,ф
Передаточный вал .............. 2,об
Спицы большой шестерни ....-.-... з,3
Собачки храповика 2,25
Главная ось • • . . . 2,5
Спицы ходовых колёс 2,04
12 Том 12
ГРАБЛИ
Грабли служат для сбора в валки подсу-
шенной травы.
По характеру работы различают попереч-
ные и боковые грабли.
Поперечные грабли выпускаются одно-
конными (фиг. 25) и широкозахватными
(фиг. 26) для тракторной тяги. Широкозахват-
ные грабли состоят из секций, приспособлен-
ных для конной тяги.
Рабочими органами поперечных
граблей служат пружинные зубья, располо-
женные на расстоянии 70— 80 мм один от дру-
гого.
При движении граблей зубья сгребают траву
в валки. Оставление валка осуществляется
путём периодического подъёма зубьев меха-
низмом, получающим движение от ко-
лёс. Валки располагаются поперёк хода
граблей.
Форма и размеры валков определяются
траекторией подъёма зубьев (фиг. 27). Сгребае-
мая трава не должна затаскиваться грабель-
ными зубьями выше очистительных прутьев,
из чего следует, что угол между концами
поднимающихся зубьев и очистительным прут-
ком должен быть больше двойного угла тре-
ния сена о сталь. Это же обстоятельство опре-
деляет необходимость тщательной очистки по-
верхности зубьев.
Поднятие грабельных аппара-
тов происходит посредством храпового меха-
низма у конных и четырёхзвенного механизма
у тракторных граблей. Тракторные грабли на
ровных сенокосах могут работать в сцепке по
несколько штук; в этом случае для обеспече-
ния одновременного подъёма всех грабельных
аппаратов при оставлении валка необходимо,
чтобы длина тяг включения не зависела от не-
ровностей рельефа и кривизны пути. Тяги
включения должны проходить через шарниры
присоединения каждой секции к сцепке и вдоль
неизменных по длине брусьев сцепки и рам
граблей.
Основные размеры граблей и прицепные
устройства должны быть согласованы с раз-
мерами косилок при их использовании в одном
агрегате (фиг. 12).
Скорость движения граблей в ра-
боте должна быть не более 1,5 м}сек, так как
повышенная скорость вредно отзывается на их
состоянии.
Поперечные грабли успешно применяются
на разных сенокосах со злаковой раститель-
ностью и с задернелой поверхностью.
Типы и основные параметры поперечных
граблей стандартизованы (ГОСТ 442-41)
так же, как технические условия их изго-
товления (ГОСТ 811-41). Стандартизованы и
зубья поперечных граблей (ГОСТ 810-41).
Характеристика отечественных поперечных
граблей приведена в табл. 8.
Боковые грабли (фиг. 28) — универсаль-
ная машина. Они применяются для сгребания
травы, для оборачивания собранных ранее
валков и для ворошения травы в целях уско-
рения сушки.
Особенно успешно боковые грабли приме-
няются на сенокосах со значительной урожай-
ностью, на сеяных травах и во всех случаях
при рыхлой почве сенокосных площадей. Они

178
МАШИНЫ ДЛЯ УБОРКИ СЕНА И ДЛЯ ПОДГОТОВКИ КОРМОВ
[РАЗД. IV
Фиг. 25. Поперечные грабли конные.

ГЛ. V]
СЕНОУБОРОЧНЫЕ МАШИНЫ
179
меньше загрязняют тра-
ву, нежели поперечные
грабли.
Рабочим орга-
ном боковых граблей
является вращающийся
барабан с пружинными
проволочными зубьями,
размещёнными на план-
ках. Барабан установлен
под углом к направлению
движения машины и при-
водится во вращение от
колёс. Зубья вращающе-
гося барабана проходят
в непосредственной бли-
зости от поверхности
почвы и сохраняют по-
стоянное направление в
пространстве посредством особого
механизма. Зубья отгибаются при
встрече с препятствиями и при
задевании за неровности почвы.
Расстояние между зубьями и их
расстановка производятся из со-
ображений равномерного покрытия площади
траекториями зубьев для лучшего сбора сена
при сгребании или для равномерного ворошения.
Угол наклона зубьев регулируется в больших
пределах и выбирается из условий свободного
отбрасывания сена без затаскивания его выше
Характеристика поперечных граблей
Таблица 8
Показатель
Тяговая сила
Ширина захвата в ж
Вес в яг
Сопротивление перекатыванию
в кг . . . .
Сопротивление в работе в кг .
Потери травы в % (по данным
испытаний и эксплоатации) . . .
Марка поперечных граблей
КГ
№1
1 ло-
шадь
2,13
186
До 5°
4-6
шг-з
стз
15/30
2406
2ОО
442—71<э
7.97
ШГ-14 ГПТ-18
У-2
14N
1205
89
У-2
i8,o
1300
278
197—353 200—400 452—935
8,54
5-8
ШГ-1
СТЗ
15/30
3°.°
2933
6,66
Фиг. 26. Поперечные грабли трактор-
ные.
очистительных прутков. Переключением передачи можно
изменять направление и скорость вращения барабана. Такое
переключение делается при переходе от операций сгребания
травы в валки или оборачивания валков к ворошению травы.
Полная скорость концов зубьев представляет геометрическую
сумму окружной скорости вращения барабана и поступатель-
ной скорости машины и берётся при сгребании около 3 м\сек,
при ворошении — около 7 м/сек. Отклонение абсолютной ско-
рости от направления движения граблей определяет режим
их работы и траектории перемещения собираемой провялен-
ной травы. Угол этот обычно принимают равным 26—27°.
Боковые грабли при сгребании смещают траву в сто-
рону („вбок") и оставляют непрерывный валок, совпадающий
с направлением движения машины. Валок получается рых-
лым, несколько скрученным, хорошо просыхающим.
При ворошении барабану машины сообщается обратное
направление вращения и большее число оборотов. Трава под-
нимается зубьями барабана с земли и перебрасывается на
другое место.

180
МАШИНЫ ДЛЯ УБОРКИ СЕНА И ДЛЯ ПОДГОТОВКИ КОРМОВ
[РАЗД. IV
Фиг. 27. а — схема работы механизма подъёма зубьев
тракторных граблей и б — диаграмма изменения тяговых
сопротивлений при работе.
Фиг. 28. Боковые грабли
ворошилка.
¦//30-

ГЛ. V]
СЕНОУБОРОЧНЫЕ МАШИНЫ
181
ВОРОШИЛКИ И ВАЛКООБОРАЧИВА-
ТЕЛИ
Для равномерности высыхания травы и уско-
рения её сушки, особенно в валках и после
дождей, необходима операция ворошения или
оборачивания валков. Ворошение должно про-
исходить без повреждения сохнущей травы и
без увеличения потерь. При ворошении бо-
лее сухое сено должно быть перемещено
вниз, а нижние более влажные слои его —
наверх.
При оборачивании валков они должны
быть перемещены на другое (сухое) место.
Наиболее успешно оборачивание валков вы-
полняют валкооборачиватели (фиг. 29), бо-
ковые грабли и комбинированные ворошилки
(фиг. 30). При ворошении травы боковые
грабли и ворошилки (фиг. 31) производят
удовлетворительное переворачивание сена и
перемещают его на сухое место.
Характеристика ворошилок и валкообора-
чивателей приведена в табл.9.
Таблица 9
Характеристика ворошилок ивалкооборачивателей
Показатель
Тяговая сила
(лошадей). . .
Ширина за-
хвата в м . . .
Вес в кг . .
Тяговое со-
противление
при перевозке
в кг
Тяговое со-
противление
при работе на
лугу в кг . . .
Средний раз-
мер потерь
при оборачи-
вании в °/0 . .
Ворошилки
виль-
чатая
i
1.5
244
5о—6i
73—к»
комби-
ниро-
ванная
i
1,6
3°5
64—70
114—14°
3-6
Боковые
грабли
на во-
роше-
нии
2
4i8
83—95
ш—И5
на обо-
рачива-
НИИ
валков
2
3,1
418
73—95
144—160
1,66
Валкооборачи-
ватель
ВИСХОМ
i
2ОО
35
5б-?8
7-8
ВОЛОКУШИ И КОПНОВОЗЫ
Волокуши служат для сбора сена из валков
в кучи с последующим оформлением копён и
для доставки куч и копён к стогам. Непосред-
ственным сближением копён, доставляемых
волокушами и копновозами, можно заклады-
вать основания стогов и скирд (остожье).
Волокуши применяются также на сборе недо-
сушенного сена в кучи при уборке сеяных
трав на полях с уплотнённой поверхностью
почвы.
При расчёте схемы волокуши и
при анализе её конструкции следует руко-
водствоваться соображениями использования
мощности трактора, соответствия трактору
грузоподъёмности волокуши, хорошей приспо-
собляемости её к неровностям рельефа и удоб-
ства перемещения заданного радиуса на пово-
ротах.
Площадь решётки F волокуши опре-
деляется заданной грузоподъёмностью G и
объёмным весом сена -у. При высоте кучи на-
бираемого сена около 2 м площадь решётки
принимают равной
V
где V — объём кучи.
Для ограничения момента при повороте
длину пальцев L следует принимать не более
3 м. Ширина захвата решётки В — у-. Объём-
ный вес сена в валках f колеблется в пре-
делах 10—20 кг/мК Угол наклона пальцев не
должен превышать 7°, чтобы сено продвигалось
до основания пальцев. Дорожный просвет И
должен составлять не менее 150 мм при ра-
боте и 250 мм при транспорте. Он определяется
из условия H—L tga, где a — угол наклона
пальцев.
Расчёт пальцев на прочность
нужно проводить, как для тел равного со-
противления при жёсткой заделке у осно-
вания.
Расстояние между пальцами волокуши для
степных сенокосов с низким травостоем должно
составлять 200—250 мм, для длинностебельного
сена — до 350 мм. Форма пальцев должна
обеспечивать набор и снятие сена; радиус кри-
визны сечения концов пальцев следует брать
не менее 100—120 мм. Концы пальцев должны
находиться на высоте до 20 мм над опорной
поверхностью.
Колёса волокуши следует распола-
гать возможно ближе к трактору. Радиус по-
ворота принимают от 8 до 12 м. Пересечение
осей управляемых колёс волокуши с осью ве-
дущих колёс трактора должно быть в одной
точке.
Во избежание заедания в шарнирах угол
между коленами цапф и осью волокуши не
должен превышать 155°, а между коленом и
поперечной связью —155° + а3, где а3 — угол
колена при прямолинейном движении; tg a3 ра-
вен приблизительно половине расстояния
между колёсами волокуши, делённого на рас-
стояние от оси ведущих колёс трактора до оси
В
волокуши, т. е. tg a3 х -^.
Характеристика волокуш (фиг. 32, 33, 34)
и копновозов (фиг. 35) приведена в табл. 10.
КОПНИТЕЛИ И СТОГООБРАЗОВАТЕЛИ
На уборке сеяных трав, особенно бобовых
(клевер и люцерна), и на сенокосах с рыхлыми
почвами, где применение волокуш нежела-
тельно и часто невозможно, сбор сена из вал-

182
МАШИНЫ ДЛЯ УБОРКИ СЕНА И ДЛЯ ПОДГОТОВКИ КОРМОВ
[РАЗД. IV
Фиг. 29. Валкооборачиватель
конструкции ВИСЛОМ 1940 г.
Фиг. 31. Вильчатая
ворошилка.
Фиг. 30. Комбинированная ворошилка.

ГЛ. V]
СЕНОУБОРОЧНЫЕ МАШИНЫ
183
Звено Жёстко
соединено с конической
шестерней рулевого
управления
Коробка автомата дпя
навесного культиватора
Фиг. 32. Волокуша конструкции Акимовской
станции механизации сельского хозяйства.
Фиг. 33. Толкающие грабли Симского завода.
Фиг. 34. Волокуша универсальная тракторная
конструкции ВИСХОМ.

184
МАШИНЫ ДЛЯ УБОРКИ СЕНА И ДЛЯ ПОДГОТОВКИ КОРМОВ
[РАЗД. IV
Таблица 10
Характеристика волокуш и копновозов
Показатель
Тяговая сила
Размер решётки:
длина пальцев в -и ...
ширина захвата в м . .
Материал пальцев. ....
Вес волокуши в кг . . • .
Техническая производи-
тельность на сборе валков
Грузоподъёмность:
при сборе валков в кг .
при транспорте копён .
Управление при движении •
Подъём решётки
Угол наклона пальцев
в работе в град
Расстояние между пальца-
Число пальцев
Дорожный просвет в мм .
Радиус поворота в л ...
Пароконные тол-
кающие грабли
Симского завода
2 лошади
2,0
3,о
Дерево
200
5 о
эоо
5°о
Тягой лоша-
дей посредством
механизма с си-
ловым замыка-
нием
7
250
12
2ОО
3,о— 5,о
Волокуша Акимов-
ской станции меха-
низации с. х.
У-2 (с автоматом
для навесных ору-
дий)
2,4
б,о
Дерево твёрдых
пород
9.4
боо
I2OO
Штурвалом трак-
тора
От автомата трак-
тора для навесных
орудий
7
Збо
2ОО
6,5-16,5
Копновоз
НИМИС
СТЗ 15/30
а.5
4>25
Металл
8оо
—
8оо
Штурвалом
трактора
Механизмом,
монтируемым на
тракторе
б'
25°
18
200
8,0—11,0
Волокуша ВИСХОМ
(В-1,0)
У-2 и СТЗ 15/30
а>5
5>5
Металл
ооо
ю,о
боо
I2OO
Вперед движением
трактора, назад не
ЛГППЯ R ПЯРТЛСТ
jll РиоЛлС Ivn
От колёс воло-
куши
4
325
i6
В работе 100, при
транспо рте — 230
8,о—ю,о
Фиг. 35. Копновоз конструкции НИМИС 1940 г

ГЛ. V]
СЕНОУБОРОЧНЫЕ МАШИНЫ
185
ков может производиться: подборщиками-
сенонагрузчиками с погрузкой сена на под-
воды, подборщиками-копнителями (фиг. 36
и 37) с оставлением копён на поле и подбор-
щиками-стогообразователями с оставлением
стогов на месте или с доставкой к месту скир-
дования.
обивание листьев и возникают затруднения
с ручным разравниванием и уплотнением сена»
Механическое разравнивание и уплотнение
сена возможно, но опыт применения его в коп-
нителе ВИСХОМ (фиг. 37) показал, что на ра-
боту механизмов расходуется значительная
мощность.
Фиг. 36. Копнитель конструкции НИМИС.
Следует иметь в виду, что валок после по-
перечных граблей получается значительной
ширины и поэтому ширина захвата подборщи-
ков должна быть не менее 2 м. Успешно под-
бирать и транспортировать сено механическими
способами при установившихся скоростях ма-
шин можно только из небольших валков —
около 2 кг в 1 пог. м. Для подборки больших
валков необходимы значительные скорости
рабочих органов, при которых происходит
Характеристика копнителей и стогообразо-
вателей приведена в табл. 11.
На фиг. 38 приведены результаты динамо-
метрирования различных копнителей на есте-
ственном заливном лугу. Лучшие энергетиче-
ские показатели имеет волокуша, потребляю-
щая наименьшее количество энергии на копне-
ние. Однако она имеет и недостатки — необхо-
димость ручного оформления копён, недостаточ-
ная применимость на некоторых видах сенокоса.

186
МАШИНЫ ДЛЯ УБОРКИ СЕНА И ДЛЯ ПОДГОТОВКИ КОРМОВ
[РАЗД. IV
2*8x2^
ПС
9
8
7
6
5
U
3
2
1
О
Ркг
а)
- .- —х -¦-
Фиг. 37. Копнитель конструкции ВИСХОМ.
I
Работ по подбиранию сена
Копнитель Нимис
45 кг км.
¦'Работа по уплотнению и
формированию копны,
подбиранию и подъёму сена
Робота по подбиранию и
подъёму сена.
Копнитель Висхом
/35 кг, км.
Стогооброзобатель
Красный Йксай
59кг>км.
IIUU
mm
900
800
700
600
500
WO
300
200
WO
0
\ё$$$$$$$$^ - работа механизмов
Кй&йй&йй&Э - холостой ход механизмов
Y//////////A - работа тягового усилия
/ /2 /3 zi—-~~—" '
—~^^ / /
—-—— 1 *-—~/^
ШжШШг—
1 1 1 1 1 1 1
¦И
1 -
ШШШ
ШжЁж
ШШШ
ШШШв,
Путь при собирании Валко сенаЧи
Фиг. 33. Диаграммы работы копнителей при сборе сена на естественном заливном лугу: а — работа на
карданном валу трактора; б—работа тягового усилия трактора; 1 — копнитель ВИСХОМ; 2 — стого-
образователь .Красный Аксай"; 3—копнитель НИМИС; 4—волокуша Акимовской станции механизации с. х.

ГЛ. V]
СЕНОУБОРОЧНЫЕ МАШИНЫ
187
Характеристика копнителей и стогообразователей
Таблица 11
Показатель
Копнитель НИМИС
Копнитель ВИСХОМ
Стогообразователь
«Красный Аксай"
Тяговая сила
Тип подборщика
Ширина захвата подборщика в м ....
Ёмкость копнителя в ж3
Вес в кг
Потери сена за подборщиком в °,'„. . . .
Сопротивление копнителя на лугу в кг .
Мощность, потребная для работы механиз-
мов (от вала отъёма мощности), в л. с.. .
Расход горючего в кг/га
Расход горючего на 1 кг сена . . . . • .
Наличие механического разравнивателя
сена
Наличие механического уплотнения сена
Число рабочих (с трактористом) . • . . .
Техническая производительность в га/час
То же в т/час
Коэфициент эксплоат. надёжности....
СТЗ 15/30
2,0
25
—
2,8—9,3
350—423
5,6—7,32
1,9°
—
Нет
Нет
3
0,25—15.6
9.4
0,123—0,847
3
СТЗ 15/30
а в о д а .Коммуна
2,0
3
2900
11,4—20,0
45°-5°8 (выгрузка 620)
6,5—8,5
—
—
Имеется (вращаю-
щееся дно)
Имеется (ребристый
конический каток)
2
2,81
8,15
0,082
СТЗ 15/30
Р"
2,0
8о
3250
3,3—14,о
379—8об (выгруа
2020)
а,о—4.°
1.13
1.54—7'°°
Нет
Нет
4
1.7-9,85
4.65
0,31—0,46
ПРЕССЫ-ПОДБОРЩИКИ
Прессы-подборщики различаются по форме
образуемых тюков. Рулонные прессы-подбор-
щики образуют цилиндрические тюки, получае-
мые посредством закручивания сена ремнями,
движущимися в противоположные стороны;
тюки обматываются шпагатом. Схема рулон-
ного пресса-подборщика представлена на
фиг. 39 [18].
Камерные прессы-подборщики образуют
тюки в виде параллелепипедов, связываемых
в двух местах шпагатом или проволокой. Схемы
камерных прессов-подборщиков представлены
на фиг. 40, 41, 42, 43.
Характеристика камерных прессов-подбор-
щиков приведена в табл. 12.
Прессы-подборщики должны подбирать
сено из валков с влажностью до 30% (оставляя
не более 2% сена), уплотнять и связывать его
в тюки или рулоны с объёмным весом от 150
до 300 кг/мК Связывание тюков может произ-
водиться шпагатом или проволокой. Жела-
Фиг. 39. Схема ру-
лонного пресса-
подборщика Алис-
Чалмерс.
Характеристика камерных прессов-подборщиков
Таблица 12
Показатель
Тяговая сила и двигатель . .
Размеры камеры в мм . . .
Производительность в т/час
Плотность прессования
в кг/л3
Число рабочих
Вес пресса-подборщика в кг
Средний вес тюков в кг . .
Тип подборщика
Тип питающего устройства .
Разделение порций сена . .
Способ связывания тюков .
Марки прессов-подборщиков
ВИСХОМ A940)
СТЗ НАТИ; привод
от вала отъёма мощ-
ности
350X450
5
300—400
4
2400
.Коммунар"
Набиватель
Упаковщиком
Делительными вил-
ками» вручную
Проволокой, вруч-
ную
/
Клаас
СТЗ 15/30; привод от вала
отъёма мощности
350X1000
4
I5O—2ОО
i
190Э
2О—ЗО
ИНЕС
Подающие вилы
Механически
Иглами при связывании,
автоматически
Вязальными аппаратами ти-
па Мак-Кормик, шпагатом,
автоматически
МКЖМ 50 т
У-2; бензиновый двигатель
14 л. с.
35°Х45°
б
200—3°°
I
1870
ЗО—45
МКЖМ
Шнек и компрессоры
Режущим аппаратом
Иглами при связывании,
автоматически
Вязальными аппаратами ти-
па Диринг, для упрочнённого
манильского шпагата автома-
тически

188
МАШИНЫ ДЛЯ УБОРКИ СЕНА И ДЛЯ ПОДГОТОВКИ КОРМОВ
[РАЗД. IV
Фиг. 40. Пресс-подборщик
ВИСХОМ 1940 г.
36 35 3734 12 33
Фиг. 41. Пресс-подборщик Клаас С
нижними подающими вилами: 7—паль-
цы вил; 2—карданная передача; 3—тор-
моз вязального аппарата; 4—лента
тормоза; 5—ремённая передача; 6—ци-
линдрические шестерни; 7—вал вя-
зальных аппаратов; 8—вязальные
аппараты; 9—механизм включения вя-
зального аппа- ч».
рата; 10—пере-
дача к вязаль-
ному аппарату;
// — вал вил с
кривошипами;
12— цепная пе-
редача; 13—ве-
дущий вал транспортёра;
14 — цепная передача под-
борщика; 15—подборщик-
транспортёр; 16—прицеп-
ная серьга; 17 — полозки
подборщика; 18—пальцы-
штифты подборщика; 19—
шкив коробки шестерён;
20 — конические шестерни;
21 — коробка конических
шестерён; 22—подающие
вилы; 23—маховик; 24— §
муфта вязальных аппара- / 3
тов; 25— кривошип иглы; /§
26—шатун иглы; 27—меха-
низм включения вязального g
аппарата; 28—механизм /^
поршня (ОАВО,); 29— пру- с—'-
жины регулятора камеры;
30—винт для сжатия каме-
ры; 31 — диск включения
вязального аппарата; 32 —
шкив ведомый; 33 — меха-
низм иглы вязального аппа-
рата; 34—прес-
совальная ка-
мера; 35 — пор-
шень; 36 — ме-
ханизм вил (CDEOa); 37—пружины регулятора камеры; 38 —коробки для шпагата; 39— шпагатонатягиватель.

ГЛ. V]
СЕНОУБОРОЧНЫЕ МАШИНЫ
189
Фиг. 42. Пресс-подборщик
Клаас с верхними подающими
вилами: 1 — конические ше-
стерни; 2 — коробка кони-
ческих шестерён; 3—ведо-
мый шкив; 4 — вал вязальных
аппаратов; 5—механизм вклю-
чения вязальных аппаратов;
6— регулятор величины тюка;
7—вязальные аппараты; 8—ме>
а 12
ханизм игл вязального аппа-
рата; 9 — муфта вязальных
аппаратов; 10—пальцы вил;
// — натяжное устройство по-
лотна; 12—полозки подборщи-
ка; 13 — пальцы подборщика;
Н—прицепная серьга; 15—под-
борщик; 16—цепная передача
подборщика; 17—транспор-
тёр; 18—планки транспортёра;
19 — коробка для шпагата;
20 — шпагатонатягиватель;
21 — ремённая передача;
25 — иглы вязальных аппара-
тов; 23 — шатун игл; 24 — ци-
линдрические шесте рни;
25—механизм поршня(ОЛВО,);
26 — кривошип иглы; 27—игла;
28—регулятор прессовальной
камеры; 29 — винты для сжа-
тия камеры; 30—диск включе-
ния вязального аппарата;
31 — передача к вязальным
аппаратам; 32—прессовальная
камера; 33—тормоз вязального
аппарата; 34—поршень;35—ко-
ленчатый вал вил; 36 — меха-
низм вил (OtCDOa); 37 — цеп-
ная передача вил; 38 — подаю-
щие вилы; 39—цепная пе-
редача транспортёра; 40 — ве-
дущий вал транспортёра;
41 — прицепной полок.
2350
2700
Фиг. 43. Схема пресса-подборщика
МКЖМ 50 т: 1 —компрессор; 2 — ме-
ханизм опускания вязального аппара-
та; 3—механизм включения вязального
аппарата; 4 — вязальный аппарат;
5 — подборщик; 6 — иглы; 7 — двига-
тель 14 л. с.; 8—ведущий шкив;
9 — механизм включения пресса;
10 — поршень.

190
МАШИНЫ ДЛЯ УБОРКИ СЕНА И ДЛЯ ПОДГОТОВКИ КОРМОВ
[РАЗД. IV
тельны безостановочная работа прессов-под-
борщиков и применение автоматических вя-
зальных механизмов вместо труда рабочих-вя-
зальщиков.
Рабочие органы прессо в-п о д-
борщиков приводятся в движение от своего
двигателя, стоящего на раме пресса, или от
вала отъёма мощности трактора. Желательно
в конструкции пресса-подборщика иметь меха-
низмы для сбора тюков сена и укладывания их
на прицепленную к прессу повозку.
СТОГОМЕТАТЕЛИ
Стогометатели должны поднимать сено на
переменную высоту до 8 м и подавать его от-
дельными ношами в разные места стога по
указанию кладчиков. Вес ноши сена должен
находиться в пределах 100—200 кг; это коли-
установки и закрепления их на месте работы.
Характеристика стогометателей приведена
в табл. 13 (фиг. 44, 45 и 46) [20].
Подъёмными устройствами кра-
новых стогометателей могут быть когти, гар-
пуны и сетки с автоматическим освобожде-
нием поднятого сена. Характеристика их дана
в табл. 14.
ПРЕССЫ СЕННЫЕ СТАЦИОНАРНЫЕ
Сенные прессы бывают ручными, конными
и моторными (фиг. 47). Ручные прессы —
обычно прерывного действия, в конных и мо-
торных прессах процесс работы происходит
непрерывно.
Характеристика сенных прессов приведена
в табл. 15.
Характеристика стогометателей
Таблица 13
Показатель
Характер работы
Тяговая сила . .
Способ загрузки
Число рабочих .
Техническая про-
изводительность в
т.'час
Вес поднимаемой
порции в кг . . .
Стогометатели
Перекидной
типа Емец
Прерывный;
пб~дача в одно
место С посто-
янной высотой
подъёма
2 лошади
Волокуша с
подъёмом (тол-
кающие граб-
ли)
3
5
Зоо
Элеваторный
типа Остер
Ридер
Непрерывный;
подача в одно ме-
сто с переменной
высотой подъёма
до 12 м
Двигатель 6 л. с.
Ручная
5-6
б
Крановый с пово-
ротной реей
Прерывный; по-
дача в разные ме-
ста с переменной
высотой подъёма
до 10 м
1—2 лошади
Подвозка копён
любыми средства-
ми или закла-
дывание сеток
5-6
5
15°
Комбинированный
типа Уайет (воло-
куша-стогомета-
тель)
Прерывный; по-
дача в разные ме-
ста по скирде вы-
сотой до 7 м
2 лошади или
малый трактор,
возможно примене-
ние автомашины
s
6—8 с доставкой
сена на расстояние
до 300 м
3°о
Крановый подъём-
ник висхом
КП-0,25
Прерывный; по-
дача в разные ме-
ста с переменней
высотой подъёма
до 8 л
1—2 лошади
Подвозка копён
любыми средства-
ми или закладыва-
ние сеток
5-6
6
зоо
Таблица 14
Характеристика подъёмных устройств для работы крановых подъёмников
Показатель
Когти
одноконные
пароконные
Гарпуны
большие
Сетки
Вес подъёмного устройства в кг
Средний вес ноши сена в кг. .
Максимальный
К. п. д. подъёмного устройства
Коэфициент отрыва
46,7
87,9
147.4
0,54—0,65
1,54-2,58
76,0
io8,o—147H
20О,О
0,58—0,66
1,бЗ— 2,Об
6,6
56,8
68,4
0,89
2,ОО
11,2
8о,8
138,8
о,8о—о,
а,бз
250,0
о,8о
1,20
чество сена 2 человека могут успевать выкла-
дывать в стог или в скирду. Конструкции стого-
метателей должны иметь удобное устройство
для перевозки их от стога к стогу по неров-
ному лугу н обеспечивать возможность быстрой
Основные рабочие органы прес-
сов: приёмная и прессовальная камеры, пор-
шень, упаковщик, набиватель. В механических
прессах применяется транспортёр для подачи
сена.

ГЛ. V]
СЕНОУБОРОЧНЫЕ МАШИНЫ
191
Фиг. 44. Кинематические схемы перекидных стогомета-
телей: а — Мак-Кормик; б — Дайн-Нью-Идеа; в — Дайн-
сеньор; г—Дайн-автоматик; д—Мак-Кормик; е—Джон-
Дир; ж — Джон-Дир;э — Селф Ехстендинг.
Фиг. 46. Крановый стогометатель „ВИСХОМ КП-0,25"
Фиг. 46. Комбинированная волокуша-копновоз-стогоме-
татель.

Фиг. 47. Пресс сенной моторный; 1 — ведущий вал;
2 — промежуточный вал; 3 — кривошипные шестерни;
4—предохранительная муфта; 5— упаковщики защелки;
б— набиватель; 7 — контрпривод транспортёра; 8 — рама;
9—регулятор; 10— передний ход; И—задний ход;
12— ограждение; 13 — делитель; 14 — транспортёр.

ГЛ. VI
СЕНОУБОРОЧНЫЕ МАШИНЫ
193
Таблица 15
Характеристика стационарных сенных прессов
Показатель
Тяговая сила . .
Размеры камеры
в см
Производитель-
ность в т1час . .
Плотность прес-
сования в кг/м?. .
Число рабочих .
Вес пресса в кг .
Средний вес тю-
ков в кг
Разделение тю-
ков
Число рабочих
ходов в минуту . .
Конный
пресс
ПСК 1,0
завода
№ 707
1 — 2 лоша-
ди
4SX4.4
O,85—I,O
До з°°
5-6
1200 (С ПРИ-
ВОДОМ)
3°
Делитель-
ными до-
сками
ю— is
Моторные прессы
„Больше-
вик"
6-8 л. с.
35X42
2-5
4<х>
7-8
1755
35—4<э
Делитель-
ными до-
сками
22
ВК 35X45
2О —25 Л. С.
35X45
5
45°
12—15
22OO
(с транспор-
тёром)
5°
Делитель-
ными рам-
ками
4э
Прессы обычно монтируются на колёсах
для удобства перевозки и установки на месте
работы.
выше 8—9 т. Плотность сена, создаваемая этим
давлением, колеблется для разных сортов сена
в пределах 350—450 кг\мъ. Нагрузка при сжа-
тии сена сильно возрастает только на незна-
чительной части оборота кривошипных шесте-
рён, в связи с чем первостепенное значение
приобретает маховик. Допустимая степень не-
1 1 ....
равномерности вращения маховика пк-^тц [14].
Размеры тюка, устанавливаемые из
условий полной загрузки товарного вагона:
длина 80—90 см, ширина и высота 40—45 см.
Вес тюка, определяемый возможностью и удоб-
ством поднятия его одним человеком, должен
составлять около 40 кг. Прочность проволоки
(или шпагата) и прочность узла должны обеспе-
чивать целость связки по выходе тюка из прес-
совальной камеры, когда он вследствие упру-
гости сена удлиняется в течение нескольких
десятков минут. Для связки применяется сталь-
ная проволока диаметром 1,2—2,2 мм.
Ход процесса прессования зависит от мно-
гих факторов: влажности сена, типа и сорта
его, скорости сжатия, мощности двигателя
и др. Взаимозависимость некоторых параме-
тров прессования представлена на фиг. 48.
49 и 50 [7].
U « 15 16 17 18
Влажность сена при прессовании
19
20
Фиг. 4S. Зависимость среднего веса тюков от влажности сена.
В поршневых прессах сжатие сена осу-
ществляется в камере; в качестве реактивного
усилия используется трение о стенки камеры
о ~#<
¦
100
ZOO 300 WO
Плотность в камере
500 кг/м*
Фиг. 49. Зависимость средней мощности, потребляемой
прессом, от плотности прессования.
уже спрессованного сена. Давление прессова-
ния зависит от типа и влажности сена и началь-
ной плотности прессования. Опытами уста-
новлено, что в прессах с размерами камеры
35 X 45 см (признанных целесообразными)
максимальное усилие сжатия должно быть не
13 Том 12
ПС
25
20
15
10
5
/
/
/
/
'I
-
1
/
•
—
/
/
/
1
/
1
(L 1 23456789 Ю 11rMdC
fe/нинеская производительность
Фиг. 50. Зависимость средней мощности,
потребляемой прессом, от производительности.

194
МАШИНЫ ДЛЯ УБОРКИ СЕНА И ДЛЯ ПОДГОТОВКИ КОРМОВ
[РАЗД. IV
МАШИНЫ ДЛЯ ПОДГОТОВКИ КОРМОВ
ТИПЫ МАШИН
Для механизации операций по подготовке
кормов применяются следующие машины:
Соломорезки
Силосорезки, соломо-
силосорезки и косилки-
силосорезки
Силосорезки и спе-
циальные швырялки
Корнерезки
Корнеклубнемойки
Кормозапарники
Картофелемялки
Жмыходробилки и
молотковые дробил'и
Вальцовые зернодро-
билки и молотковые
дробилки
Кукурузодробилки и
молотковые дробилки
Молотковые дробил-
ки
Кормосмесители
Резка соломы для корма
и подстилки
Резка зелёной массы на
силос
Транспортировка резки в
силосную башню
Измельчение (резка)
корнеплодов
Мытьё корнеплодов и
картофеля
Запаривание картофеля
и грубых кормов
Разминание запаренного
картофеля
Дробление:
жмыхов
зерна
кукурузы в початках
сена
Смешивание кормов
СОЛОМОРЕЗКИ И СИЛОСОРЕЗКИ
Типы соломорезок и силосорезок. По
устройству режущего аппарата соломорезки
и силосорезки делятся на дисковые (фиг. 51
и 52) и барабанные (фиг. 53).
У дисковых машин
ножи располагаются на
диске или маховике и
лезвия их движутся
в вертикальной плоско-
сти; у барабанных —
лезвия ножей распола-
гаются по винтовой ли-
нии вокруг горизонталь-
ного вала; лезвия при
вращении вала описы-
вают цилиндрическую
поверхность.
Активные ножи обра-
зуют режущую пару
с нижней прямолинейной
кромкой горловины —
противорежущей пласти-
ной.
Подача массы к ре-
жущему аппарату осу-
Фиг. 51. Схема дисковой силосо-
резки.
ществляется зубчатыми или продольно-риф-
лёными вальцами.
Силосорезки (фиг. 51) и приводные соло-
морезки большой производительности (фиг. 52)
оборудуются питающим транспортёром; у ма-
шин малой производительности (фиг. 53) масса
подаётся по дну лотка вручную.
Подача изрезанной массы (.резки") в башню
осуществляется у дисковых -силосорезок лопа-
стями, укреплёнными на периферии диска,1
у барабанных — специальным эксгаустером.
Фиг. 52. Дисковая соломорезка.
Некоторые типы силосорезок могут быть
использованы для одновременной резки и
шредерования стеблей, для чего половина но-
жей на диске заменяется зубовыми бичами
(США).
При объединении резки с дроблением про-
дукта (см. стр. 205) у дисковых силосорезок
Фиг. 53. Барабанная соломосилосорезка.
лопасти вентилятора заменяются свободно
вращающимися на осях молоточками, у бара-
банных— кроме ножевого вводится специаль-
ный дробильный барабан (фиг. 54).
Параметры силосорезок и соломорезок при-
ведены в табл. 16.
Режущий аппарат. В дисковых машинах
резание обычно начинается с ближайшего к
валу конца горловины и плечо силы сопроти-
вления срезу постепенно возрастает.
Нож с прямолинейным лезвием, укреплён-
ный на маховике так, что прямая, образую-
щая лезвие, проходит через центр вращения
маховика, может рубить только без сколь-
жения. Введение в резание элемента сколь-
жения снижает потребное для среза усилие
и улучшает качество среза.

ГЛ. V]
МАШИНЫ ДЛЯ ПОДГОТОВКИ КОРМОВ
195
При смещении прямолинейного лезвия от-
носительно центра вращения на величину р
(фиг. 55) (как это имеет место в силосорезках)
линейная скорость по любой точки лезвия
Сопротивление же срезу при неизменном х
остаётся постоянным. Таким образом, для со-
хранения постоянной величины вращающего
момента на валу машины лезвия ножей
соломорезок следует делать криволинейными
с ростом угла х по мере увеличения радиуса.
Фиг. 54. Рабочие органы
барабанной силосорезки-
дробилки.
слагается из двух составляющих: нормальной
: г со cos х и Тангенциальной t^=rwsinx.
Фиг. 55. Схема разложения скоростей на прямолинейном
лезвии.
Связь между основными параметрами ди-
скового режущего аппарата (фиг. 56) опреде-
ляется уравнениями:
г2 = и2 -f- К1; и = г cos (х — X);
Л = г sin (х — X); h = и tg (х — X)
или
v u , h
X = х — arc cos — = х — arc sin — =
r r
= x-arctg —
Отношение —- = tg x названо акад. В. П. Го
рячкиным [11J коэфициентом скольжения,
а угол х — углом скольжения.
При подборе ножа дисковой соломорезки
должны соблюдаться условия (фиг. 56): 1) угол
защемления X (угол между нижним ребром гор-
ловины и прямолинейным лезвием ножа или
Таблица 16
Характеристика силосорезок и соломорезок
Показатель
Силосорезки дисковые
Соломо-силосо-
резка барабан-
ная
Соломорез-
ка диско-
вая
Соломорезка
барабанная
ручная
Ширина горловины в мм
Число ножей
Число лопастей
Диаметр диска или барабана в мм
Число оборотов главного вала в минуту .
Транспортёр
Высота подачи массы в м
Производительность в Ш/час:
на силосе
на соломе
Средняя потребная мощность в л. с
Удельный расход энергии в л. с. на 1 т
часовой производительности
46о
6
6
IOOO
5°о
Есть
12.5
17—28
13—25
0,87
750—800
Есть
8—II
0,98
375*
3
б
86о
700—8о:
Есть
12,5
9—12
12—19
1,36
320
4
Нет
285
35°
Нет
2—2,5
о,б-о,8
i>5—3.5
На соломе 2,8.
на силосе 0,9
Не4т
1300
дО —2О0
Есть
О,б—1,О
2-3.5
3,4
1бО
4
Нет
4о
Нет
о,об—o,i
Ручнойпривод
B человека)
* Силосорезка имеет приспособление для дробления кормов.
Для прямолинейного ножа скользящее дей-
ствие его при p=const уменьшается с возра-
станием и по закону гиперболы
и tg х = р.
Давление ножа при постоянном вращающем
моменте с увеличением радиуса уменьшается
dt
касательной к кривому лезвию) не должен
превышать суммы углов трения стеблей о лез-
вие и о дно горловины; практически X дол-
жен заключать не более 40—45°; в конце гор-
ловины, где смещению стеблей препятствует
вертикальная стенка, он может быть доведён
до 50°; 2) угол скольжения х должен возра-
стать вместе с г или u = j/V2 — Л2; практи-
чески его берут в пределах 20—60°; 3) длина
единовременно режущей дуги лезвия (дуга

196
МАШИНЫ ДЛЯ УБОРКИ СЕНА И ДЛЯ ПОДГОТОВКИ КОРМОВ
(РАЗД. IV
резания) должна быть возможно малой; 4) угол
поворота ножа ф при прохождении лезвием
одинаковых участков по нижней кромке гор-
ловины должен возрастать с возрастанием и.
Фиг. 56. Схема режущего аппарата дисковой
соломорезки.
Лезвие ножа можно строить по кривым
типа архимедовой спирали. Уравнение спи-
рали Архимеда (р = а<р) в применении к лез-
вию (фиг. 56):
или
arc tg -~-
Угол скольжения т определяется из уравне-
ния
(текущий угол 6 в радианах) и растёт с уве-
личением г или и; igx с увеличением 6 воз-
растает по закону прямой.
Для ножей соломорезок наиболее подходя-
щими являются кривые, у которых тангенс %
в функции 6 растёт быстрее, чем у архиме-
довой спирали. Прямые ножи, не отвечающие
этим требованиям, применяются только у при-
водных силосорезок с большим числом обо-
ротов маховика, рассчитанных на рубку гру-
бых стеблей. Лезвие стандартного ножа ди-
сковой соломорезки (ГОСТ 441-45) имеет
форму окружности, весьма упрощающую изго-
товление. Эксцентрическая окружность, так же
как и спираль Архимеда, близка к очертаниям
лезвий у ножей существующих дисковых со-
ломорезок. Уравнения эксцентрической окруж-
ности с радиусом R и эксцентриситетом е
(фиг. 57):
Я» _ е2 _j_ r2 + 2er cos 6;
R cos т = e sin 6; /- = — g cos 6 + R sin
? COS 6 -f- Г
C0ST=-i?-
При 6 = 0 И при 6 = л угол i = —-;
т/ /?2
Наиболее подходящей для построения лез-
вия является дуга окруж-ности в интервале
значений 6 от -~- до тс.
В барабанном режущем аппарате лезвие
ножа находится на постоянном радиусе отно-
сительно оси вращения барабана и угол т,
равный углу защемления X и определяемый
углом наклона винтовой линии лезвия, также
постоянен по всей длине ножа.
Момент сопротивлений на валу барабана
сохраняет неизменную величину при постоян-
стве суммарной длины одновременно режущих
участков лезвий, для чего должно соблюдаться
условие
где X — угол защемления; Ъ — ширина горло-
вины; k — число ножей на барабане и
D — диаметр барабана.
Угол X в барабанных соломорезках и сило-
сорезках не должен превышать 30'.
Форма ножей у дисковых машин различна.
Фиг. 57. Схема построения ножа соломо-
резки по эксцентрической окружности.
Лезвие ножа силосорезок выполняется или
прямолинейным по всей длине или, чаще,
в виде двух прямолинейных участков ab и be
(фиг. 58), располагаемых относительно центра
вращения О с таким расчётом, чтобы угол X
не превышал 30°. Толщина ножей составляет
7—12 мм.
У соломорезок лезвия ножей выполняются
обычно по выпуклой кривой. Резание в этом
Фиг.
>8. Схема режущего аппарата
дисковой силосорезки.
случае начинается с ближайшего к валу ма-
ховика конца горловины. При вогнутой форме
лезвия резание начинается с конца горловины,
противоположного валу. Такие конструкции
ножа требуют увеличения диаметра маховика
и применяются редко. Толщина ножей — от 2
до 3 мм. -
Число ножей у разных конструкций машин
варьируется от 2 до 6; чаще всего у бара-
банных машин — 4 ножа, у ручных дисковых

ГЛ. V]
МАШИНЫ ДЛЯ ПОДГОТОВКИ КОРМОВ
197
соломорезок — 2, у приводных — 4, у силосоре-
зок 3—4.
Установка ножей должна производиться с
соблюдением следующих условий: у барабан-
ных конструкций спинка ножа должна распо-
лагаться ближе к оси вращения барабана, чем
лезвие, у дисковых — поверхность ножа должна
отклоняться от вертикальной плоскости гор-
ловины с таким расчётом, чтобы подаваемые
вальцами после среза стебли не упирались
в поверхность ножа.
Заточка ножей у дисковых силосо-
резок и соломорезок делается со стороны,
противоположной подаче массы. У барабанных
ножей применяются два способа заточки:
фаска снимается на обращенной внутрь бара-
бана стороне ножа или на внешней стороне.
Преимущество внешней фаски то, что заточка
ножей может осуществляться непосредственно
на барабане, чем облегчается получение пра-
вильного сопряжения режущей пары. В произ-
водственном отношении, однако, такие ножи
сложнее, так как для обеспечения соприкос-
новения их лезвий с противорежущей кром-
кой внешняя поверхность их должна круче
отклоняться внутрь барабана, что требует
большей деформации материала при штам-
повке ножа. Применяемые углы заточки ножей
колеблются в пределах 12—15° для дисковых
соломорезок, 14—20° — для барабанных соло-
морезок и 17—32° — для дисковых силосоре-
зок. ГОСТ 441-45 устанавливает величины
углов заточки стандартных ножей для диско-
вых и барабанных соломорезок соответственно
в 12° и 16°, для дисковых силосорезок — 22°.
Размеры горловины и расположение
вала относительно горловины (фиг. 56) (по
акад. Горячкину) для ручных соломорезок
в пределах 6 = 200—ЗЭО мм; а = 50-5-75 мм;
для приводных — Ъ = 300-^-400 мм; а =
= 75 4-100 мм; величину с следует брать воз-
можно меньшей (практически 75—100 мм);
величину h — меньше с Гобычно6</г<|-тгС)
У силосорезок различных типов ширина гор-
ловины b колеблется в пределах от 275 до
450 мм, высота а при максимальном подъёме
верхнего вальца достигает 150—200 мм.
Питающие вальцы. Внешний диаметр пи-
тающих вальцов берут в пределах 80—150 мм.
У зубчатых вальцов передняя грань зуба
делается отклонённой назад с расчётом, чтобы
при входе зуба в гребёнку угол между перед-
ней его гранью и поверхностью гребёнки был
больше двойного угла трения стеблей по чу-
гуну, что необходимо для предотвращения
затягивания стеблей в гребёнку. Практически
этот угол должен быть больше 50°.
Число оборотов главного вала составляет
у ручных машин 40 об/мин, у приводных со-
ломоргзок 150—250 об/мин, у силосорезок
500—1000 об/мин.
Длина резки / зависит от величины подачи
соломы или зелёной массы питающими валь-
цами:
где I — передаточное отношение между пи-
тающим вальцом и -валом режущего аппарата;
k — число ножей; d — диаметр вальца (для
продольно-рифлёного — внешний, для зубча-
того— средний, с учётом глубины поперечных
канавок между зубьями).
Длина резки соломы для корма составляет
от 8 до 45 мм.
Для силоса в СССР признано достаточным
иметь две длины резки — 10 и 20 мм.
Скорость движения ленты транспортёра
должна быть несколько меньше скорости по-
дачи вальцами, чтобы вальцы стаскивали
массу с транспортёра.
Приспособления для подачи массы в
башню. У дисковых силосорезок подача массы
осуществляется лопатками (в количестве от 4
до 8, чаще 6), укреплёнными на периферии
диска режущего аппарата: Линейная скорость
'//////77777. ¦
Фиг. 59. Швырялка для подачи силосной массы в башню.
концов лопаток у различных силосорезок
колеблется от 35 до 55 м'сек. Высота подачи
массы 10—12 м. Диаметр труб 170—220 мм.
Барабанные силосорезки оборудуются спе-
циальным вентилятором, вмонтированным в
машину.
Масса может подаваться в силосную башню
отдельной машиной — силосной швырялкой
(фиг. 59), состоящей из вентилятора с ра-
диальными лопастями и из загрузочного
устройства в виде жёлоба с транспортёром
или шнеком. Такие швырялки применяются
(США) для подачи в башню силосной резки,
полученной косилкой - силосорезкой.
Расчёт производительности и потребной
мощности. Теоретическая производительность
соломорезок и силосорезок
G = kabln f • 60 Kejnae»
где k — число ножей; а и & —размеры горло-
вины в м; /—длина резки в м; п — число
оборотов диска или барабана в мин.; f ~~
объёмный вес сжатой вальцами соломы
A20 — 160 кг/л*3, для зелёной массы—втрое
больше).
Потребная мощность (по данным машино-
испытательной станции Тимирязевской сель-
скохозяйственной академии) составляет для
соломорезок при длине резки 12,7 мм — 2 л. с,
при длине резки 6,35 мм — 4 л. сна 1 т\ч,ас,
причём на подачу соломы вальцами расхо-
дуется от 30 до бО^/о общей мощности.

198
МАШИНЫ ДЛЯ УБОРКИ СЕНА И ДЛЯ ПОДГОТОВКИ КОРМОВ
[РАЗД. IV
Для силосорезок (по данным испытаний в
СССР и США) потребная мощность колеб-
лется от 0,8 до 1,6 л. с. на 1 т(час.
Работа вентилятора поглощает около 2/з
общей мощности.
КОСИЛКИ-СИЛОСОРЕЗКИ
Комбинированные машины — косилки-сило-
сорезки — производят среаание стеблей с корня,
измельчение их силосным режущим аппара-
том и погрузку „резки" на прицепные те-
лежки или автомобиль.
Для уборки на силос кукурузы рядового
посева используется машина с односегмент-
Фиг. 60. Косилка-силосорезка.
ным косилочным аппаратом и вертикальным
цепным транспортёром, с которого стебли по-
даются (комлем вперёд) сверху вниз к силос-
силочный режущий аппарат хедерного типа и
дисковый или барабанный силосный аппарат.
Дисковый силосный аппарат объединяется со
швырялкой для подачи резки в повозку. При
барабанном силосном аппарате резка подаётся
в повозку швырялкой, поставленной на от-
дельном валу, или элеватором (фиг. 60). Та-
кой тип машины может быть использован при
наличии подборщика для резки сена из вал-
ков или, при устранении режущего барабана,
для подборки и погрузки сена на повозку, а
также (без подборщика) для скашивания и
погрузки зелёных стеблей.
Захват косилок-силосорезок 1 —1,5 м; произ-
водительность 0,3—0,5 гщяас или 8—14т/час
силосной массы.
Привод осуществляется от вала отъёма
мощности трактора.
КОРНЕРЕЗКИ
По устройству режущего аппарата корне-
резки разделяются на дисковые и барабан-
ные.
Подача корнеплодов к режущему
аппарату в большинстве конструкций проис-
ходит под действием собственного веса корне-
плодов по наклонным поверхностям стенок
приёмного бункера (фиг. 61). Имеются корне-
резки с вспомогательным подавателем в виде
винта с высокой нарезкой, расположенного
в бункере (фиг. 62).
у/////////////////////////////?7//////////////////////////////,
у//////////////////////////////////////////////////.
Фиг. 61. Дисковая корнерезка.
ному барабану, вращающемуся со скоростью
1200 об/мин. Косилки-силосорезки для среза-
ния растений сплошного посева имеют ко-
Принцип действия у всех корнерезок
одинаков: заложенный в бункер продукт со-
прикасается непосредственно с диском или

ГЛ. V]
МАШИНЫ ДЛЯ ПОДГОТОВКИ КОРМОВ
199
барабаном, на котором укреплены ножи, обра-
щенные лезвиями в сторону бункера. Тол-
щина ломтей или стружки, снимаемых ножами,
определяется расстоянием лезвия ножа от по-
верхности диска или барабана. Срезанный
продукт выбрасывается на другую сторону
диска либо внутрь барабана через отверстия
Фиг. 62. Дисковая корнерезка с винтовым питателем.
или прорези под ножами. Для получения по-
стоянного момента на рабочем валу целесооб-
разно располагать ножи по винтовой линии
на цилиндрическом барабане; но у таких кор-
нерезок не обеспечивается отвод продукта,
попадающего после среза внутрь барабана,
вследствие чего ббльшее распространение по-
лучили корнерезки с коническим барабаном
или с вертикально расположенным диском.
Ножи корнерезок осуществляются в форме
совочков или плоскими. Совочки с режущими
кромками, обращенными в сторону продукта,
заливаются в чугунные диски или конические
барабаны. Снятие ножей для заточки и регу-
лировка размеров резки у таких конструкций
невозможны.
Плоские ножи изготовляются с лезвиями
различной формы: криволинейными (по вы-
пуклой кривой), прямолинейными сплошными
и прямолинейными с прямоугольными зубьями.
Крепятся эти ножи при помощи болтов в проре-
зях диска. Отверстия для крепления делают
в них продолговатой формы, что позволяет
изменять положение лезвия относительно пло-
скости диска и получать резку различной тол-
щины. Сплошное лезвие даёт резку в виде
ломтей (для крупного скота), зубчатое — в
виде стружки (для мелкого скота и молод-
няка).
ГОСТ 441-45 предусматривает для корне-
резок единый тип ножа-плоский двухсторон-
ний со сплошным прямолинейным лезвием, с
одной стороны,.и зубчатым, — с другой, с ши-
риной зубьев 20 мм и промежутков между
ними 11 мм; заточка обоих лезвий односто-
ронняя; угол заточки 18°.
Установка ножей относительно плоскости
диска из конструктивных соображений произ-
водится под углом около 30°.
Угол трения корнеплодов по лезвию очень
велик, вследствие чего увеличение угла сколь-
жения х с целью облегчения среза, как это
делается у соломорезок, может оказать в кор-
нерезках заметное влияние лишь при значе-
ниях, превышающих 35 — 40°.
Форма бункера должна препятство-
вать беспорядочному перемещению корней от
ударов ножами. Её следует делать такой,
чтобы в зоне подъёма ножей корнеплоды не
соприкасались с рабочим органом. От места,
где начинается опускание ножей, бункер дол-
жен постепенно суживаться, чтобы, войдя в
соприкосновение с ножами, корнеплоды по
мере их изрезания опускались вниз, оста-
ваясь обращенными поверхностью среза к ра-
бочему органу.
Корнерезки обычно имеют ручной и меха-
нический привод. На ручном приводе рабо-
тают с неполной загрузкой бункера при 40
оборотах рукоятки в минуту с производитель-
ностью до 0,5—2 т/час. На механическом при-
воде работают при 120—150 об/мин рабочего
органа с производительностью 4—5 т\час.
Толщина резки составляет 5—15 мм.
КОРНЕКЛУБНЕМОЙКИ
По принципу работы корнеклубнемойки раз-
деляются на бальные и барабанные.
В пищевой промышленности, на крахмаль •
ных и винокуренных заводах используются
мойки бильного типа, действие которых осно-
вано на принципе перемешивания и перетира-
ния картофеля билами (фиг. 63).
Бильные мойки представляют собой откры-
тое корыто, разделённое поперечными пере-
городками на несколько камер. Над корытом
По ЙВСО
Фиг. 63, Бильнвя корнеклубнемойка.
расположен вал, снабжённый билами — двух-
лопастными винтами, продвигающими про-
дукт вдоль корыта. Число оборотов вала
20—25 об/мин.
Перемещение картофеля или кор-
неплодов из одной камеры в другую, а в
конце корыта — на скатный лоток, осуще-
ствляется перекидными ковшами в виде ре-
шетчатых лопаток.
Верхняя часть каждой камеры отделяется
от нижней её части, являющейся грязевиком,
решетчатым жёлобоэбразным дном.
Расход воды в бильных мойках благодаря
постоянному противотоку от последней ка-
меры к кервой достигает нескольких литров,
на 1 кг вымытого картофеля.

200
МАШИНЫ ДЛЯ УБОРКИ СЕНА И ДЛЯ ПОДГОТОВКИ КОРМОВ
[РАЗД. IV
В сельском хозяйстве бильные мойки из-за
громоздкости и большого расхода воды почти
не применяются, и наибольшее распростране-
ние имеют здесь мойки барабанного типа с
барабаном сухой очистки (фиг. 64), позволяю-
щие снизить расход воды до минимума.
Барабанные мойки делятся на мойки пре-
рывного и непрерывного действия.
В мойках непрерывного дей-
ствия направление вращения барабанов
неизменно. Продукт загружается в приём-
ный решетчатый ковш, затем переходит в ба-
рабан сухой очистки, где через щели просы-
паются мелкие примеси и обивается часть на-
липшей на клубни или корнеплоды земли; да-
лее продукт передаётся перекидным ковшом
Фиг. 64. Барабанная корнеклубнемойка с барабаном су-
хой очистки.
в решетчатый моечный барабан, погружён-
ный нижней частью в воду, а из него выбра-
сывается перекидным ковшом в скатный ло-
ток. Вода в корыте сменяется по мере на-
добности.
В мойках прерывного действия
барабан при мытье корнеплодов вращается в
одном направлении, при выгрузке их — в
обратном. Длительность мытья в мойках
прерывного действия произвольна. Обычно
мойки прерывного действия имеют ручной
привод.
Для облегчения вращения между рукояткой
и валом барабана вводится шестеренная пере-
дача с передаточным числом 2—2,5. Наряду
с мойками, имеющими сухую очистку, приме-
няются более простые машины, состоящие
из одного моечного барабана, установленного
в корыте.
Для обеспечения неизменной длительности
пребывания корнеклубнеплодов в воде при
непрерывном их отборе выкидным ковшом
должно быть осуществлено также и непре-
рывное пополнение моечного барабана
путём подачи продукта транспортёром или
вручную.
Для моек непрерывного действия рекомен-
дуется длительность пребывания корнеплодов
в воде J— 1,5 мин. При наличии барабана
сухой очистки длительность мытья может
быть сокращена до 0,75—1 мин.
Моечный барабан заполняется продуктом
на 30—35% его объёма.
Производительность мойки не-
прерывного действия и необходимый объём
моечного барабана рассчитываются по форму-
лам:
G = 60лGi кг час; V =
дм%,
где п — число об/мин барабана; G\ — вес в кг
картофеля, выбрасываемого при каждом обо-
роте барабана в скатный лоток; V1 = ii
объём в дм* картофеля,, выбрасываемого при
каждом обороте барабана в скатный лоток
(^ = 1,5 дмъ\кг — насыпной объём картофеля);
t—время пребывания продукта в воде в мин.;
а — коэфициент загрузки моечного барабана,
выраженный в процентах ко всему его
объёму.
Диаметр барабана существующих
моек 500—650 мм, длина — у приводных моек
без сухой очистки 1400—2000 мм, с сухой
очисткой 900 — 1200 мм; длина барабана су-
хой очистки составляет 0,5—0,7 от длины
моечного барабана.
Расход воды зависит от загрязнённо-
сти исходного материала и достигает 1 л на
1 кг продукта. При наличии сухой очистки у
моек прерывного действия расход воды мо-
жет бьпь снижен до 0,25 л\кг.
Потребная мощность для привод-
ных моек 0,3—1 л. с. при производитель-
ности на картофеле 2—3,5 т/нас. Произво-
дительность моек с ручным приводом
0,7—1 т\час.
При конструировании принимают наклон
металлических поверхностей, по которым дви-
жется картофель, не меньше 30°, наклон де-
ревянных поверхностей 35—40°, ширину щелей
между планками барабана не более 14 мм,
расстояние между торцом барабана и стенкой
корыта 6—8 мм, число оборотов барабана
20—35 в минуту.
КОРМОЗАПАРНИКИ
Запаривание кормов имеет целью повыше-
ние усвояемости и улучшение переваримости
кормов животными.
Кормозапарники применяются для запари-
вания кормов (преимущественно картофеля,
и грубых кормов — половы, соломенной резки)
а также для нагрева воды, и делятся на огне-
вые и электрические. Кормозапарники первой
группы делятся в свою очередь на кормозапар-
ники с отдельным парообразователем и кор-
мозапарники, образующие пар непосредственно
в резервуаре для запариваемого продукта.
В СССР применяется почти исключительно
первый тип.
Кормозапарники с отдельным парообра-
зователем изготовляются как стационар-
ными (фиг. 65), так и передвижными. У ста-
ционарных запарников парообразователь со-
единён обычно жёстким трубопроводом с двумя
поочерёдно включаемыми чанами, у пере-
движных-сменные чаны присоединяются к
парообразователю гибкими шлангами.
Среди разнообразных конструкций па-
рообразователей наибольшее распространение
получили вертикальные котлы (типа котлов
системы Шухова) с жаровой камерой, пере-
сечённой горизонтальными или наклонными
(под углом 3—7° к горизонту) кипятильными
трубами, а также вертикальные и горизонталь-
ные котлы с дымогарными трубами; горизон-
тальные котлы применяются (наряду с верти-
кальными) для передвижных кормозапарни-
ков. Для стационарных запарников на круп-
ных отечественных фермах рекомендуется
применять вертикальные котлы системы Шу-

ГЛ. V]
МАШИНЫ ДЛЯ ПОДГОТОВКИ КОРМОВ
201
хова. Паропроизводительность таких котлов
составляет 16 кг/м^ в час. У малых тонко-
стенных парообразователей, построенных по
типу котлов Шухова, она повышается до
30—35 кг/м* в час. Определять потребную
поверхность нагрева следует из расчёта
15—16 кг пара на запаривание 1 ц картофеля
Фиг. 65. Кормозапарник.
и 10—12 кг на 1 ц соломенной резки. Давле-
ние пара в малых парообразователях для за-
парников составляет от 0,25 до 0,5 ати.
Котлы оборудуются водяным предохранителем,
сбрасывающим излишек пара при достижении
предельного давления. Для питания котла
либо применяются насосы, либо вода подаётся
через питающий бачок, включаемый под да-
влением в систему котла.
Параметры кормозапарников с вертикаль-
ными парообразователями, имеющими жаро-
вую камеру с кипятильными трубами, приве-
дены в табл. 17.
Таблица 17
Характеристика кормозапарников
Показатель
Производительность (для картофеля) в
т/нас •
Поверхность нагрева в ма
Предельное давление в ати
Объём водяного пространства в л
Ёмкость в л:
питающего бачка
чана
Вместимость чана (по картофелю) в кг . .
Время в мин..
нагрева воды в парообразователе до ки-
пения •
запаривания одного чана картофеля . . .
Расход дров на запдривание 1 ц картофеля
ъ кг
Марка
кормо-
запар-
ника
175
о.5
2.9
°, 25
I9O
175
У запарников с образованием пара не-
посредственно в резервуаре для продукта
топка располагается под резервуаром (кот-
лом); дымовые газы омывают снаружи дно и
нижнюю часть стенок вертикально располо
женного котла. Поверхность нагрева таких
котлов невелика. Вода заливается в котёл в
необходимом для запаривания количестве,
остаток воды выливается при освобождении
котла от продукта по окончании запарки одной
загрузки. Картофель отделяется от воды встав-
ным решетчатым дном, от которого вверх
поднимается парораспределительная труба с
отверстиями (выпарник). Запарники такой
конструкции неудобны и неэкономичны. Рас-
ход дров средней сухости на 1 ц запаренного
картофеля — 16 кг.
Электрический кормозапарник, разрабо-
танный в СССР, имеет парообразователь с
нагревательным устройством электродного
типа; пар в запарные чаны подаётся по
трубам.
КАРТОФЕЛЕМЯЛКИ
После запаривания картофель должен для
лучшей усвояемости животными подвергаться
переминанию в картофелемялках.
Наибольшее распространение имеют мялки
пальчатого типа (фиг. 66), состоящие из де-
ревянного приём-
ного ковша с ре-
шетчатым дном из
полосовой стали,
над которым вра-
щается вал с паль-
цами в виде круг-
лых стальных прут.
ков, расположен-
ных радиально по
винтовой линии.
При вращении ва-
ла пальцы прохо-
дят в щели решёт-
ки и, проталкивая
загружённый в
бункер запаренный
картофель, разми-
нают его.
Мялки ручно-
го действия с
установкой руко-
ятки непосред-
ственно на паль-
чатом валу обладают производительностью
0,5 т\чае.
Приводные картофелемялки отличаются
от ручных тем, что решетчатое дно их приём-
ного бункера состоит из отдельных секций,
укреплённых шарнирно с одной стороны бун-
кера и удерживаемых противовесами; в слу-
чае попадания в мялку твёрдого предмета, не
могущего пройти через решётку, соответ-
ствующая секция откидывается, чем предот-
вращается поломка машины.
Нормальное число оборотов в минуту ра-
бочего вала приводной картофелемялки—190;
потребная мощность —0,7—0,8 л. с.) произво-
дительность'— 3,3 т/час.
Недостаток мялок такого устройства со-
стоит в том, что пальцы при вращении вала
проминают дорожки в запаренном картофеле
и подача продукта к решётке осуществляется
неудовлетворительно.
Фиг, 66. Картофелемялка.

202
МАШИНЫ ДЛЯ УБОРКИ СЕНА И ДЛЯ ПОДГОТОВКИ КОРМОВ
[РАЗД. IV
ДРОБИЛКИ
Большинство наиболее питательных кор-
мов (зерно, жмыхи, кукуруза в зерне и по-
чатках) не может быть скармливаемо рога-
тому скоту и свиньям в необработанном
виде. Для обработки этих кормов применяется
тот или иной способ их дробления.
Дробление осуществляется: изломом или
скалыванием при помощи зубьев в жмыхо-
дробилках, раздавливанием и растиранием
вальцами в вальцовых зернодробилках-плю-
щилках и свободным ударом в молотковых
дробилках.
Жмыходробилки. Существует два типа
жмыходробилок: двухвальцовые и одноваль-
цовые.
В двухвальцовых машинах дробление плиты
жмыха осуществляется воздействием на неё
с обеих сторон зубьев двух встречно и с оди-
наковой скоростью вращающихся вальцов,
причём зубья одного вальца ' располагаются
между зубьями другого. Преобладающим спо-
собом разрушения жмыха в этом случае
можно считать излом.
В одновальцовых машинах клюво-
образные зубья, расположенные на валу по
Фиг, 67, Жмыходробилка двухвальцового типа,
винтовой линии, вонзаясь остриями в край
плиты, последовательно откалывают один за
другим кусочки жмыха. Противоположная сто-
рона плиты опирается на ребристую деку.
В этом случае преобладающим действием
можно считать откалывание.
Загрузочный короб жмыходро-
билки рассчитывается на закладку в него
целых плит жмыха толщиной 20—30 мм, ши-
риной 280—380 мм и длиной 400—750 мм.
На фиг. 67 представлена схема машины,
имеющей две пары вальцов: первая пара валь-
цов ломает плиты жмыха на крупные куски,
вторая, с зубьями меньшего размера, произ-
водит дополнительное измельчение их. Регули-
рование крупности дробления осуществляется
эксцентриковым устройством, позволяющим
изменять расстояние между вальцами.
Жмыходробилка одновальцового типа
(фиг. 68) имеет откидную корытообразную
решётку, охватывающую снизу зубовой вал.
Без решётки машина может работать на руч-
ном приводе, давая крупное дробление раз-
мером в грецкий орех. На решётке крупные
куски подвергаются дополнительному дробле-
нию зубьями вала. Дробление получается
величиной в лесной орех и мельче.
Параметры жмыходробилок приведены
в табл. 18.
Таблица 18
Характеристика жмыходробилок
Показатель
Число об/мин:
приводного вала на механиче-
ском приводе
вальцов верхних
„ нижних
Производительность в кг/час:
при механическом приводе . . .
при ручном приводе
Потребная мощность в л. с. . .
Жмыходробилки
двухваль-
цовая
i8a—2оо
46-52
180—аоо
20ОЗ - ЗООО
4-6
одно-
вальцо-
вая
2ОО—25O
95- «8
500-750
ТОО—I2O
1~1»5
Вальцовые зернодробилки - плющилки.
Зернодробилки-плющилки разрушают зерно
способом раздавливания или растирания между
двумя вальцами. В первом случае применяются
гладкие вальцы, вращающиеся навстречу друг
другу с одинаковой скоростью, во втором
случае — вальцы с рифлёной поверхностью,
вращающиеся также навстречу друг другу, но
с разной скоростью.
На фиг. 69 представлена схема вальцовой
зернодробилки-плющилки. Машина состоит из
бункера, питающего механизма, ведущего и
ведомого вальцов и рифлёной деки, располо-
женной под ведущим вальцом и предназначен-
ной для дополнительного дробления. Зазор
между вальцами и степень прижатия деки
регулируются винтовыми устройствами. При
попадании вместе с зерном твёрдого предмета
ведомый валец отодвигается от ведущего за
счёт сжатия пружины.
При плющении зерна устанавли-
ваются гладкие вальцы, дека откидывается.
В этом случае ведомый валец увлекается
ведущим за счёт возникающего в работе тре-
ния.
При дроблении вальцы связаны зуб-
чатой передачей и ведущий валец вращается
в 3 раза скорее ведомого. При надобности
в мелком помоле используется дека.
Параметры зернодробилки:
Диаметр вальцов . ..... 185 мм
Длина вальцов . 350 „
Число оборотов ведущего
вальца 400—450 об/мин
Производительность:
при дроблении (в зависи-
мости от степени дробления) 200—600 кг/час
при плющении 400—1000 »
Потребная мощность при
полной загрузке машины .... 6,8 л. с.

ГЛ. V]
МАШИНЫ ДЛЯ ПОДГОТОВКИ КОРМОВ
203
Диаметр гладкого вальца опре-
деляется размером зерна и величиной угла
трения ф зерна по рабочей поверхности валь-
цов. Чтобы зерно втягивалось между вальцами,
были отклонены назад, у быстро вращающе-
гося — вперёд по вращению. Отношение ско-
ростей вальцов берут от 1,5 до 3; скорость
быстро вр.ащающегося вальца—от 3 до 4 м\сек.
Y///////////////Z/////////////////777,
Фиг. 68. Жмыходробилка одновальцового типа.
\гол захвата а (фиг. 70) должен быть меньше ф. Молотковые дробилки. Молотковые дро-
Значение tp для чугунных гладких полирован- билки могут быть использованы для дробле-
ных вальцов — 12°, для матовых—15°, для
бывших в работе — 17°.
Радиус вальца
R
2A—cos a)'
где т] — размер зерна до плющения; щ — тол-
щина расплющенного продукта; а — угол за-
хвата.
Чугунные вальцы с гладкой рабочей поверх-
ностью имеют диаметры от 150 до 400 мм.
Диаметр рифлёного вальца
практически во избежание залипания поверх-
ности принимают 'равным расчётному диа-
метру гладкого вальца.
Рифли в зернодробилках делают с углом
при вершине $ = 75° (фиг. 71). Передняя грань
рифли располагается по касательной к вспо-
могательной окружности радиуса r=-~- R, где
о
R—радиус вальца. Высоту рифли принимают
от 0,5 до 1 мм. Нарезаются рифли на обоих
вальцах под оцинаковым углом к образующей
вальца. Чтобы не происходило продольного
перемещения продукта по вальцу, угол от-
клонения рифли от образующей не должен
превышать угла трения згрна о материал
вальца; практически угол этот делается значи-
тельно меньшим.
Вальцы рекомендуется устанавливать так,
чтобы зубья у медленно вращающегося вальца
Фиг. 69. Вальцовая зернодробилка.
ния всех видов кормов (кроме сочных): всякого
рода зерна, кукурузы в початках, жмыха,

204
МАШИНЫ ДЛЯ УБОРКИ СЕНА И ДЛЯ ПОДГОТОВКИ КОРМОВ
[РАЗД. SV
сена, а также минеральных кормовых приме-
сей.
Достоинства этих машин: широкий круг
объектов переработки; большой диапазон
регулировки степени дробления (путём смены
решёт); отсутствие нагргвания перерабаты-
ваемого материала; возможность переработки
более влажных продуктов, чем на других
дробилках (отсутствие залипания рабочих
Фиг. 70. Схема вальцов зернодробилки.
органов); возможность дробления плёнчатого
зерна (овса, ячменя), включая дробление его
покровных тканей; возможность непосред-
ственного привода машины от электромотора
благодаря быстроходности ротора; наличие
у большинства конструкций этих машин вен-
тилятора, используемого для транспортировки
дроблёного про-
дукта непосред-
ственно в тару или
в хранилище.
Молотковые
дробилки состоят
из засыпного ков-
ша или приёмного
лотка, глухого кор-
пуса, являющего-
ся камерой дро-
бления, ротора с
молотками, реше-
та и вентилятора
Фиг. 71. Построение профиля
рифлей вальца зернодробилки.
С ЦИКЛОНОМ.
Основным рабочим органом
является ротор, производящий разрушение
продукта ударом. В качестве вспомогатель-
ных рабочих органов используются чугун-
-ные рифлёные деки, устанавливаемые с вну-
тренней стороны верхней части корпуса, или
решето, приклёпанное к стенке. Снизу ротор
на длине 2/5 — V2 окружности охватывается
пробивным решетом, через которое проходит
продукт, достигший достаточной степени
дробления.
Для отвода дроблёного продукта иногда
под решетом устанавливают шнек; в боль-
шинстве случаев дроблёный продукт засасы-
вается вентилятором, расположенным на валу
ротора, и транспортируется по трубам в цик-
лон, где выделяется из воздушного потока;
освобождённый от продукта воздух отводится
центральной трубой. В некоторых конструк-
циях вентилятор располагается на отдельном
валу.
На фиг. 72 представлены молотковая дро-
билка и внешний вид циклона.
В табл. 19 приведены параметры молотко-
вых дробилок, в табл. 20 — показатели работы
отечественной молотковой дробилки ДММ-0,3.
Роторы изготовляются с шарнирными
молотками и с жёстким креплением молотков.
Ротор с шарнирными молотками
набирается из круглых, треугольных или ква
дратных стальных дисков, посаженных на вал
с равными интервалами; между дисками на
Таблица 19
Характеристика молотковых.дробилок
Марка дробилки
ДММ-0,3 (отечественная)
Роуэлл № 2
Хеммер .
Стовер № 90
Джей-Бий
Фидер-Грайндер ....
о >>
н н
2 >>
as
о s
72 зооо 15
Збоо
Jo
53
20,075.4
240031.2 78.8
19,564.7
143:
36300027,586,0
422500
15,0
37.2
КО.
о,114
о. 135
о, 343
0,076
0,229
о, 433
0,038
95.94
к>7.73
42.65
112,9
204,4
13.°
Таблица 20
Показателя работы молотковой дробилки ДММ-0,3
Объект дробления
Овёс
Жмых
Кукуруза
подсолнечный
хлопковый
в початках
в зерне
!
Сено нерезанное
«к
н
о.
си
?ч
Диаметр
решёт в
3
Ъ
ю
3
6
ю
3
6
ю
3
6
10
3
6
6
Ю
сть
о
X
л
ч
5
Произво
в ml час
0,25
о,6о
о,75
о,95
1,10
1,10
о,5о
о,90
о,9о.
0,190
о,275
0,400
о,3°
0,70
о,1бо
о, 195
Н
о
к
ЯЗ
Эффект»
ность в
0.5
7,6
4,о
7-7
5.6
4,8
7.15
5,7
3-9
3,9
5.7
4-9
4.5
5-2
5.3
35
6
3»
;3 В
Удельны
энергии
2б,0
12,8
5.2
8,2
5'2
4.5
14,5
6,4
4.4
20,8
20,6
12,5
«5.о
7-4
З4.о
19>°
осях подвешиваются молотки, могущие отки-
дываться при встрече с препятствиями.

ГЛ. V]
МАШИНЫ ДЛЯ ПОДГОТОВКИ КОРМОВ
205
Ротор с жёстким креплением
молотков состоит из серии жёстких пла-
стин — бил, надетых на вал с промежуточными
шайбами. Била ставятся без шпонок и затя-
гиваются на валу гайками, благодаря чему
вал может пробуксовать в роторе, чем пре-
дотвращается поломка при попадании в дро-
билку твёрдых предметов. Дробление произ-
водится концами бил. Имеется конструкция
ротора, в которой к концам бил крепятся
при увеличении диаметра ротора число его
оборотов снижается, достигая 1500 об/мин для
диаметра 1500 мм.
Молотковые дробилки выпускаются с бара-
банами шириной от 140 ло 900 мм и диаме-
тром от 260 до 1500 мм (США).
Потребная мощность для приме-
няющихся в сельском хозяйстве молотковых
дробилок колеблется в пределах от 2 до 30 л. с.
Силосорезки-дробилки. Для дробления
кормов могут быть приспособлены силосо-
резки. В барабанных силосорезках для этого
добавляется ротор с молоточками (см. стр. 194
и фиг. 54), а в дисковых молоточки-бойки
устанавливаются позади лопаток швырялки
(вентилятора) на периферии ножевого диска.
При использовании машины для дробления
лопатки вентилятора снимаются, благодаря
чему молоточки непосредственно воз-
действуют на продукт. С внутренней
рифлёной поверхности кожуха снимает-
ся перекрытие, выход в трубу пере-
крывается решетом. Число оборотов
Фиг. 72. Молотковая дробилка с циклоном.
крестообразные бойки с прямоугольными кон-
цами одинаковой длины; это позволяет исполь-
зовать бойки 8 раз по мере затупления их
рёбер.
Шарнирные молотки имеют весьма разно-
образную форму, начиная от простейшего
прямоугольного бойка, подвешенного за один
конец, и кончая сложным молотком, состоящим
из двух плоских щёк и эксцентрично подве-
шенного между ними бойка. Большинство
молотков имеет продолговатую форму; оба
конца их могут быть использованы путём
изменения точки подвеса.
Число молотков большей частью
варьируется от 6 до 60, вес молотка — от 0,2
до 1,5 кг, толщина не превышает 15 мм.
Число оборотов ротора зависит
от его величины: ротор диаметром до 400 мм
и шириной не более 150 мм работает на
3000— 4?00 об/мин, ротор диаметром до 400 мм
и шириной до 250 мм делает до 3200 об/мин;
главного вала повышается в полтора раза
Дроблёный продукт подаётся в циклон воз-
душным потоком, который создаётся моло-
точками.
КОРМОСМЕСИТЕЛИ
Смесители для сухих кормов делятся на
горизонтальные и вертикальные.
Горизонтальные смесители, применяю-
щиеся преимущественно на комбикормовых
заводах, состоят из неподвижного цилиндра
диаметром 250-350 мм, внутри которого вра-
щается вал с лопастями, которые расположены
под углом к поперечному сечению цилиндра.
Лопасти продвигают продукт от загрузоч-
ного конца цилиндра к разгрузочному окну,
производя одновременно его смешивание.
Такие смесители бывают только непрерывного
действия.

206
МАШИНЫ ДЛЯ УБОРКИ СЕНА И ДЛЯ ПОДГОТОВКИ КОРМОВ
[РАЗД. IV
Вертикальные смесители бывают как
прерывного, так и непрерывного действия.
Вертикальный смеситель представляет собой
вертикальный цилиндр, заканчивающийся
внизу конусом с разгрузочным окном. По оси
цилиндра расположен шнек, диаметр которого
равен приблизительно одной трети диаметра
цилиндра.
Продукт, поднимаемый шнеком вверх, опу-
скается на периферии вниз и вновь захваты-
вается шнеком. Такой циркуляцией дости-
гается смешивание кормов.
ЛИТЕРАТУРА И ИСТОЧНИКИ
1. Б е р н и с Г. Г., Орлов И. П. и Ж у р у х и н Ф. А..
Агротехника и механизация сеноуборки, Сельхозгиз,
1939.
2. Василенко И. Ф-, Экспериментальная теория ре-
жущих аппаратов, Труды ВИСХОМ.
3. Васильев Н. В. и Залетаев М. В., Механи-
зация мелочно-животноводческих хозяйств. Сельхозгиз,
М. 1934.
4. ВерховскийА. В. иЯрмоленко С. И., Ди-
намические явления, возникающие в механизме сено-
косилки в случае внезапного защемления ножа,
„Сельхозмашина" № 7, 1920.
5. Горбунов М. П., Изучение работы лезвий косилки
КУ-7 бр., Труды лаборатории с.-х. машин МИМЭСХ,
: 1940 (рукописи).
6. Горбунов М. П., Отчёт об испытании косилок
1945 г. ВИК — ВИСХОМ (рукопись).
7. Горбунов М. П., Отчёт об испытании механи-
ческих сенных прессов 1946 г. ВИК — ВИСХОМ (ру-
копись).
8. Горбунов М. П., Отчёт о междуведомственных
испытаниях сеноуборочных машин 1946 г. ВИК им. Виль-
ямса В. Р. (рукопись).
9. Г о р б у н о в М. П. и О р л о в И. П., Труды ВИК
им. Вильямса В. Р. Отчёты по испытанию сеноубороч-
ных машин за 1939 г. (рукописи).
10. Г о р б у н о в М. П. и О р л о в И. П., Труды ВИК
им. Вильямса В. Р., Отчёты по испытанию сеноубороч-
ных машин за 1940 г. (рукопись).
11. Г о р я ч к и н В. П., акад., Собрание сочинений,
Сельхозгиз, М., 1937—1940 гг.
12. Дроздов Н. И., Исследование режущего аппарата
косилок при работе на повышенных скоростях. Тео-
рия, конструкция и производство с.-х. машин, т. IV.
Сельхогиз, 1936.
13. -.Краснов В. С, Лаврентьев А. И., Фа-
деев В. А., Боков В. В. и С м и р н о в В. И.,
Механизация трудоёмких процессов в животноводстве,
Сельхозгиз, 1940.
14. Пустыгин М.А..О неравномерности хода сенных
прессов, «Сельхозмашина" № 1, 1938.
15. Пустыгин М. А., Сенной пресс ВК 35x45,
„Сельхозмашина" № 4—5, 1940.
16. Раевский Н. П., Выбор основных размеров колёс
сельскохозяйственных машин, „Сельхозмашина"
N° 10, 1935.
17. Силосорезки. Результаты Всесоюзных испытаний
1933 г., ОНТИ, 1935.
18. Современные сельскохозяйственные машины США
и Канады. Технический отчёт Правительственной за-
купочной комиссии СССР в США, 1944—1945 гг., США.
Вашингтон.
19. Справочник по механизации в животноводческих хо-
зяйствах, Сельхозгиз, 1941.
20. Труды ВИМ, т. VII, Сборник работ по земледель-
ческой механике, издательство ВАСХНИЛ, 1936.
21. Шлыков М. И., Силосорезки, Сельколхозгиз,
М.-Л., 1931.

Глава VI
ВЕТРОДВИГАТЕЛИ
ВЕТЕР
Направление ветров. По этому
признаку Европейская часть СССР может
быть разбита на три области *. Первая
охватывает северные районы до 55° широты и
характеризуется преобладанием западных ве-
тров, склоняющихся зимой к юго-западным,
а летом к западным или даже к северо-запад-
ным. Вторая охватывает южную и юго-восточ-
ную часть, включая степные области, и харак-
теризуется преобладанием восточных и юго-
восточных ветров, особенно сильных осенью
в октябре. Третья область лежит между двумя
первыми и включает в себя Киев, Курск,
Харьков, Воронеж, Саратов, Куйбышев и
Ульяновск. Здесь преобладают ветры северо-
западные, северные и северо-восточные. Во-
сточная Сибирь характеризуется зимним без-
ветрием.
Скорость ветра определяется доской
Вильда (см. также ЭСМ т. 1, стр. 424, 425) или
анемометрами.
Крутильный анемограф (фиг. 1, а) завода
Метприбор, построенный по принципу анемо-
метра, обладает точностью + 1% главным об-
разом за счёт изменения модуля упругости
с температурой; при увеличении скорости V
чувствительность возрастает; успокаивается
быстро из-за больших сопротивлений враще-
нию при малой модульности. Для замера по-
рыва ветра анемометр снабжается храпо-
виком.
* По акад. Веселовскому.
На фиг. 1, <?дана схема электроанемометр^
завода Метприбор, который выпускается nd-
казывающим и регистрирующим. Репеллер ти-
хоходный (модульность Z = -=¦ ?s 2, где и —
окружная скорость репеллера, V — скорость
ветра) с углом заклинивания лопастей в 36°.
Путь синхронизации 2,5 м (для крутильных
1,5 м).
а)
Фиг. 1. Схемы анемометров.
Индукция препятствий существен-
но влияет на работу ветродвигателя и иска-
жает показание приборов, которые следует
Таблица 1
Среднего-
довые ско-
рости ветра
в м'сек
1
а
3
4
5
6
0
223O
876
5°°
3°7
175
87
1
Збоо
2020
юзо
630
376
228
2
2190
2590
1700
1070
684
42O
Повторяемость
3
653
2O2O
I99O
1445
1оо3
7оо
4
87
873
17 ю
i6io
1310
963
ветра
Скороси
5
_
ЗЗО
Ю5О
1445
1445
12 Ю
6
_
51
525
1070
1310
1320
(в часах за год)
ветра
7
-
193
640
1050
1223
в м!сек
8
_
-
62
315
700
1000
9
—
-
-
150
37б
700
10
—
-
-
52
183
438
И
—
-
-
2б
7°
2б2
12
—
-
-
52
131
13
—
-
-
-
2б
52
14
_
-
-
-
2б

208
ВЕТРОДВИГАТЕЛИ
[РАЗД. IV
не столько поднимать, сколько удалять от
препятствий. 15-кратный подъём (по размеру
препятствия) или 25—30-кратное удаление (по
горизонтали) устраняет индукцию. Ветродви-
гатели рекомендуется устанавливать на водо-
разделах и пологих холмах. На фиг. 2 пока-
зана индукция здания на показание анемо-
метра в виде отношения замеренной скорости
Фиг. 2. Индукция здания на показание анемометра.
к истинной в зависимости от относительной
высоты подъёма в трёх случаях.
Повторяемость ветра для мест со
средними годовыми скоростями V<6 м/сек
{по данным Поморцева) приведена в табл. 1а,
при У>-5 м/сек (по данным Гуллена) — в
табл.16.
Энергия ветра
Энергия ветра, проходящая через ометае-
мую площадь репеллера при его отсутствии,
определяется как N=4,9-10~3-mV2 кет =
= 3,85-10~3pD3V3 кет, где т — масса, р —
массовая плотность, D — диаметр репеллера.
Потери в ветродвигателе позволяют снять
лишь часть этой энергии. Энергия, снимае-
мая репеллером, может быть получена умно-
жением TV на коэфициент использования энер-
гии ветра ?. Ветроэнергетические ресурсы
определяются как энергия, могущая быть сня-
той с помощью эталонных ветроэлектрических
установок, расположенных в шахматном по-
рядке с расстоянием между ними по напра-
влению ветра в 15 D. Используя различные
современные ветродвигатели, можно полу-
чить результаты, отличающиеся друг от друга
на 20и/0.
Ветроэнергетические ресурсы, по Красов-
скому [12], определяются с помощью ветро-
двигателя ЦАГИ диаметром 30 м, соединён-
ного с асинхронным генератором. Потери в
трансмиссии (от вала генератора до репел-
лера) составляют 10 кет плюс 16% от мощно-
сти на валу генератора. Мощность и к. п. д.
генератора указаны в табл. 2; коэфициент ис-
пользования энергии ветра в виде функции
модульности дан на фиг. 3. Для определения
числа оборотов репеллера, обеспечивающего
максимум годовой выработки, заполняют
табл. 3, дающую выработку в квт-ч, для чего
используют данные табл. 2 и фиг. 3; заполне-
ние табл. 5 позволит определить для каждой
средней скорости годовую выработку энер-
гии. В первой графе табл. 4 записывают ско-
рость, во второй (по данным табл. 1) — по-
год
та
сч
и
часа
01
8.
й
о
и
горя
Нов
Si
ез
СЗ
Н
и
Я
н
и
о.
о
X
иээ\п
9
00
со
со
СО
со
-~
СО
<М
со
СО
в
о
CN
00
см
CN
«о
CN
СМ
СЧ
со
CN
CN
О
<м
О1
00
&
to
СО
о
00
со
сл<
о
я вс1хэа
HioodOHD эна
о
со
а
ft
%
8
м
П
«
ft
со
i
ft
VO
о
ft
ел
ft
м
ft
м
I2OO
оо5
ю
о
1П
00
R
ft
я-
OOI
oil
о
т
ft
с2
VO
о
00
ft
0\
IO2O
о
S
1
ю
а
г-
Ю
о
р
со
ю
^
0
(N
00
я
¦* ю о
н
VO ОС
0 С
Ю L
м" С»
8
о
' а
пою
« ю г-
О С
\О Ю 0
СО 1> Н
ю S
OOI
R ft
ft
ю
»¦ & 8
ft 8 §¦
н М СЧ
S1 1 <§
ft i
сч с
с§ S
О |
СО -
0 и
00 Г
8 с
8 t
о
*8 i
й с
о
5
О . v
00
ft
475
Q
со
33°
2 о?
3 0
*• rj-
о ю
боо
^. in
3 VO
э о
)_ О
г-
"* 00
ч сч
J Ю
i ft
Т) СО
3 аэ
Г» 00 О1
п-
сч
со
*
ю
«о
о
н
н"
1С
1^
сч
сч
ft
0
g.
с8
OOI
о
W
ь
ft
2IO
%
8
о
ON
ю
57°
8
о
ft
ft
Ю
«
о

ГЛ. VI]
ВЕТЕР
209
N кет на клеммах
1) генератора
N кет на валу генератора ....
i ./V Кет на репеллере
Мощности и
0,67
О,2
33/3
49-6
1б,7
о,4
41.7
59-7
33-3
О,52
64,2
86,5
К. П
66,7
0,67
99/5
129
• д.
IOO
о-75
133
168
генератора
133
о,8о
167
ао9
1б7
0,84
198
246
200
0,87
230
284
233
о, 89
263
324
267
о.9т
293
358
Зоо
о, 92
3=7
4ОО
333
°,93
358
437
Зб7
о,94
391
475
4оо
о-95
422
51а
Таблица 2
433
°-95
456
554
4^7
о-95
492
597
5оо
о,95
527
б37
Скорость ветра
Таблица 3
10
12
13
14
15
16
18
я =24 об/мин
Модульность . .
N на репеллере
N на клеммах .
о,го/
30,6
4,7'
0,299
66,S
4,2
o,34i
109
3,71
0,364
8
90
3,43
б
год
132
о,34
2Ц
1-П
о,}о/
291
207
2,6д
0,29
346
2/8
2,/2
0,2J
396
298
2,36
0,233
419
318
449
346
2,09
л=26 об/мин
л=28 об/мин
Модульность . .
N на репеллере
N на клеммах .
0,13
ii'9
O.24S
S4.7
'4
99,!
4S
4,09
о,3!
1!3
87
3,73
0,364
211
13!
3,42
о,з6
2JO
191
о,34
32/
236
288
2,73
43'
330
2,!б
о,27!
490
З8з
3,41
!34
420
Модульность .
N на репеллере,
N на клеммах .
6,3
0,02
3,о
43,4
4,88
0,28
88,!
3!
4,4
о,33
144
8о
4,о
0,36
209
133
3,68
0,364
274
193
3,39
0.36
344
•2/7
3,4
о,14
40!
308
2,93
0,32
469
362
3,76
о,зо
!34
420
з,!9
0,22/
/70
4/O
0,2//
647
!io
вторяемость ветра в часах за год, а осталь-
ные графы заполняют на основании табл. 3 и
графы 2. Суммируя выработку энергии за год,
находят максимальное значение 23$, а также
наивыгоднейшее число оборотов. Подсчитан-
ная таким способом энергия приведена в
табл. 5, справедливой лишь для принятой эта-
лонной ветроэлектрической установки. В пред-
последней графе дана (по подсчётам Смир-
нова) средняя годовая мощность для другой
Таблица 4
0.1
/
{-—
N
\
N
\
" \ Z 3 к 5 6 •<$
Ф.1Г. 3. Коэфициент использования энергии ветра.
эталонной ветроэнергетической установки, а
в последней — сравнительная стоимость еди-
ницы установленной мощности.
14 Том 12
V
8
9
10
а
12
13
14
1!
16
17
18
J9
Повторяемость
ю,8
и,6
10,8
9,6
7^9
6,0
4,3
2,8
1,6
о,9
о,4
0,3
24 об/мин
N генератора
в кет
20
!з
до
132
177
207
2/8
298
3i8
346
37!
i8o
Выработка
216
/88
970
1268
139!
1240
1110
834
/10
311
i!0
76
26 об/мин
N генератора
в кет
14
4!
87
13!
191
236
288
330
38о
38о
380
380
Выработка
i!i
/о8
940
12д6
1/10
141!
1240
922
6о8
342
1/2
7<5
28 об/мин
N генератора
в кет
2
3!
So
133
193
2/7
308
362
380
380
380
380
Выработка
22
39!
862
127/
1/30
1/40
1320
1010
6о8
342
1/2
76
9133

210
ВЕТРОДВИГАТЕЛИ
[РАЗД. IV
Таблица 5
Среднегодовая скорость ветра
Установленная мощность в кет
Годовая выработка в 10s квт-ч на 1 км*
Средняя юдовая мощность в л. с. '
Средняя годовая мощность в л. с.
по Смирнову
Сравнительная стоимость единицы установлен-
ной МОЩНОСТИ
3
297
445
69
43-7
i,6i
4
5
435 | 6i8
68о
i°5.5
94.2
1,ОО
хобо
1б5
I7O
0,69
6
79O
1550
7
поо
232O
В4о 1 341
243
о<5°
3«1
о,392
8
148о
3040
472
498
0,316
9
1880
395O
613
684
O.259
10
3400
51»
794
890
0,218
ТИПЫ ВЕТРОДВИГАТЕЛЕЙ И ИХ
ХАРАКТЕРИСТИКИ
Характеристика ветродвига-
теля даётся в виде графика момента М и
коэфициента использования энергии ветра,
построенных в виде функции модульности Z =s
== ~ . Вместо М может быть отложена без-
размерная величина момента М =
двигателей должно производиться по харак-
теристикам, полученным в одинаковых усло-
виях, особенно если их характеристики близки
друг к другу.
Тип ветродвигателя обеспечивает
определённую характеристику (фиг. 5). Ре-
пеллер 5 на этой фигуре отличается от 4
удобообтекаемым профилем крыла ветряной
как это показано на фиг. 4. Ветродвигатель
характеризуется величинами: 5тах и соответ-
Г7 „ max
ствующим значением Ма, перегрузкой
Мп
Фиг. 4. Характеристика ветродвигателя.
страгиванием =~- , синхронной скоростью Zo
шах
7
и коэфициентом ухода [Zo] = -?¦. При реше-
нии задач о совместной работе ветродвига-
теля с потребителем пользуются характери-
стикой в виде графиков N — f{n) при различ-
ных значениях V, либо заменяют величину N
через М.
Отклонения от характеристики
ветродвигателя неизбежны при всяких
изменениях условий испытаний. Так, уста-
новка ветродвигателя в различных местах не-
избежно связана с индукцией окружающего
рельефа. Характер колебаний ветра также
сказывается на характеристике, а получение
V = const в реальных условиях невозможно.
Модельные испытания дают отклонения от
натуры за счёт несоблюдения режима авто-
модельности и естественной турбулентности
потока. Поэтому сравнение различных ветро-
\
\
\
М-
ZM
nR3pV<
^<
7 WR
Фиг. 5. Влияние типа ветродвигателя_на его характери-
стику \а~Ч. =/(Z) и Ь -7Л= f(Z)].
мельницы. Наибольшее распространение по-
лучили репеллеры винтового типа, так назы-
ваемые крыльчатые. Остальные типы ветро-
двигателей из-за малого значения 5 распро-
странения не получили, кроме репеллеров
барабанного типа, распространённых в тех
областях США, где имеется ветер постоян-

ГЛ. VI]
ТИПЫ ВЕТРОДВИГАТЕЛЕЙ И ИХ ХАРАКТЕРИСТИКА
211
ного направления (например, прибрежные
районы). Схема подобного ветродвигателя, на-
зываемого Джумбо, изображена на фиг. 6.
ходные репеллеры позволяют получать высо-
кие значения ? и большую мощность при тех
же размерах, но малый страгивающий момент.
Тихоходные обладают большим страгивающим
моментом.
Фиг. 6. Схема ветродвигателя Джумбо.
Фиг. 7. Ветродвигатель
карусельного типа.
Барабанные ветро-
двигатели с верти-
кальной осью и по-
движным экраном
называются кару-
сельными, один из
образцов кото-
рых изображён на
Фиг. 8. Репеллер Чебышева. фиг. 7. Изменяя
форму репеллера,
можно избавиться от экрана, как это было
сделано Чебышевым (фиг. 8), и получить
§1
0.15
0,10
0,05
м=-
м
0,03
0,02
0,0 f
0 0,2 0,k 0,6 0,8 'U)R
Фиг. 9. Характеристика роторного ветродвигателя.
ветродвигатель, приближающийся к роторному
(см., например, 7 на фиг. 5 или фиг. 9). Быстро-
АЭРОДИНАМИЧЕСКИЙ РАСЧЁТ
РЕПЕЛЛЕРА
Классическая теория репеллера
основывается на том, что энергия снимается
только с потока воздуха, проходящего через
ометаемую площадь, весь остальной поток не
принимает участия в работе. На фиг. 10 даны
очертания этого потока, причём V соответ-
ствует невозмущённому потоку перед репел-
лером, индекс 1 — потоку в плоскости репел-
лера и 2 — потоку в достаточном удалении
от репеллера. Нагрузка на репеллер слагается
из осевого усилия ф и момента М, следствием.
Фиг. 10. Поток, проходящий через ометаемую площадь.
чего являются уменьшение осевой скорости V2
и вращение сходящего потока в сторону,
противоположную вращению репеллера
— 1/ 1 • *
2 ' 2
Не использованная репеллером энергия по-
тока состоит из энергии поступательного
движения со скоростью V-2t учитываемого
At/
аксиальным к. п. д. ч\а = \——- г и враща-
тельного движения, учитываемого
1
циальным к. п. д., у\и = .
танген-
1+ -
+ 2
Безразмерные параметры ре-
пеллера являются функциями двух безраз-
мерных величин: коэфициента нагрузки В —
2Ф „ ш/? /
= -е-гп и модульности Z= -Yjr- величина,
p/"l V* V V
обратная числу Струхаля Sh = -—). Иногда
вместо Z применяется поступь репеллера Х#=
= -=-. Обычно Z> 1. Величина Z характери-
зует быстроходность репеллера. Снятую репел-
лером энергию сравнивают с энергией Е =
= pFi~cy невозмущенного потока, проходя-
щего через ометаемую площадь Гг. Коэфи-
циент использования энергии ветра
_ снятая энергия

212
ВЕТРОДВИГАТЕЛИ
[РАЗД. IV
! Произведение тангенциального к. п. д. на.
аксиальный называется индуктивнымщ—'Ца'Уи-
Связь между ? и -щ определяется уравне-
нием ? =з= Bi\}. Величина аксиальной деформа-
ции потока равна Ду = V A — 1/^1 — 2?),* таким
образом В<С.\. Аксиальный к. п. д. ч\а =
= -у (l -fj/n+Tfi). Угловая скорость от-
ходящего потока определяется уравнением
— = I/ I -f- -=j — 1, или для быстроходного
В
репеллера o>2?s-^;u>. Тангенциальный к. п. д.
, или для быстроходных
1+-"
репеллеров т)ы=
1 + /Г^~В 1 + Vl^B
-д-. Индуктивный к. п.д.
(для быстро-
ходных репеллеров). Безразмерная величина
момента уИ = --„.-. дается уравнением
Вгг-
1+ VI—.
ZIH-
В
(для быстроходных репеллеров).
Безразмерная величина мощности N
2N 2M
Ветряк от ветродвигателя отличается
тем, что для создания воздушного потока
через репеллер ветряка его перемещают по-
ступательно, затрачивая на это энергию; на-
пример, ветряки на старых самолётах для об-
служивания электросистем, ветряки для от-
качки воды на баржах и тому подобных целей.
Расчёт ветряка ведут по величине индуктив-
ного к. п. д. Тф так как она характеризует
отношение энергии, затраченной на поступа-
тельное движение ветряка, к энергии, снятой
репеллером. Расчёт же ветродвигателя ведут
по максимальной величине ?, которая позво-
ляет при тех же размерах репеллера снять
максимум энергии.
Максимальное значение ? для
быстроходных ветродвигателей равно пример-
но 1б/27, что соответствует В = 8/$. Для тихо-
ходных берётся то же значение, хотя можно
несколько улучшить режим работы репеллера
учётом влияния Z на т^.
Ра счёт дужки ведётся по относитель-
ной скорости потока в плоскости репеллера
(фиг. И). Тангенс угла наклона относитель-
ной скорости определяется модульностью
дужки: tg р = у и tg р' = у,. Связь между
Фиг. 11. Скоростной треугольник и силы, действующие
на элементарную дужку:юг— окружная скорость дужки,
Р' и р — углы наклона кажущейся и истинной относи-
тельных скоростей потока.
кажущейся и истинной модульностью опре-
деляется уравнением Z = Z'-гц. Истинный угол
атаки а; определяется истинной модульностью
(фиг. 11). Аэродинамический расчёт дужки
Таблица 6
Характеристика крыла бесконечного размаха
гаки
S
>>
i.-'.v ¦¦
ю
15
20
=5
30
35
40
45
50
Су
о, 175
о. 33
о,з8
о.Зо
°-39
0,40
°>39
о,3,7
о,зб
о,34
Су
Сх
о,о51
о,п
о, 15
О,2О
O.25
о,29
O.32
о.37
k~~c~x~
7
6,5
3.45
2,6
1.95
1,6
1.34
1,15
о,975
Су
о-35
0,71
°,77
°.75
о,6о
°>5б
°.54
°»5°
0,48
Сх
°j°75
0,12
0,14
0,18
0,26
0,31
O.35
0,40
f=0,W
С х
7
9.5
6,4
5,35
3,33
2,1б
1.74
1.4
1,2
^~~—^^^^^
Су
о,35
о.5
о,б5
0,72
0,76
—
—
—
—
Сх
О,О2
о,о5
о,о8
0,12
о,х8
—
—
—
— ¦
сх
17-5
ю,о
8,1
6,о
4.2
—
—
—
—

ГЛ. VI]
АЭРОДИНАМИЧЕСКИЙ РАСЧЁТ РЕПЕЛЛЕРА
213
ведётся по характеристике крыла бесконеч-
ного размаха, которая приведена в табл. 6.
Для быстроходных ветродвигателей часто при-
меняется профиль — инверсия эллипса. Отно-
сительные ординаты этого профиля и харак-
теристика даны на фиг. 12.
0123Ь567в9Ш
ордт
0
f
2
3
4
5
6
7
8
9
10
dtfOH
5,7
4,5
23,0
13Д
1Ь,0
13,0
12J0
Ю?
8,5
Ними.
5,7
7,0
0,2
0,0
0.2
1,2
2,0
3,0
4*
4J
5,5
% от хорды
V
Л
' |
Су
0,7
Ofi
пч
ЦЧ-
/
\
В
Исправлено на косизну
потока и углы атаки
1
(
Су,
/
/
/
1
/1
J
/
/
Щ
а»
-8
12 16 (Xе
Фиг. 12. Характеристика профиля — инверсия эллипса.
Для быстроходных колёс часто применяется
профиль Эсперо, относительные ординаты
(—) которого для различных значений отно-
V о I
сительнои толщины [~jr\ и различных значе-
ний относительных абсцисс даны на фиг. 13
(слева для носика профиля, т. е. для v- -<0,6,
а справа для хвостика профиля, т. е. для
-- = 0,4). Характеристики профилей Эсперо
могут быть получены при помощи диаграмм,
приведённых на фиг. 14, а и б. На первой
диаграмме (фиг. 14, а) для каждой относи-
тельной толщины профиля (-г-) и малых зна-
чений углов атаки даны толстыми линиями зна-
чения коэфициента подъёмной силы Су и об-
ратного качества fj.. На второй диаграмме
(фиг. 14, б) даны те же величины для боль-
ших значений углов атаки.
Характеристики иных профилей можно
найти в т. I) стр. 428, 429. Для того чтобы
эти материалы были справедливы, необходимо
обеспечить неравенство 6К>3 м/сек — усло-
вия автомодельности. При несоблюдении этого
неравенства безразмерные параметры будут
зависеть от скорости, как это явствует из
характеристики четырёхлопастного репеллера
СЮР Z = 3 (фиг. 15).
Профильный к. п. д. учитывает про-
фильные потери на дужке:
где (л — обратное качество профиля (см. ЭСМ
т. 1, стр. 428). Полный к. п. д., учитывающий
потери вплоть до вала репеллера, будет равен
0,10 —
0,06
0,0k
0,02
О
ja.
Здесь, как и в дальнейшем, Z и R — мо-
дульность и радиус репеллера, a z и г — мо-
дульность и радиус текущей дужки.
Величины М н N, полученные в результате
учёта только индуктивных потерь, должны
исправляться величиной f\pM'=M • t\p и N' =
jp. Больше всего качество профиля ска-
зывается на г]р при больших значениях Z, по-
этому применение профилей с большим зна-
чением качества k = — особенно важно для
быстроходных репеллеров. Тихоходные репел-
леры, как, например, у ветряных мельниц,
могут эксплоатироваться при худших значе-
ниях качества. Профильный к. п. д. меняется
по длине крыла и среднее значение
dV1
3 Tji
CdM
)dr
которое примерно равно значению т)„ на ра-
2
диусе г = -5- R.
Циркуляция по размаху крыла
считается постоянной и может быть опреде-
лена через безразмерный коэфициент Т
у%
Г = Т — ,
п
причём Т
3Brit
4/fi-iiz
для случая Vi =
= -5- V, и в общем виде
о
4/
1 _~Г
3V
для любого режима. Величина п — обороты
в секунду, /—число крыльев.
Диаграмма Дживецкого, изобра-
жённая на фиг. 16, упрощает расчёт отдель-
ных дужек, давая простой графический спо-
соб получения относительных скоростей. По
вертикали откладывается Vlt а снизу влево
под прямым углом окружная скорость пери-
ферийной дужки и = <aR. Сверху вправо от-
кладывается величина тангенциальной индук-
ции той же периферийной дужки -n-^R- От-
резок ОА разбивается на участки соответ-
ственно расположению расчётных дужек на
крыле, и любой отрезок прямой, проходящий
через соответствующую точку деления и точ-
ку В, даёт расчётную величину относитель-
ной скорости.

214
ВЕТРОДВИГАТЕЛИ
[РАЗД. IV
Расчёт репеллера может прово-
диться в зависимости от задания по двум
схемам: 1—заданы V и D, по которым про-
изводится расчёт; 2 — задана V и подлежит
расчёту репеллер, снимающий заданную мощ-
ность. В обоих случаях определяют Z, исходя
из требуемой характеристики (пусковой мо-
мент) и с точки зрения возможности осуще-
ствления крыла того или иного качества. Во
втором случае задаются г\ и определяют не-
обходимый диаметр, сводя задачу к первому
бранного угла заклинивания и диаграммы
Дживецкого.
Недостатки классической тео-
рии проистекают из недостаточной строго-
сти основного предположения о том, что в
работе принимает участие только поток воз-
духа, проходящий через ометаемую площадь.
На самом деле разрыва струй нет, и суще-
ствует некоторый обмен энергиями между
частями потока (см. заштрихованную и неза-
штрихованную части потока на фиг. 17). Об
0.5
0,3
0,2
0,1
/А
=
У,
V
^^
~_—~
/у
/^
-—•
_. —
V/
у
—
//
V,
/у
у
^-—'
'
— '
/
к
\/
у
.
-
А
ъ
0.3
0,2
0,1
0,05
0,025
0,0125
У
Ь
0,.
0,
02 0,3
носик профиля
0,3
0,0/25
0,025 0,2
0,1
А
^, -
. -
А
УЛ
.—
1
Л
v\
/
у
^*-
—
V
/
—¦—
//
/ /
у
¦ —¦
у
/
А
V
V
/
-
—i b
6,5
0,6
0,?
0,8
0,9
U-,975
0,1 Q.2 0.3 OA
Хвостик просршт
Фиг. 13. Координаты профиля Эсперо.
случаю. Крылья тихоходных репеллеров не
доходят до центра вращения репеллера на
J/s R, потому что дужки на малых радиусах
обладают малым г\р, энергия потока в этих:
частях мала, а увеличение веса конструкции
значительно. Крылья быстроходных репелле-
ров доходят до втулки обтекаемой формы.
Порядок расчёта р еп ел л е р а. За-
даются В (большей частью В = 8/9), находят
ш2 = ~y% to и строят диаграмму Дживецкого.
Выбирают профиль дужки и форму крыла
(см. расчёт дужки) и последовательно прово-
дят аэродинамический расчёт для 5—6 равно
расположенных по длине крыла дужек, по-
следовательно определяя для каждого значе-
ния г величины: г(ш -f -- ш2 j, wv tg?' и g'.
Определяя к. п. д., находят Т, а по нему Г;
пользуясь уравнением связи Г = ifobCyWu на-
ходят Ьсу, затем по величине Су выбирают
угол атаки ait соответствующий максималь-
ному качеству, а по нему угол заклинива-
ния Р'—щ. Если крыло плоское, то расчёту под-
лежит средняя дужка, расположенная на 2/3 R,
что даёт плохое качество на иных радиусах.
Его легко можно определить по получив-
шемуся значению а,-, определяемому из вы-
этом свидетельствуют два экспериментально
проверенных обстоятельства: для некоторых
ветродвигателей величина коэфициента В>1,
что противоречит основному положению клас-
сической теории расчёта; фотографирование
спектра потока, проходящего через ометае-
мую площадь, не подчиняется основному со-
отношению площадей гп I ег + ^б* I = 2 (см.
\rt /у
фиг. 10). Метод аэродинамического расчёта
Сабинина [21] и [22] даёт удачные результаты
для быстроходных репеллеров. Эксперимен-
тальная проверка обнаруживает отклонения
от обоих расчётных методов в различные сто-
роны, и величина отклонения зависит от бы-
строходности. Для тихоходных колёс следует
проводить расчёт по классической теории, а
для быстроходных — по методу Сабинина.
Расчёт по Сабинину основан на
теории идеального репеллера, с которого
сходит вихревой соленоид. Заштрихованная
на фиг. 17 часть потока принимает участие
в рабочем процессе в виде присоединённой
массы, попадающей справа внутрь вихревого
соленоида. Основные кинематические соотно-
шения в этой схеме следующие. Ометаемая
площадь — среднеарифметическое из площа-
дей струй в достаточном удалении от репел-

as
w
ft
45-'-
6
5
0,4-4
3
(L3-2-
7
-i
-2
n i
-3
'4
°-i
-6
a/7
я
9
no,
-11
-12
-13
>
y*
><
^=
?a
»<
^\
/
7
у
2^
У
-
У
У
у
¦>•
¦у
^;
7
/
/
7
/
/
—т^
/
«<
S
&
Zj
/
7
7
71
Z
/.
7-
7-
2
у
у
у
у
/
v
>
X
/
/
^—
/
и
'/
/
/
,'
у
/
/
—t
/
/
У
у
/
-/
у.
J
-П i
7—
-y-
'/
'/
"/
el
/
/
/
/
/
/
zz
и
/
/
у
/
V
/
/¦
/
4
/
J-
/
/
/
л
Щ
/,
¦/.
/
У
У
/
'/
о
?:
7
'J.
/
/
/
~/\
/
/
—J
7
'/'
' 4
'¦f<
r
V
/,7
//
L-
t *
1
hi
/,,
>i
/\
/ /
t'/ /
xf> -
>^;
1 &
/A'
if '
///
/./*
' / <
/"//
'/"
^^
?S
?//
'/
<^
v Г
-V
i
Й
^;
*¦/
' У<
/ '
/ /
/
> /
*f
/ /
7/
-г,
' /
; /
/
-i
r'
¦7
У
J
'У
/
yl
/
—-
*—
g
_—^
?
UL
у
•л
л-
/
f
-•-
у
/
¦?
?-
A-
/
2
/
1
ft"
<:
-3
С
f
-a-
Is
Ц
¦+
-h
¦¦¦Я
/
Я!
^—
*>•
^*
в—¦
К
V
а-
|
—
-->
___
-а.
¦ч
/
_аЯ
-;
/
ft
<:
7"
1-3
-4
f
?
—I
ч-
•г:
а.
S
1
7
i
!
—И
— ¦
в
-а,
•-»
7
7
>а
«^
г»
t—
^г
-ai
¦i.
¦а
=¦
^/
-а
9
«^
0,5-
W
"*¦
-_
а__
—-
гам
— _
¦¦а,
Z
V
^а.

V
¦ai
a_i
--»
¦=¦
¦-¦
- 1
=
_=
¦--
а-:
—а.
-=(
i
-?
A.
p
H
--Ч
«^
I
ft
—a,
5=
с
1
И—
|
a;
>
aa
a,
aa
"a
"a
¦/¦
s»
?*
—I
-—
r=
•a.
—-.
—
*<-
•--
—a
¦—¦a
7
*-;
**—
—^
--¦
—-
-»¦
-—
?
—-*
—.
=
—
¦*-
¦¦
"-
-aa,
--,
Sai
¦a,
¦^
591
a*.
=:
z:
¦a,
?
«a
—-.
¦"-1
¦-.
Sa
*f
•«i
¦-«
>a-
-=
--•
i
__
I—
=
7.
-**
-
¦41
a.
*i
--.
i
2
=
--a
ai
—
—a
—-
¦—
1
a.
•a,
7_
aj
=i
a.
—
a-.
-
—
1
¦--;
-a-
1
=-=
—
=
а-г
a—
¦—¦
¦—.
—
=S
•a,
|
we
2
--<
A.
a)
Фиг. 14. Характеристики профилей Эсперо.
0,6 —
ot°
10
12
13
14
16
О.иЩв
40
ji
54
56
58
0,3-60
62
64
66
68
70
74
76
78
01 —
' ~82\
84
86
88
90
D
0 o.
0.1 —
^~
-•
y'
***
гё
¦*¦¦
¦¦S
¦——
—-¦
¦ess
a-*
¦"-*»
¦—*-
-=s
¦-*--,
¦——
—--J
-sai
«as
7
i
A
—-
=^
^ам
¦aa,
¦ ,
=
aa
-a.
ащ
" a
aa,
aa.
aa.
¦a^
"a.
5=
aa
aa
a.
aa
у
yC
y+
y>l
MB
Мав
а«ш
нам
"aa
aa
aa
aa
=S
S-a
"a,
s;
=a
ag
-aa
a>a
aa,
¦5a
—a
e>
~^-
yf
=4
3=
^mm
шна
¦ i
aaa
¦a^
aaa
¦¦ ,
-s
aa,
Laa.
=
¦a
aa
Sal
=>»
aa.
-a.
aa
¦Si
"as
Ka,
"a.
aa
У
—
aal
маа
aa.
"aa
¦на
" —
aa,
aa
aS
r_a
¦aa
~a;
aa:
¦S
aj
s
i~a
a;
aa.
¦=¦
—
/
/
'I
~~
=
aa
=a
—
"a.
aai
a«
a—
¦5
aa.
=
a»
aa
aai
aa
-aZ
a_
—4
"a,
a
•a,
9a.
9a
у
t /
/y
ae
аав
aa
"a^
aa.
=
¦aa
=;
a^
aa.
aaj
aa.
aaa
=
-a.
ala
aaj
-=:
"-a
aes
"aa
a_s
"¦a.
—
f/f
' f
f
¦ I—-
aa,
" a
-a,
aa,
~s
"J,
^
aa.
"-=
Sa
-«
aa
-ai
aa
Эа
"a.
¦a_
aa
aa
~a
¦ащ
=a
"--:
-a.
/
t /
—¦ I»
¦aa,
a-s
aa.
aa.
"a.
a«i
aa«
=aa
—a.
"a<
saa.
"a.
=a
"-=
-a.
¦a.
aa
aa.
¦a.
",
«5
aa
^
"a.
/y_
J
ft
1
1
т
у
a_-
a"
aaa
?S
¦aa
=
"a,
aa'
¦«
aaa
aa
aaa
«a
aaa
aa,
aa,
«^
___
">a
Baa
9,
a,
aa
¦~-a
a_
у
/
1
у
"¦аи
~a.
2=>
-a.
5f
=-
aa.
a^
^
"=a
aa
-aZ
S
¦s;
a=
aZ
aa,
__-
aj
аав
"ai
_s
aa.
-0? -
?*¦
-¦
1
¦a,
~a.
aa.
~a,
aa,
—a
¦aa.
a^a,
aaa
¦—a
"a,
aa_
-a»,
aa,
¦a.
as:
в=:
=;
aaj
laa
=/.
aa
¦—к
—H
-
ад
'0,
1
a
22
2.
w
й_
- ч
X
a—,
ass
¦aa
'4
Ж
aa;
75-
T-a-
-_
i
=31
—a
~a
aa
aa
",
aa,
aa'
=:
aa,
¦aa
' .
~a.
=
aea
=-.
-_-
¦a=
aa
aa
¦aa
"a^
•a,
¦a.
~—
"a,
¦a-
¦a.
"a.
-a.
«a.
—a
-a.
¦=s^
aa,
aa
N.
ч
----
i
|
-a,
a_
~a
aa
"a.
a»,
«a
a™
¦a.
^
aa
aa.
_a
"a.
aa
aa
aa
aa
•aaa
Cy
Щ
V,
\
— ¦
?
=5
aa»
-aa
__
=J
-a.
¦S
a—
=
¦a»
a_
^e
аж;
aai
"aa
"a.
a—
"a
aa
¦ам
aa»
aa,
~=
v
-
X
X
—
"a.
=
aa
¦ai
-—
Яа,
-a.
¦—¦
aa
¦a^
¦—=
-a
=5
-S
aa
aa
a,
-a.
^a
x.
N,
">¦
¦^a
i
a.
"a,
"a.
—S3
=я
—a
-г;
—a
-a.
—a.
aa,
Sai
¦~a
-aZ
aa
—a
a=
¦a»
a_
N.
N.
"9a
|
s
5=
aa
aa
aa
aS
aa
aa
aa
=a
=
¦¦ a
•SS
¦Ca
aa
=a,
aa
¦=
3
aa
**ai
"a.
N
s
aa
—4
aa
—s;
aa
=»
aa
aa
aa
"a,
"a,
-a,
a»
a,
aaa
=a
SE
aa.
aa,
—a
~^.
i
-aa,
—a
aa,
aa,
=S
aaa
—=
~a.
"aa
aa
aa
=
aaa
-=
aa,
aa,
aa.
aa,
¦^-
4
¦"*-
-^,
i
5
=_a
¦a,
aj
aa
-a,
ai
—=
a—i
ia»
=a-
—a
=a
¦aaj
aa,
¦B=
-a,
"a.
a.
-¦
¦a
5aJ
"*»
~^
--
•a»
i
Я55
-*s
—a
aa
"a,
=
-a,
¦=;
~—
aa
as
aag
aaa
aa,
—a,
——
a«
=5
-a«
—ш
-sa
"aa
'
>a;
>^-
a^
-
—a
S!a>
"a,
F«a
==!
¦aa
aa
"a.
aa
aa»
aa
"aa,
aa
Saa
-ач
"a!
¦ai
aa
aa
10
12
/4
Jfi
18
19
20
21
22
23
24
-2b
%
~5~4г
56
58
60
62
66
68
70
72
76
n
80
82
84
86
88
90
6)

216
ВЕТРОДВИГАТЕЛИ
[РАЗД. IV
лера ¦F1 = -^ (Fq -\- F2)- Торможение потока в
, плоскости репеллера V\ зависит от режима
работы и лишь в частном случае равно по-
I ' 11
Четырехпопастный ветряк СЮР Z=3
Фиг. 15. Характеристика репеллера CK)P(Z=3)
при различных V.
ловине полного торможения Дг;, причём
2fi 1)л
Ди = ь. Величина е = -— называется от-
1 л. Vl
носительным торможением.
е = ^=0; 0,1; 0,2; 0,3; 0,4; 0,5;
^ = 2; 1,81; 1,67; 1,54; 1,43; 1,33;
е = ^ = 0,6; 0,7; 0,8; 0,9; 1,0
~ = 1,25; 1,176; 1,11; 1,052; 1,0.
Увлечённая масса, представляющая
собой сумму масс воздуха, проходящего че-
рез ометаемую площадь и образующего при-
соединённую массу (заштрихована на фиг. 17),
Фиг. 16. Диаграмма Дживецкого.
не зависит от режима работы и равна pVF\.
При определении к. п. д. располагаемой энер-
гией явится энергия увлечённой массы, по-
этому его величина будет меньше получае-
мой по классической теории, что очень важно
для ветряков, на поступательное движение
которых затрачивается эта располагаемая
энергия.
К. п. д. идеального репеллера
является аксиальным к. п. д. %, так как от-
ходящий поток не закручен, г^ = 1 — е. Связь
между коэфициентом использования энергии
ветра ?, к. п. д. и коэфициентом нагрузки та же,
что и для классической теории, с заменой т;,- через
Фиг. 17. Схема потока около идеального репеллера
по Сабинину.
%•(¦ = ??%, причём В— А
и ? = 4е
1— е
Уменьшение ir)a окупается увеличением В, ко-
торый может превышать единицу. Наивы-
годнейший режим определяется уравнением
е, =0,414, ?ma = 0,687,
*max max
(BV =1,172, (тО =0,586.
Расчёт реального репеллера по
теории Сабинина основывается на диаграмме
скоростей, изображённой на фиг. 18. Окруж-
ная скорость м„ .вызванная реакцией от кру-
тящего момента (в плоскости репеллера), по
Фиг. 18. Диаграмма скоростей расчётной схемы
Сабинина.
Жуковскому, принимается равной—-, хотя
та же теорема для аксиальных скоростей в
этой схеме считается неприменимой. Кажу-
щаяся модульность дужки z — — = ctgfl', a
истинная модульность г =
= ctg р.

ГЛ. VI]
АЭРОДИНАМИЧЕСКИЙ РАСЧЁТ" РЕПЕЛЛЕРА
217
Связь между кажущейся модульностью дужки
и модульностью крыла определяется уравне-
нием г — -j^Z. Истинная относительная ско-
рость w = (V — fi)K I +z2a. Первое уравне-
ние связи между расчётными величинами по-
лучается из рассмотрения осевого усилия на
элементарную дужку:
и коэфициент нагрузки
1
»-f=
Величина щ получается из второго уравнения
связи в виде
Ч-
Точное выражение зависимости между
модульностью истинной и кажущейся сложно:
Для крыльев с хорошим качеством (малая
величина f*) приближённо принимают
2A -е)
При [л = 0,05 и z = 1 получаемая ошибка
1,2о/о и при z = 6 получаемая ошибка 0,4%.
При больших значениях модульности можно
z
принять zu ss .
Безразмерная форма параме-
тров репеллера — основной приём прове-
дения расчёта по Сабинину. Отдельные по-
тери в фбрме, имеющей размерность мощно-
сти, относятся к мощности идеального ре-
пеллера
уг
1-е
2 '
Коэфициент момента (безразмерная величина
момента)
м =
М
уг
_Ae\-e\( го\
1 —
1 —
R
Нагрузка
Ф =
Я2
Ф
В =
Профильные потери — следствие
трения потока о профиль. Учитываются про-
, Z \ IX.Z» л
фильным к. п. д.: ч\о = -z • , " . При
IJ/ \ — е z-{- \l
_, 1 — u.Zu
больших значениях zt\p ss s—=-
1
При
включении профильных потерь в коэфициент
использования энергии ветра ^. = &»]р =
. 1 — el — \t.zu z _
= 4е -7—. -.——. г. ¦. Среднее значение
1+е г + ц 1-е
сно: профильного
1 Г г Л .
4 Ll —« ^V
к.
Ь
п.
— <
д.
для
1 +
репеллера
е
1-е* *1
z
__ 1
Я2
где
к* ~'~ \ 3 ' Zu 2
г0 — радиус ближайшей ко втулке работаю-
щей дужки.
^4e(J^?.
где fi' — среднее значение обратного качества
ЛГ,«2»Л—+ -^-
Концевые потери— следствие индук-
ции вихрей, сходящих с конца лопасти. Ве-
личина относительных концевых потеоь
J~Ni ~ 1-е I 1
8k
или приближённо для быстроходных репел-
леров

218
ВЕТРОДВИГАТЕЛИ
[РАЗД. IV
где k — поправка на величину относительной
скорости и сдвиг места схода вихревого шнура.
За малой выясненностью величины k её при-
нимают равной 1.
Потери на кручение струи опре-
деляются с помощью второго уравнения связи.
В классической теории учитываются танген-
циальным к. п. д. f\u.
R
'о
Мощность навалу репеллера опре-
/ г2 \
i 0 1
деляется из равенства N = Nf 11 — -щ I —
— Nj — Np — Nu. Коэфициент энергии
ветра отнесён к валу репеллера Ьполн =
а), а к. п. д. ре-
полн
ттеллера -q = —^—
Порядок расчёта по Сабинину.
Зная необходимую мощность в л. с, темпе-
ратуру и давление в мм рт. ст., определяют
диаметр репеллера в м.
B73 + П
D = 34,3
Если мощность задана в кет, то числовой
коэфициент подрадикального выражения бу-
дет 37,9. Задаются величиной Z= -.,- =>>„., ,
V о() V
числом крыльев / и относительной толщиной
дужки. Для конца крыла принимают — = 0,1 —
—0,15 и у втулки 0,20 — 0,35. Задаются несколь-
кими значениями относительного торможения е
(в пределах от 0,28 до 0,35), по которым нахо-
дят ? и %полн и, пронодя интерполяцию, прини-
мают д 1Я расчёта то значение е, которому со-
ответствует максимальная величина Ьполн.
Число расчётных дужек принимается не ме-
нее 5, например, г = g- = 1; 0,8; 0,6; 0,4 и 0,2.
По величине г определяют г = rZ, а затем zu =
— . По первому
уравнению связи находят
подставляя наивыгоднейшее значение у. для
выбранного профиля, а затем b —
Ы)
подбирая такие значения, которые дают ли-
нейный закон изменения Ь с г. По b находят су,
уточняют fi и ibCy, что даёт возможность с
пэмощью характеристики профиля найти угол
атаки а и угол заклинивания профиля ср =
= р — а = arcctg zu — а.
Аналитическое определение ха-
рактеристики репеллера по Саби-
нину. Для нескольких значений f (не менее 5)
задаются несколькими значениями угла атаки
о и по углу заклинивания и характеристике
профиля находят (л, ~- и zu = ctg (f+a).
По первому уравнению связи находят
а затем и е, пользуясь табл. 7, на которой даны
ЮООе
трехзначные значения функции ——¦—г—: ^.
По уравнениям
AM
г« + f*
« и z==
—— для каждого зна-
Таблица 7
Значения функции
1000<?
в) A-е
ЮОе
од

об
О7
оЗ
од
ю
и
12
13
14
1.5
1б
!7
18
19
2О
21
22
23
24
25
2б
27
28
29
ЗО
31
32
33
34
35
0
O42
°53
064
076
о87
IOO
112
125
13»
I52
N6
i8i
196
211
227
244
261
278
297
316
335
355
377
399
423
446
471
497
525
553
582
614
1
043
°54
065
077
089
101

126
140
153
168
182
197
213
229
245
262
280
299
318
337
357
379
402
42.5
448
473
500
528
55б
585
617
2
044
055
066
078
090
102
115
127
141
155
i69
184
199
214
23°
247
264
281
3OI
32O
339
359
381
4°4
427
45°
476
5°3
53°
559
588
62O
3
°45
056
о68
°79
091
юз
1?б
129
142
*5б
171
185
2ОО
216
232
248
2б5
283
Зоз
322
341
361
383
4об
429
453
479
5O5
533
56i
591
б24
4
046
°37
об9
о8о
092
i°5
И7
13°
144
158
172
i87
2O2
217
233
250
2б7
285
3°4
324
343
364
386
4°9
432
456
481
5о8
536
5*4
595
б27
5
O47
058
070
o8i
O93
106
118
131
Н5
159
174
i88
203
219
235
252
269
287
306
325
345
366
388
411
434
458
484
5"
539
567
598
бз°
6
048
обо
071
о83
с 93
Ю7
I2O
133
146
1б1
175
190
205
220
237
254
271
289
308
327
347
368
39O
413
43б
461
486
5J3
541
57O
601
633
7
050
o6i
072
084
096
108
121
134
148
162
176
192
206
222
238
255
272
291
310
329
349
37°
392
416
439
463
489
5i6
544
573
604
636
8
°5i
062
°73
о8з
°97
но
122
135
149
164
178
193
208
224
24O
257
274
293
312
331
351
372
395
418
441
466
492
519
547
576
607
640
9
052
о53
O74
о86
098
ш
124
137
I51
165
179
194
209
225
242
259
27б
295
34
333
353
374
397
420
443
468
494
522
55°
579
бго
643
чения г строят кривые—= =/(Z), которые
Дг
дЖ
перестраиваются в кривые —J=-=/(r) для
Дг
различных значений Z, взятых с интервалом
в 1. Для каждой кривой —— =/(г) опреде-
Дг

ГЛ. VI]
АЭРОДИНАМИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ РЕПЕЛЛЕРА
219
ляют М
~ J д7
Дг в виде площади под
кривой и строят характеристику репеллера
M — f{Z), в которой не учтены концевые
потери, определяемые уравнением
— /Л 2
(l-e)iZ
Окончательно характеристика строится по
уравнению М — Mj — f(Z). При подсчёте Mj
величину е определяют интерполяцией из тех
значений e=f(Z), которые были получены
для г = 1.
Указания к расчёту репеллера.
Большая стоимость ветроустановки делает
желательным её упрощение, однако в ряде
случаев многие упрощения ухудшают к. п. д.
Для удешевления установки её строят не на
Vmta, а н& Vcp, либо на V, определяемое
экономическими расчётами, пользуясь зако-
нами повторяемости ветров. Потери энергии
при расчёте не на Vm&% невелики потому, что
большие ветры редки, но необходимо пред-
усматривать защиту установки от оолылих
ветров. Тихоходные ветродвигатели больших
размеров имеют очень малое число оборотов
при большом моменте, что делает передачу
громоздкой и тяжёлой. Ветродвигатели при-
меняются лишь к машинам, не связанным в
своей работе со временем, поэтому и машина,
обслуживаемая ветродвигателем, должна быть
дешева из-за неизбежности простоев. Ветро-
двигатели должны иметь возможность рабо-
тать без постоянного наблюдения, что требует
автоматизации установки. При расчёте по
классической теории размер D следует брать
на 0,446 больше расчётного из-за влияния
концевого эффекта, где b — хорда концевой
дужки. При применении плоских крыльев (не
винтовых) расчёту подлежит дужка, лежащая
на r = ~R. Затем проверяются дужки на на-
о
ружном и внутреннем концах. Число лопастей
ночти не оказывает влияния на характери-
стику ветродвигателя. У тихоходных ветро-
двигателей большое число узких крыльев, из-
готовление которых (из листовой стали) де-
шевле, нежели немногих широких. Кроме того,
это позволяет приблизить центр тяжести ре-
пеллера к башне, облегчая конструкцию ве-
тродвигателя. Хорда дужки на наименьшем
радиусе не должна превышать 700 мм. Для
тихоходных репеллеров />12. Обычно / =
12
= -у [3], но при больших диаметрах / уве-
личивают. Уменьшение / увеличивает индук-
тивные потери, которые не существенны при
/^$5. Винтовые (кручёные) крылья повышают
мощность репеллера на 4 — 5и/0. Использова-
ние внутренней части репеллера для тихоход-
ных репеллеров создаёт конструктивные труд-
ности крепления крыльев ко втулке. Вес и
стоимость повышаются на 18 — 25%, а ? уве-
личивается лишь на Ю°/о [16]. При показателе
ширины крыльев
ib
.-#-<. о< л-
Расчёт на прочность и конструкции
Расчёт репеллера на прочность
может быть проведён точно на основании дан-
ных аэродинамического расчёта. Однако чаще
всего прибегают к упрощённым приёмам
расчёта [26] для двух случаев: репеллер под
нагрузкой в рабочем состоянии и репеллер
без нагрузки при ветре, перпендикулярном
ометаемой площади. В первом случае силу
воздействия на крыло определяют по макси-
мальному значению коэфициента подъёмной
силы Р = Cymayi?F (u2m + V2p), где Vp - ско-
рость ветра, при которой репеллер разви-
вает максимальную мощность, ит — окруж-
ная скорость приведённой дужки, расположен-
ной на минимальном радиусе крыла, гр =
= |/
"т(Я2 + RrQ +
Р— площадь крыла.
Для тонкой дужки в виде части окружности
со стрелой прогиба /
-— 8 10 14 16 20 25 60
Сушах0»78 0,73 0,68 0,63 0,56 0,49 0,40
Для профиля Эсперо, часто применяемого
в быстроходных репеллерах, величина Сутах
как функция относительной толщины профиля
может быть получена из фиг. 14 принятием
а° = 10°. Расчёт ведут по усилию пР, где
— коэфициент перегрузки, Zm =
— у1 — модульность приведённой дужки. Во
втором случае усилие на крыло определяют
из равенства Р — —г- BpF -ту-> в котором для
В берут максимальное значение; в частности,
принимают В равным 0,642 для тихоходного
репеллера Аэромотор с тонким профилем в
виде части дуги и 0,41 > для четырёхлопаст-
ного репеллера СЮР. Величину k, учитываю-
щую возможнее порыты ветра при регули-
ровании по Эоипсу (см. стр. 226), берут рав-
ной 1,5 и от 1,5 до 2 в остальных случаях.
Не следует смешивать величину коэфициента
нагрузки В, принимаемую в аэродинамическом
расчете, со значениями, получаемыми экспе-
риментально. На фиг. 19 дано значение коэ-
фициента нагрузки В для репеллеров с раз-
личной модульностью в виде функции Z. Для
выяснения влияния окружной скорости на
коэфициент нагрузки на фиг. 20 дана вели-
чина В для репеллеров с различной модуль-
ностью в виде функции
Иногда

220
ВЕТРОДВИГАТЕЛИ
[РАЗД. IV
экспериментально полученные значения В на-
зывают парусностью. Тихоходные репеллеры
требуют регулирования, дабы не делать их
излишне прочными. Нагрузка по лопасти счи-
тается распределённой по линейному закону
и имеет максимальное значение при г = R,
обращаясь в 0 при г = 0. Нагрузка по дужке
(нервюре) крыла также считается респреде-
лённой по закону треугольника с максималь-
ным значением на входной кромке, как пока-
в °
0,8
При расчёте стабилизаторов, установленных
на крыльях для регулирования (фиг. 22), исхо-
дят из того, что эпюра нагрузки по длине
равномерная, а по хорде — треугольник, ана-
логично хорде крыла. Нагрузка определяется
по средней хорде стабилизатора
где Fc — площадь
\Z*Q9
А
AZ495
/
/7
ZH5
/
/
—
N
Z=5
—
4Z=4
0,2
Фиг. 19. Экспериментальные значения коэффи-
циента осевой нагрузки jB = /(Z).
Фиг. 20. Экспериментальные зна-
чения коэфициента осевой на-
грузки В =
'раб/
зано на фиг. 21. Удельная нагрузка опреде-
ляется по уравнению
р =
и нагрузка на нервюру х—х
стабилизатора в плане,
ис — окружная скорость
средней хорды стаби-
лизатора. Нагрузка на
мах определяется в двух
случаях — при горизон-
тальном крыле и при
вертикальном крыле.опу-
щенном вниз (фиг. 23;.
В первом случае опас-
ное сечение маха нахо-
дится под воздействием
трёх нагрузок: момента
от силы веса Mq, мо-
мента аэродинамических
сил Ма и центробежных
сил Rj.MG=G(L^m-l),
где G—вес крыла, Ьц т —
радиус расположения,
центра тяжести, I — ра-
диус расположения опо-
ры крыла. Обычно L4 m ss
и 0,48/? и /^0,25/?,' по*
этому
где Ьц п — радиус расположения центра па-
русности. Rj = — оJ/:ч т и 0,049Gco2/?. На-
пряжение в опасном сечении маха определяют
из уравнения и = -™rVM2Q + М2а -\--j-. При
нижнем вертикальном расположении крыла
опасное сечение маха находится под воздей-
¦—-hifx — Го)] кг.
где а — расстояние между нервюрами. Центр
ху^.
Фиг. 21. Эпюра нагрузок на крыло.
аэродинамических сил или центр парусности
определяют из уравнения
м.
R_
'о
Фиг. 22. Схема стабилизаторного крыла.
ствием четырёх нагрузок: момента аэродина-
мических сил Ма, момента гироскопических
сил Мг, центробежных сил Rj и силы веса G.
Момент гироскопических сил Мг = 27<о1ш,.где
J — момент инерции крыла относительно оси
вращения репеллера, со — угловая скорость
репеллера, щ — угловая скорость поворота
репеллера около оси башни. При повороте
репеллера хвостом — лопатой Wj, = 0,5. При
наличии стабилизатора момент инерции
крыла увеличивается на 25%. Напряжение в
опасном сечении маха определяется из урав-
Rj+G
-\ ^ . Момент воэ»
нения о =
W

ГЛ. VII
АЭРОДИНАМИЧЕСКИЙ РАСЧЁТ РЕПЕЛЛЕРА
221
действия репеллера от гироскопических сил
на вал при двух крыльях равен 2Jto«i и 7u>«>i
для репеллера с числом крыльев более двух.
При расчёте лонжеронов гироскопический мо-
мент не учитывается. Последовательность
расчёта следующая: определяют~расчётные
нагрузки, по которым подбирают размер маха.
Проверяется относительная
8
толщина профиля -г, кото-
рый должен охватывать мах,
в противном случае увели-
чивают -г
о
повторяют
расчёты. Вычерчиваются
дужки крыла и размеща-
ются лонжероны, которые
рассчитываются на проч-
Фиг. 23. Горизонтальное и вертикальное
положение крыльев.
ность. Нагрузку пР распределяют по нервю-
рам. Лонжероны в двух лонжеронных крыльях
рассчитываются как консольные балки на двух
опорах с нагрузками (сосредоточенными), при-
ложенными в местах крепления нервюр. На-
грузки ка лонжероны определяются по урав-
нениям
(фиг. 24). Однолонжеронное крыло в местах
крепления нервюр нагружается сосредоточен-
ными усилиями РхХ и крутящими моментами
Мхх. По эпюре нагрузки рассчитываются нер-
вюры как балки, заделанные в лонжероны.
.Лонжерон стабилизатора рассчитывается на
¦ ¦ PJ
изгиб от момента -^- и кручение от момента
М
= Рс(-о ьс — тс) » гДе ьс ~ хорда дужки
крыла стабилизатора и тс — координата лон-
жерона. Нагрузка на нервюру стабилизатора
р
Pi = ¦ ?-т- , где п — число нервюр. Изгибаю-
щий момент в каждом месте крепления нер-
вюры есть момент, изгибающий нервюру.
Стойка стабилизатора /~ (фиг. 22) рассчиты-
Рг
вается на изгиб от
и растяжения от
р. р
-ф sin 4»!. Стойка // изгибается силой -~, сжи-
мается силой P/cos 6] tg ф2 и растягивается
силой /?у sin 4*i- Материалы, допускаемые на-
пряжения и запасы прочности для некоторых
репеллеров^ даны в табл. 8. Диаметр горизон-
тального вала принимается равным 0,010 —
0,01 Ш, а для малых ветродвигателей O,012D.
Фиг. 24. Нагрузка на дужку составного крыла.
Конструкции и способ изгото-
вления репеллеров. Изготовление
крыльев репеллеров ветряных мельниц см.
стр. 243. Металлические крылья репеллеров
малых диаметров в заводских условиях изго-
Таблица 8
Материалы, допускаемые напряжения и запасы прочности для некоторых репеллеров
Наименование части
Передний лонжерон
Задний лонжерон
Нервюры ....
ИглЬцы нервюр
Лонжерон стабилизатора . . .
Нервюры стабилизатора . . .
Стойка / стабилизатора . . .
Стойка //стабилизатора . . .
Мах
Д-8
ериал
се
Сосна
То же
Кровельное
железо
То же
Угловое
железо
То же
Стальная труба
Ё
о
X
В"
Си
с
Е с
5°°
5°°
едо
33°°
33°°
33°°
33°°
45°°
в
Си
h
ущенно
не в кг
С X
о <и
13
27,8
10
481
и
379
495
474
НОСТИ
ас проч
с
со
3я 5
i8,o
26,3
687
33°
8.7
6,67
9.47
Д-14 (Бакинский)
ериал
н
Я)
Сосна
То же
Клён
Труба (сталь)
—
Сосна
То же
Труба буровая
чности
о.
с
5 5
о.*
Е в
5°°
5°°
5°°
45°°
—
доо
4$оо
к
о,
в
Я «
1 %
у шенно
ие в кг
С X
о <ч
^*
39
31,5
тб
43b
—
52
IV*
457
ности
1С ПрОЧ
с
сп
Т5>9
31,2
го,з
—
9.65
9,65
9.«5
д-зо
ериал
чности
о.
о.'&
Й Ев
Сосна
То же
Стальная
труба
Сосна
Стальная
труба
То же
*
5°°
5°°
45°°
,=,00
4.SOO
45°°
45°°
к
О,
в
х°ц
ущенно
ие в кг
С X
О к
229
i8a
-76
1070
12
1554
1490
ности
1С проч
а
т
17,85
6ls8
4,20
41.7°
3,90
З»02
3»°3

222
ВЕТРОДВИГАТЕЛИ
[РАЗД. IV
товляются штамповкой или высадкой в хо-
лодном состоянии, а деревянные склеиваются
казеиновым клеем из тонких досок и обра-
батываются на копировально-фрезерных стан-
ках или вручную по шаблонам. В местных
условиях крылья делают из целого куска хо-
ная часть сборки репеллера — крепление ма-
хов. Регулирование (см. стр. 230) обеспечи-
вается поворотом крыла во втулке, которое
35В-
Фиг. 25. Нижняя накладка, крепящая крыло к маху.
рошей, плотной и выдержанной древесины
(прямослойная сосна без сучков и смолы, бе-
рёза, клён и дуб). При выполнении крыла из
целого куска клёна или дуба существует
опасность скалывания корневой части крыла
клёпкой накладок (фиг. 25 и 26), крепящих
Фиг. 26. Верхняя накладка, крепящая крыло к маху.
крыло к маху (фиг. 27). Обработка крыла,
равно как и стабилизатора, проверяется по
шаблонам, изображённым на фиг. 28. Уста-
новка крыла (угол заклинивания) выполняется
специальным шаблоном (фиг. 29). Установка
стабилизатора производится с помощью ком-
бинированного шаблона, показанного нафиг.ЗО.
После обработки крыло шпаклюется и покры-
вается лаком или эмалитом. Деревянная ло-
пасть ветродвигателя ВИСХОМ РД-1,5 изо-
бражена на фиг. 31, конструкция маха — на
фиг. 32 и репеллер в сборе—на фиг. 33. Наибо-
лее сложная и ответственная деталь — втулка
репеллера (СТ-3) (фиг. 34). Самая ответствен-
Фиг* 27. Крепление крыла к маху.
крепится на шарикоподшипниках. При непра-
вильной сборке, затрудняющей поворот маха,
репеллер может пойти в разнос. Конструкция
Угол заклинениа
лопасти
Шаблон
Фиг. 28. Шаблоны обработки крыла.
тихоходного репеллера изображена на фиг. 35.
Крылья выполняются из оцинкованного же-
леза. Для D = 5 м применяют листовую сталь
толщиной 1,25 мм.
РЕГУЛИРОВАНИЕ ВЕТРОДВИГАТЕЛЕЙ
Регулирование ветродвигателей имеет целью
установку репеллера соответственно направле-
нию ветра, защиту от чрезмерных ветров и под-
держание постоянного числа оборотов. При
повороте репеллера обязательно учитывается
гироскопический эффект. Обороты репеллера
устанавливаются нагрузкой, однако при её
сбросе возможен разгон. При увеличении V в
2 — 3 раза обороты даже без сброса нагрузки
возрастают до опасных величин. Тихоходные
репеллеры до разноса перестают быть проч-
ными на осевую нагрузку (лишь при V =
— 30-4-40 м\сек окружные скорости дости-
гают 60 — 80 м/сек). Правильное конструиро-
вание ветродвигателей должно обеспечить их

ГЛ. VI]
РЕГУЛИРОВАНИЕ ВЕТРОДВИГАТЕЛЕЙ
225
Уровень
Плоскость
вращения
Фиг- 29. Шаблон установки крыла.
Фиг. 30. Комбинированный шаблон.
Фиг. 31. Конструкция маха.
Фиг. 32. Деревянная лопасть ветродвигателя ВИСХОМ РД-15.
по ДВ
Фиг., 33. Репеллер в сборе.

224
ВЕТРОДВИГАТЕЛИ
[РАЗД. IV
работу при высоких скоростях ветра (до V =
= 20 м}сек) и сохранность конструкции при
Зурях (У = 30—40 м\сек).
Фиг. 34. Втулка репеллера.
Установив ветер ветродвигателей
с D<C Ю м осуществляется с помощью хво-
ста и с /)>12л с помощью двух виндроз,
ветродвигатели обслуживаются хвостами до
D = 12 м. Ветродвигатели с D^30 м обору-
дуются специальным поворачивающим головку
устройством в виде передачи с электромото-
ром, включаемым с помощью флюгера. Перо
хвоста выносится от репеллера на величину
диаметра последнего. Длина, так же как и
форма пера, различная. Перо хвоста делается
как плоским, так и в виде тонкой дужки, ко-;
торая позволяет уменьшить размер пера|
(фиг, 37) и уравновесить момент боковой ло-;
паты и эксцентриситета. Перо хвоста, как и
виндрозы, располагают в аэродинамической,
тени, в которой скорость ветра уменьшается,
на 60—700/0. ;
Весьма редко применяется установ репел-
лера на ветер расположением его плоскости!
сзади оси поворота, считая по направлению^
ветра. Недостатки подобной системы: большой;
гироскопический эффект, тяжёлые условия -
работы деталей головки из-за большого сме-;
щения центра тяжести системы, усложнение!
и удорожание конструкции головки из-за боль-i
шого вылета репеллера.
Виндрозы представляют собой два оди-.
наковых репеллера с диаметрами D' = @,2 ч-!
-f- 0,3) D. \
Характеристики подобных виндроз даны;
на фиг. 38 для трапецеидальных плоских;
крыльев с углом заклинивания 20 и 30° при;
различных углах установа на ветер. Размеры!
Направление
Фиг. 35. Конструкция тихоходного репеллера ветродвигателя ТВ-5.
как схематически показано на фиг. 36. Диа-
метры от 10 до 12 м обслуживаются одной
из двух систем, в частности, отечественные
крыльев: а = / = 2Ь = -=- D'. Виндрозы по-
о
ворачивают головку ветродвигателя при по-

ГЛ. VI]
РЕГУЛИРОВАНИЕ ВЕТРОДВИГАТЕЛЕЙ
225
мощи передачи с передаточным отношением
ied, угловая скорость поворота репеллера
ш1 = -— <о0, где («о — синхронная угловая ско-
iZV
рость виндрозы, причем щ = —.-., .
Хвост ветродвигателя не должен
давать большую скорость поворота, дабы не
перегружать вал и штырь головки ветродви-
гателя гироскопическими силами. Поэтому
имеют удлинение пера хвоста 1 :1 или даже
меньше. Ветродвигатели ЦВЭИ имеют боль-
шие удлинения, доходящие до 2 или даже до
2,5. Хотя первые тяжелее, но они устойчивее
держат двигатель по ветру и не так чувстви-
тельны к пульсациям. Вторые слишком чув-
ствительны, неустойчивы на кручение при по-
вороте на ветер и не всегда дают хороший
установ на ветер. Пульсация ветра ^ 15°
облегчает установ на ветер. Во всяком слу-
чае перо должно быть достаточным для того,
Фиг. 36. Установ ветродвигателя
на ветер виндрозами.
увеличивают момент инерции хвоста увели-
чением вылета пера или дают гибкую (с по-
мощью пружины) связь между хвостом и
концом несущей его фермы. Для этой же
цели при регулировании
выводом репеллера из-
под ветра даётся гибкая
связь между хвостом и
головкой, как это пока-
зано на фиг. 39. Заштри-
хованная область, огра-
ниченная двумя дугами,
показывает величины де-
формации пружины, вы-
званной поворотом хвоста
около головки. Деформа-
ция пружины и её харак-
Фиг. 37. Деревянное
перо ветродвигателя
Д-12 весом ПО кг.
теристика определяют нагрузку на хвост. Чаще
;воста имеет форму равнобокой
с высотой 0,4 D и горизонтальной
60'
90е 80"
Фиг. 39. Расчёт деформации хвостовой пружины.
чтобы при установе на ветер не было от-
клонений больше 10°. Расчёт на прочность
хвоста проводится по усилию пружины. Усилие
всего перо хвоста имеет форму равнобокой на хвост Рх — —р— где гх — плечо усилия
пружины (фиг. 40) и Рц~ усилие на пружине.
Поэтому напряжение а = - * - . Жёсткий
хвост рассчитывается на усилие Рх=* 17/ (V—
трапеции
м
0,5 W 0 2JD 2,53.0 0 0.5 1,0 1,5 2.0 Z5 3J}V%^
Фиг. ?8. Характеристики репеллеров виндроз.
осью симметрии. Меньшее основание, бли-
жайшее к репеллеру, 0,1731) и большее 1/qD.
Ветродвигатели зарубежных фирм обычно
15 Том 12
Фиг. 40. Схема расчета хвоста.
= 15 м/сен) [26], где /— площадь пера хвоста
Р L
(чаще всего /=0,127 Рг). Напряжения 0=-^—.
Стержень //, несущий перо хвоста, снабжается

226
ВЕТРОДВИГАТЕЛ И
[РАЗД. IV
растяжкой /(фиг.41). При выполнении стержня
из дерева его составляют из двух одинаковых
брусов Растяжка из полосового железа тихо-
ходного ветродвигателя Д-8 с деревянным
стержнем имеет запас прочности 2,8 и стер-
жень 3,4. Ветродвигатель стабилизаторный при
тех же условиях, но с железным стержнем,
нии виндрозы (впереди репеллера) коэфициент
аэродинамической тени 0,4 увеличивается до 1.
Передаточное число виндроз определяется
уравнением 1бд «
М2 + Мг±
где
Фиг. 41. Усиление крепления хвоста растяжкой.
имеет те же величины, соответственно равные
7,24 и 2,84. Ветродвигатель Д-12 дерево-метал-
лический имеет растяжку из круглого железа
диаметром Г с запасом прочности 4 и желез-
ный стержень с запасом прочности 4,1.
Силы трения в головке ветро-
двигателя существенно зависят от её кон-
струкции и вызываются весом поворачиваю-
щейся конструкции, осевой нагрузкой, гиро-
скопическим эффектом и реактивным моментом
вертикального вала. На фиг. 42 дана схема
верхней части ветродвигателя с виндро-
зами [26], вес поворачивающейся части Q и
координаты составляющих веса Qi и Q2 —а
и Ь. Реакции опор Вх и В2 определяются из
М)— момент гироскопического эффекта, М^ —
реактивный момент вертикального вала, k —
число виндроз и у\ — к. п. д. передачи винд-
роз, равный 0,9 для конических и цилиндри-
ческих передач и 0,45 для червячных.
Силы воздействия ветра и центр
парусности репеллеров определяются
экспериментально в виде функции угла пово-
рота от нормального положения. На фиг. 43
даны коэфициенты аэродинамических сил и
коэфициент центра парусности а = -^ , для
18-крылого репеллера ветродвигателя аэро-
мотор без хвоста с нагрузкой М — const,
п = 624 и Z = 1,4, причём а — сдвиг центра
парусности от оси вращения в плоскости ре-
пеллера. На фиг. 44 то же самое для четырёх-
крылого репеллера СЮР при М = const, n =
= 1860 и Z = 5.
Защита по Эклипсу выполняется по
двум вариантам: с боковой лопатой (фиг. 48)
или с эксцентричной посадкой (фиг. 45). Уве-
личение скорости ветра приводит к выводу
репеллера из-под ветра в первом случае уси-
лием на лопату и во втором — аэродинамиче-
скими силами на репеллер. Величина усилия
на пружине должна подчиняться уравнению
Ма = Рп • гх, что приводит к необходимости
обеспечения переменной величины гх, для
чего применяется профилированный кулачок —
улитка (фиг. 46). Профилирование улитки вы-
полняется графическим методом [26]. Из
центра вращения хвоста О строятся (фиг. 48)
векторы гх, полученные для соответствующих
углов поворота репеллера. Огибаемая перпен-
дикуляров, восставленных к концам векторов,
даёт искомый профиль улитки. Площадь ло-
паты обычно принимается 0,02—0,04 от оме-
таемой площади F-y. Крепление аналогично
перу хвоста (на плоской ферме или на стержне
с растяжкой). Тихоходный ветродвигатель Д-8
имеет крепление лопаты на деревянном
стержне с запасом прочности 4. Железный
стержень ветродвигателя Аэромотор Д-4,88
имеет запас прочности 2,26. Однако малые за-
пасы прочности для тихоходных ветродвига-
телей опасны из-за большой величины реак-
тивного момента, приводящего иногда к
трёхкратным перегрузкам. Характеристика
ветродвигателя в виде A7 = /(V) при различ-
ных натягах пружины изображена на фиг. 48.
Из-за больших коэфициентов трения при стра-
гивании может иметь место запаздывание ре-
гулирования, которое выражается в виде пик
на характеристике. Регулирование под на-
грузкой и при останове репеллера будет раз-
личным. Разрыв пружины неопасен, так как
приводит к складыванию ветродвигателя. При
эксцентричной посадке принимают вынос ре-
пеллера —=г = 0,167 и относительный эксцен-
триситет -jr- =0,02-г- 0,04. Характеристика без-
размерного коэфициента момента, действую-
принимая у = 75°. При переднем расположе- щего на ветродвигатель при регулировании
Фиг. 42. Усилия на головке ветродвигателя.
условия равновесия уравнениями В{ =
= (Фй-f bQ2 — aQ:) и В2= ~ 1 Ф +
4- т- (?2 — r~ Q\- Момент трения от веса го-
ловки Mi = [>Q2, причём (л = 0,05, момент тре-
ния от реакций Bt и В2, М2 = р (t"i Вх + г2 В2),
момент трения в опорах виндроз от их веса
MB = ix'reQg, причём fi/ == 0,1. Величины jx
и (*' зависят от свойств и конструкций опор.
Реактивный момент вертикального вала равен
передаваемому им моменту со знаком, зави-
сящим от направления поворота и вращения
вертикального вала. Момент на валу виндрозы
определяется уравнением (см. фиг. 38)
М5= ЛГВ? @,4 VJ (D'f = 0,02 MBV2 (Z)'K,

ГЛ. VI]
РЕГУЛИРОВАНИЕ ВЕТРОДВИГАТЕЛЕЙ
227
70 60 50 W 30 20 Ю 0 10 20 30 W 50 60 70у" SO 70 60 50 М
30 йО 50 60 70 jf'
Фиг. 43. Результаты продувки 18-крылого репеллера: а -¦ коэфициенты сил; 6 — центр парусности.
у
[
1
и
1
V
/
!
;
1
/>
/
к-
Л
f
X
щ
У
X
у
Q5
ОА
о,
0,2
щ
)
N
(у
\
S
1
и "
\
\
N.
—
90 60 70 6050Ь0ЭО W 10 О Ю 20 30 ?150 60 70 80 90 f
О)
Фиг. 44. Результаты продувки четырёхкрылого репеллера СЮР: а — коэфициенты сил; б — центр парусности.
Y.
; 2 3,
6 7 8 9
Фиг. 45. Репеллер с аксцентричной посадкой.
д
Фиг. 46. Схема регулирования по Эклипсу с улиткой.
Фиг. 47. Построение профиля улитки.

228
ВЕТРОДВИГАТЕЛИ
[РАЗД. IV
по Эклипсу с боковой лопатой, дана на
фиг. 49, а при эксцентричной посадке — на
фиг. 50, причём кривая / — момент на репел-
лере, //—момент на репеллере и хвосте и
/Я—момент хвоста. Быстрота поворота за-
висит не только от рассмотренных выше сил,
Фиг. 48. Характеристика регулирования по Эклипсу
с боковой лопатой.
но и от момента инерции системы относительно
оси поворота. Так, для ветродвигателя Аэро-
мотор Д-4,88 (Z = 3,2) момент инерции равен
89 кгм/сек, из которых 16 надаёт на репеллер
и 73 на хвост. Для
ветродвигателя
rm-5(Z = 6) равен
22,94 кгм/сек, из
которых 0,59 па-
дает на репеллер,
19,4 на хвост и 2,95
на боковую лопа-
ту. Эксцентричная
посадка репеллера
применяется не
только в горизон-
тальной плоскости,
f80 70 60 SO 40 JO 20 10
I J.... I .i ,. I
0,12 но и в вертикаль-
ной, как показано
на фиг. 51 для
ветродвигателя Ба-
тери Чарджер в
трёх последова-
тельных стадиях
вывода из-под вет-
ра. Защита по Эк-
липсу, применяе-
мая для тихоход-
ных ветродвигате-
лей, не даёт жест-
кого ограничения
оборотов, умень-
шает момент при
усилении ветра, защищает от осевой пере-
грузки, от разноса и от перегрузки при ра-
боте на центробежный насос. Защита наи-
более проста в изготовлении и надежна при
эксплоатации.
Фиг. 49. Моменты при регули-
ровании по Эклипсу с боко-
вой лопатой.
Защита Галадея заключается в вы-
воде из-под ветра лопастей репеллера, сбло-
кированных в несколько секций (фиг. 52) в
двух положениях. Верхняя секция выведена
из-под ветра, а правая находится в рабочем
положении. Импульсом для вывода из-под
ветра является осевая нагрузка. При выводе
из-под ветра лобовая площадь уменьшается
в 5 раз. Применяется только для тихоходных
репеллеров, не даёт жёсткого ограничения
оборотов, уменьшает момент при усилении
ветра, защищает от осевой перегрузки, но не
защищает от разноса. Быстро, в течение 3 —
8 лет, приходит в негодность из-за расстрой-
ства рычагов системы защиты.
Защита Ультра-Унион аналогична
защите Галадея, но применяется в виде при-
вода к каждой лопасти отдельно. Обладает
в смысле защиты теми же свойствами, что и
защита Галадея. Не предохраняет от пере-
грузки при работе на центробежный насос.
Быстроходные репеллеры не защищает от
разноса.
Защита клапанами Билау (фиг. 53)
заключается в установке на крыльях лопаток,
которые при увеличении числа оборотов ре-
пеллера за счёт центробежных сил становятся
перпендикуляр-
но окружной
скорости, тор-
мозя репеллер.
Пружина
прячется внутрь
обшивки; кре-
пление—к маху;
клапаны распо-
лагаются на 2/3
радиуса крыла.
Клапаны Би-
лау ухудшают
и требуют боль-
шего выноса
репеллера: приме-
няются лишь для
быстроходных ре-
пеллеров (Z>4 и
диаметр <^8 м)\
ограничивают обо-
роты до +10—
15°/0; не допускают
перегрузок при ра-
боте с центробеж-
ными насосами и
генераторами по-
стоянного тока.
Клапаны Билау за-
щищают от осевых
нагрузок лишь в определённых пределах и
от разноса до К =15 м/сек; дают 10% по-
терь на рабочих режимах. Площадь клапана
подбирается из условия торможения момента
репеллера на максимально допустимой скоро-
Фиг. 50. Момент при регули-
ровании по Эклипсу при экс-
центричной посадке.

гл. vi|
РЕГУЛИРОВАНИЕ ВЕТРОДВИГАТЕЛЕЙ
229
сти ветра. Коэфициент аэродинамического
сопротивления сх принимается равным 1. Прин-
ципиально такая же система при другом
конструктивном выполнении применяется на
ветродвигателях „Винд-чарджер".
Торцевые клапаны Перли применяются при
диаметре <С Ю м и Z>4,5, ограничивают обо-
роты в пределах от +5 до 12%, не допускают
перегрузок при работе с центробежными насо-
сами и генераторами постоянного тока, защи-
Фнг. 51. Регулирование ветро-
двигателя Батери Чарджер.
Торцевые клапаны Перли
(фиг. 54) отличаются от предыдущих выносом
клапана в торец крыла. Уменьшают индуктив-
ные сопротивления, повышая 5, дёшевы в из-
готовлении и не требуют индивидуальной
пригонки. Рассчитываются по аэродинамиче-
ским коэфициентам, предпочтительнее графи-
ческим методом, допускающим интерполяцию
на все режимы регулирования.
Угол открытия клапана 10° 20° 30° 35°
сх 0,07 0,30 0,50 0,60
су 0,38 0,30 0,88 0,82
Угол открытия клапана 40° 50° 60°
сх 0,64 0,80 0,90
су 0,78 0,68 0,58
Вес крыла, клапанов и пружин в зависи-
мости от диаметра дан в табл. 10, а харак-
теристика регулирования — на фиг. 55.
Фиг. 52. Защита Галадея.
щают от осевых перегрузок в известных пре-
делах, защищают от разноса до V=15 м\сек,
требуют защиты выводом репеллера из-под
ветра или трёхкратного запаса прочности.
Клапан
торможения
Фит. 53 Тормозные клапаны Вилау.
Обшивочные клапаны Перли
представляют собой жёсткую часть обшивки
конца крыла, которая, открываясь центробеж-
ными силами, принимает вид пластины
Таблица 9
Вес крыла, клапанов и пружин в зависимости от
диаметра
Диа-
метр
в м
i
2
3
4
5
Вес в кг
крыла
1,2
4-6
8о
26
56
двух клапанов
с грузами
0,040
о,14о
°-35
0,46
°>74
пружин
о,о6о
О,2б
о,6о
1,2О
2IO

230
ВЕТРОДВИГАТЕЛИ
(РАЗД. IV
перпендикулярной к окружной скорости; уста-
навливаются на тех же репеллерах, что и пре-
дыдущая система, однако уменьшают N на
б—8<>/0 и 5 на 2,5 — 3<Y0 по сравнению с пре-
дыдущей систе-
мой, в том чис-
ле из-за ще-
лей в обшивке.
Дороги, требу-
ют индивиду-
альной подгон -
ки при шести
шарнирах, весь-
ма чувствитель-
ны к гололёду.
При недоста-
точной подгон-
ке деталей при-
Фиг. 54. Торцевой клапан Перли.
защищают от
водят к разносу.
Ограничивают
обороты до
разноса до V =
+ 15-г200/0,
= 20 м/сек.
Регулирование по Громану пово-
ротом конца крыла центробежными силами
перпендикулярно направлению окружной ско-
рости. Применяется для диаметра 8 и Z > 4.
Ограничивает обороты в пределах -r-S-i-120/n.
Фиг. 55. Характеристика регулирования торцевыми
клапанами Перли.
Защищает от перегрузок, увеличивает страги-
вающий момент, защищает от осевых пере-
грузок в известных пределах, защищает от
разноса. Регулирование по Громану просто и
дёшево в изготовлении и эксплоатации. Тре-
бует защиты выводом репеллера из-под ветра
или трёхкратного запаса прочности. Смазка
подшипников весьма ненадёжна. Более прост
в исполнении и эксплоатации вариант Про-
ценко (Херсонский завод), изображённый на
фиг. 56.
Регулирование поворотом крыла
применяется в самых разнообразных конструк-
тивных формах. Так, флюгерные крылья Уфим-
цега или аналогичные конструкции в Дании
(Агрико) или в Германии (Кумме) основаны
на том, что центробежные и аэродинамиче-
ские силы стремятся по-различному повернуть
крыло. Флюгерные крылья трудны при пуске
из-за крайне малого страгивающего момента.
Для облегчения пуска устанавливают пружин-
ные упоры, сжимающиеся при чрезмерном
ветре. Повышают пусковой момент также
Фиг. 56. Регулирование по
Проценко.
развитием хорды конца крыла, делая его в
виде треугольной трапеции с высотой, распо-
ложенной по маху крыла, и большим основа-
нием на большом радиусе. Флюгерные крылья
применяются при диа-
метре <! 8 м и 2,5 <
<Z<6. Ограничи-
вают обороты при на-
личии связи с центро-
бежным регулятором,
чем предупреждается
также и разнос. Защи-
щаютчот осевой пере
грузки. Система до-
роже жёстко закре-
плённых крыльев,
требует большого вы-
носа репеллера, ква-
лифицированного ухо-
да и быстро ломается
при расстройстве центробежного регулятора.
В конструкции ветродвигателя ВИМЭ Д-3
флюгерные крылья заменены центробеж-
ным регулированием (фиг. 57). При примене-
нии поворотных крыльев обычно требуются
ограничители поворота, схема одной из кон-
струкций которых для ветро-
двигателя Д-5 показана на
фиг. 58. Схема регулирования
пружинами (система Шама-
нина) показана на фиг. 59.
В подобных системах регули-
рования необходима проверка
синхронности поворота крыль-
ев,для чего на крылья наклей
ваются белые бумажки или за
крашиваются пря-
моугольники, как
показано на фиг.
60 для ветродви-
гателя ВИМЭ Д-5.
Тогда при враще-
нии репеллера с
п = 130 ч- 160 в его
плоскости (если
смотреть по на-
правлению враще-
ния) светлые по-
лоски образуют
правильную поло-
су, если же полу-
чится зигзагооб-
разная полоса, то
это будет означать
несинхронность
поворота крыльев.
Регулиро-
вание стаби-
лизаторн ыми
крыльями из-
вестно под наиме-
нованием системы Сабинина — Красовского.
Крылья уравновешены расположением маха
и установкой компенсирующих грузов— „огур-
цов" (фиг. 61). Центр тяжести крыла должен
совпадать со свободной осью вращения;
должно быть также обеспечено динамическое
уравновешивание, приводящее к воздействию
на крыло лишь аэродинамических сил. Пово-
рот крыла происходит за счёт воздействия
стабилизатора, площадь которого принимается
от 0,22 до 0,3 Т7, причём большая площадь
Ф"иг. 57. Схема регулирования
ветродвигателя ВИМЭ Д-3:
/—крыло; 2—рычаг регулиро-
вания с грузом; 3— тяга ры-
чага регулирования; 4 — ко-
жух; 5—пружина регулирова-
ния; 6 — малая шестерня;
7 — большая шестерня.

ГЛ. VI]
РЕГУЛИРОВАНИЕ ВЕТРОДВИГАТЕЛЕЙ
231
WO'I— j,^ ЛлоеКая сторона лопасти
Места окрашены
в белый цвет
Фиг. 58. Ограничитель
угла поворота маха
ветродвигателя Д-5:
1 — контур профиля
крыла; 2 — ограничи-
тель угла поворота;
3 — лонжерон.
Фиг. 59. Схема регулиро-
вания ветродвигателя
РД-1,5: / — компенсирую-
щие грузы, 2 — пружины.
Фиг. 60. Окраска для проверки син-
хронности регулирования крыльев.
Фиг. 61 Регулирование по системе Сабинина — Красов-
ского: 1 — крыло; 2 —¦ стабилизатор; 3 — мах; 4 — груз;
5—подшипник; 6 — тяга; 7 — рычаг; 8 — пружина;
9 — вал репеллера; 10 — муфта; М — компенсирующие
грузы — .огурцы".
Фиг. 62. Характеристика репеллера, регулируемого
по системе Сабинина— Красовского.
Фиг. 63. Регулирование по
системе Сабинина — Красов-
ского для концевой часть-
крыла: 1 — позоротная часть
крыла; 2 — неподвижная часть
крыла; 3 — стабилизатор-;
4 — груз; о — подшипники;
6 — тяга; 7 — мах; & — рычаги;
9 — пружина; 10— скользящая
муфта; 11 — вал репеллера.

232
ВЕТРОДВИГАТЕЛИ
[РАЗД. IV
даёт лучшее управление. Однако применение
стабилизаторов снижает коэфициент исполь-
зования энергии ветра @,23 вместо 0,36) и
быстроходность (Z = 4 вместо б) из-за боль-
ших профильных, индуктивных и тому подоб-
ных потерь в стабилизаторе. Значительно
искажается характеристика (фиг. 62), услож-
няется конструкция из-за необходимого
большого выноса репеллера. При той же мощ-
ности диаметр увеличивается на 10—15%, а
поэтому при диаметрах, меньших 10—12 м,
такая система дороже тихоходных ветродви-
гателей. При останове системы репеллер
вращается то в одну, то в другую сторону;
труден пуск с места. Система сложна в изго-
товлении (авиационная конструкция) и требует
тщательного ухода. Достоинство — строгое
ограничение числа оборотов. Применяется при
диаметрах >8л при 4<Z<6. Рациональ-
нее поворот лишь конца крыла, как показано
на фиг. 63. Длина поворачивающейся части
крыла составляет */з от полной длины. Такая
система дешевле и вполне надёжна, но всё же
дорога. Ставится при диаметрах > 12 м, хотя
в отдельных конструкциях устанавливается
и при диаметре >8л. Обороты ограничива-
ются в пределах от+2 до 10%. Ухудшает \ на
10%, защищает как от осевой перегрузки, так
и от разноса. Требует повышенного запаса
прочности для защиты от шторма.
ДИНАМИКА ПОВОРОТА ГОЛОВКИ
ВЕТРОДВИГАТЕЛЯ
(по Ветчинкину и Блейху) [2]
Диференциальное
поворота головки
теля имеет форму
уравнение
ветродвига-
где j—массовый момент инерции головки
ветродвигателя относительно оси вращения;
ф _ угол между направлением ветра V и пло-
скостью репеллера (<\> — угловая скорость и
ф"— угловое ускорение головки ветродвига-
теля); сп — коэфициент нормальной силы
/при угле атаки а до -^- сл = 0,64— а, а при
—
6
тра давления поверхности хвоста до оси вра-
щения.
«>/
Приближённо угол атаки а = ^ — =
?г сп=0,04]; / — расстояние от цен-
2 /
Поворот головки при V = const.
Диференциальное уравнение принимает форму
=—(-w)
где
А =
Интеграл этого уравнения
V • t\2 2 ,
где t — время.
Время поворота от а = -^ до с. = -^- t,
которое определяется из уравнения
к_ A-tyV-l
3
I
1-f
2 . I,, A.I -V
7-7, In I 4 t=
По ti находят соответствующие значения
А ¦ U • V3
Вводя безразмерную величину
- А • / • V • U
, получим
V2
2 r-r
Вводя обозначения а>, = \z=-
VY2
и 4*i =
A-
получим
/и = 0;и,1; 0,2; 0,4; 0,5; 0,8;
*!=<>; 0,29; 0,4; 0,53; 0,64; 0,72;
— ф — 2-у— , а результирующая ско-
рость относительно хвостового оперения, при
Ы1 — _—L__ и <\>i = ti — In \\ -\- ч).
10; 1,2; 1,4; 1,6; 1,8; 2,0
0,80; 0,86; 0,91; 0,96; 0,99; 1,02.
В этом интервале движения скорости
только возрастают. При последующем пово-
[п ^. . . те \ ,
роте головки 0^ а К;-^- диференциальное
10/
\ /
уравнение движения принимает вид
. w= v.

ГЛ. VI]
ДИНАМИКА ПОВОРОТА ГОЛОВКИ ВЕТРОДВИГАТЕЛЯ
233
или
где
4-2.n-
6
= з. л .
2 • п = — • А ¦ V ¦ I и рп- = — . Л • 1/2.
Т. TZ
Колебания будут затухающими, так как
р2 > л2, и уравнения состояния будут
—nt, , . . . it
Пример. Ветродвигатель 1Д-18_ЦАГИ: площадь хво
стового оперения 10 ла; АР = 0,24; шзтахк 0,525; полагая
/ = 12 ж и У=20ж/сгл\ получим «OmnYl=0i874 (числен
max сек v
ное интегрирование точного уравнения даёт 0,81). При
менение на том же ветродвигателе Fxe = 133 м* даёт
АР = 0,31, штах = 0,582. При тех же значениях / и
интегрирование даёт
тя* = 0,97 { численное
max сек i
ф = е
cos
0,89
где
сек)
-nt
— п
cos pxt —
Подсчёт упрощается использованием табл, ID
Поворот головки при нара-
стающей скорости ветра (V=at),
Ири t = U ( при ^ ф — ^— — 0 При -п > а; > -jr
\
или ф = 0);
причём
ф = Л (a . t —
(О • / \2
-t- ^f *. ih
=-fvf-Tj-lnch{ty'ab)t
y2
tg Pxh = —^
-i-M
Зная р1 ¦ tz, находят выражение
Pi -h
V-
А • /3_ * (Л./2/2
где
,-- А ¦ /%,
наконец, окончательно
и ?=^-lt.
/2
/ -лС3
Jmax = U)max 77 = е cos
Со 1
Расчётные величины для случая ветра постоянной скорости
Таблица 10
О,1
о
о
о
о
о
I
I
¦
2
3
4
6
Ь
Q
2
0,309
0,400
0,480
0,547
0,647
0,723
0,792
0,850
О,23б
о,238
O-32J
о, 333
о,392
0,421
о,44'
°,458
о
о
о
о
о
о
о
о
038
065
о88
но
на
2IO
235
Cl
-0,811
-0,936
—0,937
—1,021
—1,077
—1,118
-1,151
-1.179
0,602
о, 39°
0,248
0,140.
—0,069
—О,22б
—о. 475
-о,711
tg Pi t3
o,536
0,610
о,бо8
°>5S5
°.553
0,510
0,466
0,416
1,153
о, 931
0,780
0,675
оM6о
о,Ф5
о, 437
о,399
ntt
0, по
0,178
О,22|
0,257
0,321
о,37г
0,418
0,458
e-htt
0,896
0,837
о,8оэ
о, 773
0,725
0,690
o,6j8
0,633
штах
0,386
о ,498
о-577
О,б2б
О,7О9
о, 771
0,817
0,863
¦;
44
36
зз
32
28
26
24
22
68
61
57
54
49
46
43
41

234
ВЕТРОДВИГАТЕЛИ
1РАЗД. IV
Время tb при котором <*=—¦ (конец пер-
ВОГО интервала поворота), находится ИЗ урав-
нения
Пример. Ветродвигатель 1Д-18 ЦАГИ; Ехв =13 ж5 и
i = i2 м, что соответствует A.ZJ = 0,31, Q=8 „и/гск1.
Скорость ветра к концу первого периода 25,9 м.'сек.
Используя данные табл. 11, находим
tht,
«= 23,5 м\сек.
0,525-^-1,02-L.
12 сек
/2 = 0;0,1; 0,2; 0,4; 0,6; 0,8; 1,0; 1,2; 1,4; 1,6; 1,8; 2,0
*, = 0; 0,86; 1,02; 1,18; 1,3; 1,39; 1,47; 1,52; 1,57; 1,62; 1,67; 1,7.
Расчёт упрощается введением безразмер-
ных параметров
А '
Тогда
thL
В интервале
ния будет
6 f_
' 2
а ^—уравнение движе-
(а ¦ /J Л,
или
?¦ Л
те
= 3 • A (atf.
Обычно ко времени tx скорость V дости-
гает максимальной величины Vt F—Юм/сек),
т. е. а • /•[ = Ц = const, что сводит анализ к
рассмотренному выше случаю. Таким обра-
зом, *ьтах имеет меньшее значение, нежели
при V= const. При расчётах удобно пользо-
ваться табл. 11.
численное интегрирование даёт «>max=o,9i
Полу-
ченное преувеличенное значение u>max идёт в запас проч-
ности.
Поворот головки при ветре,
мгновенно меняющем своё на-
правление на 30°. Случай отличается от
первого начальными условиями I при t = 0, ф =
о)
6 '
П
Pi
—ht
71-Л-/2
Л-/2 = 0,1; 0,2; 0,3; 0,4; 0,6; 0,8; 1,0; 1,2
comax = 0,169; 0,215; 0,244; 0,265; 0,296; 0,318; 0,334; 0,345.
Расчётные величины для случая равномерно нарастающего ветра
Таблица 11
АР
0,2
i 0,3
: об
о,8
1,0
1,2
!
<-
0,877
1,О2
1,н8
I.I95
'.З1
1,40
i,47
1.53
о, 197
0,252
0,278
o,3°i
0,341
°,3°9
0,388
оло0
о.от
о.ооб
0,122
о, 17
0,21
О 25
0,286
*
— 0,671
— 0,871
—o,q3
—o(c6i
—1,004
— 1,046
— 1,071
-1.095
с3
0,504
0,324
o,i8i
0,074
—0,104
- 0,289
-O.475
— 0,692
tg Pitt
0.529
0.665
0,688
0,670
0,605
0,551
0,458
0,441
1,141
0,909
0,86
o,75
O.CO2
O,5l8
0,463
O,42O
ntt
0,109
0,190
0,247
0,287
°>345
0,396
°>443
0,482
e-nt4
0,897
0,827
0,782
O.75I
0,708
0673
0,642
0,618
">:nax
0,366
0.451
0,52
O.57
0,646
0,710
0,751
0,785
46
40,1
36,7
35-5
32,8
30-1
23,6
27,2
0
V
72
64
60
57
53
49
47
45

ГЛ. VI]
ГОЛОВКИ ВЕТРОДВИГАТЕЛЕЙ
235
Поворот головки при трёх по-
следовательных синхронныхуда-
рах ветра (аналогично расчёту максималь-
ных амплитуд морской качки при резонансе).
Характер явления следующий: ветер вне-
запно повернул на 30°; головка отклоняется
до полного останова; ветер принял исходное
направление и головка поворачивается об-
а её максимальное значение
= k
sin\
"V
где k
A /2 = 0,1; 0,2; 0,3; 0,4; 0,6; 0,8; 1,0; 1,2.
A = 1,741; 1,492; 1,354; 1,264; 1,151; 1,092; 1,052; 1,027.
штяу= 0,294; 0,321; 0,331; 0,335; 0,341; 0,347; 0,352; 0,354.
ратно до полного останова; ветер опять вне-
запно отклонился на 30' и стал таким же, как
и в первом случае; на этом последнем этапе
отыскивается угловая скорость шшах. Предпо-
лагается во всех случаях сп пропорциональ-
ным углу атаки (для первого этапа это справед-
ливо, а для вторых двух приводит к некото-
рому разгоняющему моменту в начальных
стадиях обоих интервалов). Первый этап сво-
дится к решению уравнения
РА
где
я/,=-
3-Л./2
л/~L А-1* — —. М-/2J
Г 7Г ТС2 '
Для второго этапа при ? = 0
= 0 и ^ = 4 ( ] —
'~2~Г
Тогда
о P\
j smPlt
Таким образом каждое новое синхронное
изменение направления ветра приводит к воз-
растанию амплитуды колебания, а значит, к
увеличению <отах. В третьем этапе при / = 0
hti
з
Угловая скорость будет
-ht
smPlt,
В интервале 0,2
1,2 ш
почти не
меняется, поэтому <»тах в этом случае об-
ратно пропорциональна вылету хвоста /.
Пример расчёта. Ветродвигатель ВИМ Д-12 с F.x, ~
«« 4,25 м, I » 8,5 м, массовый момент инерции го-
ловки ветродвигателя относительно вертикальной оси
j*> 1500 кгм/сек", п = СО об/мин, полярный момент инерции
относительно оси вращения Jпол «> 850 кгм/сен1
А-Р
0,64-
= 0,14.
1500
4.25-8,5 Q, .
¦ о»0 Л1 —
Используя расчётные уравнения и табл. 10 и 11,
получим: при V= const.
^max = °>43: ПРИ v=fl • '
0)max = 0>41> один УдаР ветРа штах = 0,192; три удара
ветра *птах — 0,314. В первом наиболее тяжёлом случае
при V = 20 м/се к
у 20 1
043 h°
'-^' - 6,28 — .
30 сек.
Гироскопический момент
мг ^Jno.t • штах • ш, = 2200 кгм-
Рекомендации. Изменение площади
хвоста, ведущее к пропорциональному изме-
нению параметра А -1'г, слабо влияет на ">тах.
Поэтому не следует уменьшать площади хв©-
стового оперения, если это в какой-либо мере
ухудшает наведение ветродвигателя на ветер.
Распространённое мнение о том, что увели-
чение площади хвостового оперения значи-
тельно увеличивает ">шах, неверно. Для умень-
шения о>тах следует увеличивать /.
ГОЛОВКИ ВЕТРОДВИГАТЕЛЕЙ
Головки ветродвигателей выпол-
няются по двум схемам: с приводом к вертикаль-
ному валу или штанге, съём энергии с которых
производится внизу башни, и с приёмником
энергии (генератором), расположенным в го-
ловке. Последняя конструкция показана на
фиг. 64. Головка быстроходного ветродвига-
теля ВИМ Д-5 (диаметр 5 м, п = 160, N =
= 2,7 л. с. при 8 м/сек, трёхкрылый с регулиро-
ванием поворота всей лопасти около маха) дана

236
ВЕТРОДВИГАТЕЛИ
[РАЗД. IV
на фиг. 65. Головка ветродвигателя ПД-5 (диа-
метр 5 м, Z = б, N = 2,85 л. с. при 8 м/сек, вес
340 кг) показана на фиг. 66. Двухкрылый репел-
лер имеет дерево-металлическую конструкцию;
горизонтальный вал установлен на двух
шарикоподшипниках, коническая передача с
inep= I :2,5. Регулируется торцевыми клапа-
нами и боковой лопатой. Головка тихоходного
ветродвигателя ТВ-5 (диаметр 5 м, inen == 24,
lnep
выполненной из уголков. Конструкция пред-
назначена для работы на поршневые насосы
диаметро.м 70, 95, 145 или ISO мм. Запускается
и останавливается ручной лебёдкой через
трос, соединённый с муфтой останова А, пе-
ремещающийся по опорной трубе Б. На
муфте А надето кольцо В с прорезью для
кронштейна Г, жёстко связанного с головкой
ветродвигателя. Ветродвигатель Д-18 уста-
Уголрник хвоста
Фиг. 64. Головка ветродвигателя ВИСХОМ РД 1,5.
угол заклинивания у втулки 45° и -f- 17° на
периферии) (фиг. 67) имеет литой корпус; пе-
редача двумя параллельными цилиндрическими
редукторами через шатуны к приводной штанге.
Ход штанги может быть 300 или 400 мм в
зависимости от того, какие из пальцев больших
шестерён (расположены на радиусах 150 и
200 мм) связаны с шатунами. Регулирование
по Эклипсу с эксцентричной посадкой. Перо
хвоста выгнуто в виде дужки с вогнутой сто-
роной, обращенной к регулирующей пружине.
Перо хвоста в форме разнобокой трапеции
ив оцинкованного железа имеет площадь 2,82 м%
и крепится на хвостовине треугольной фермы,
Фиг. 65. Головка ветродвигателя БИМ Д-5: 1— мах;
2 —картер, 3 — вал репеллера; 4 и 5 — верхняя передача;
6 — вертикальный вал; 7 — верхняя опора; 8 — нижняя
опора; у — опорная труба; 10 — муфта останова; 11 — ось
хвоста; 12 — стержень хвоста.
навливается на ветер виндрозами диаме-
тром 2,7 м, размещёнными на раме головки,
позади редуктора. Передача от виндроз —
пара конических шестерён и червячная пара,
вращающие цилиндрическую шестерню, нахо-
дящуюся в зацеплении с зацевочной шестерней;
последняя составляет одно целое с верхним

ГЛ. VI]
ГОЛОВКИ ВЕТРОДВИГАТЕЛЕЙ
237
венцом башни. Передаточног отношение от
репеллера к шкиву редуктора 1 :9. При v—
= 8 м/сек, N=38 л. с, |тах = 0,35, л =
= 42 об/мин. Число лопастей три, длина
жёстко закреплённой части 5 м и поворачи-
вающейся (фиг. 63) — 2,25 м. Ширина лопасти
у основания 1,44 м и 0,75 м на конце. Вес
ветродвигателя с башней 12 500 кг.
Вертикальный вал ветродвигателей
делается составным из отсеков, которые до об-
работки концов проходят тщательную отрих-
товку. Допускаемый прогиб отсека 2,5 мм. Об-
работку обоих концов отсека производят с од-
ного установа на валовом станке во избежание
смещения осей обработанных концов. Дере-
вянные насосные штанги допускают кривизну
по боковой грани до 25 мм. Косослой допу-
стим с уклоном 10 мм на длине 700 мм. Сучки
допускаются плотные, вросшие и несквозные,
занимающие не более */з сечения штанги.
Влажность брусков штанги не более 18%.
иметь твёрдость Нв от 170 до 229. Трущиеся
детали выполняются из бронзы ОЦС 4-4-17
или антифрикционного серого чугуна (низко-
легированного серого ваграночного чугуна с
нормальным или повышенным содержанием
графита и перлитовой структурой). Шестерни
большого диаметра (более 0,5 м) выполняются
свёртными из двух частей.
Передаточные устройства голо-
вок ветродвигателей выполняются по самым
различным схемам. Восемь схем передаточных
механизмов американских ветродвигателей,
Фиг. 66. Головка ветродвигателя ПД-5: 1 — вал репеллера; 2 и 3~верх-
няя передача; 4 — картер головки; 5 ¦— подшипник верхней опоры;
6 — верхняя опора.
Большинство деталей ветродвигателя, как-то:
картеры, передачи, кронштейны, ступица ре-
пеллера и т. п., кроме валов, крепёжных дета-
лей и деталей, работающих на растяжение,
выполняют из чугуна марок СЧ-28, СЧ-32 и
СЧ-36. Места, подлежащие обработке, должны
Фиг. 67. Головка ветродвигателя ТВ-5;
/ — ступица репеллера; 2 — вал ре-
пеллера; 3 и 4 — верхняя передача»
5 — шатуны; 6 —направляющий ролик;
7 — направляющая дуга; 8 — картер!
9 — стержень хвоста; 10—кронштейн
пружины регулирования; // — трос;
12—буфер; А — муфта останова;
Б — опорная труба; В—кольцо; Г—на-
правляющий кронштейн кольца В.
работающих на поршневые насо-
сы, изображены на фиг. 68. Схема
передаточного механизма оте-
чественной конструкции дана на
фиг. 69.
Центробежные муфты
устанавливаются на быстроходных ветродви-
гателях, от которых требуется большой стра-
гивающий момент, например при работе на
поршневой насос. Центробежная муфта разъ-
единяет головку ветродвигателя от потребите-
ля при пуске и включается при достаточно

238
ВЕТРОДВИГАТЕЛИ
[РАЗД. IV
больших оборотах, дающих возможность ре-
пеллеру развить большой момент. Конструк-
ция центробежной муфты ветродвигателя
ПД-5 дана на фиг. 70.
Веса и стоимости головок ветро-
двигателей зависят от диаметра Z и конструк*
Ш
снимать с репеллера большую энергию, но
удорожает стоимость установки. Оптималь-
ные высоты ориентировочно можно опреде-
лять из графика Красозского (фиг. 75).
Конструкции башен многообразны
и обладают наименьшей стоимостью, когда
диагонали работают
только на растяжение.
Из-за того что диаго-
нали башен ЦВЭИ ра-
ботали на сжатие, ве-
са башен оказывались
на 30% больше [16].
Конструкция метал-
лических башен дол-
жна допускать массо-
вое изготовление на
заводе, быстроту
сборки на месте и
обеспечивать долго-
вечную работу без
подтяжек и подклё-
пок. Замена болтов
заклёпками в узлах,
собираемых на месте
установки, нерацио-
нальна из-за удоро-
жания сборки. Голов-
ки болтов расклёпы-
ваются (во избежа-
ние отворачивания).
Обязательна защита
от коррозии. Окраска
масляной краской де-
Ш
Фиг. 68. Схема передаточных механизмов американских ветродвигателей, работающих
с поршневыми насосами.
ции. Наиболее экономичны как с точки зрения
веса, так и стоимости тихоходные ветродви-
гатели диаметром 3—3,5 м. Веса тихоходных
ветродвигателей иностранных фирм даны на
фиг. 71, веса отечественных быстроходных
ветродвигателей—на фиг. 72. Рентабельность
при работе на насосы по сравнению с дру-
гими источниками энергии дана на фиг. 73.^
БАШНИ
Высота башен зависит от размеров
ветродвигателя, окружающего микрорельефа и
размера репеллера. Ветродвигатели из-за влия-
ния микрорельефа местности устанавливаются
вне черты города. Исключение составляют ве-
тродвигатели, питающие радиоузлы. Их устана-
вливают на коньке наиболее высоких из окру-
жающих зданий. Хотя мощность ветродвига-
теля в этом случае окажется меньшей
высокоподнятых, но будет всё же достаточ-
ной для питания радиоузла. При необходи-
мости установки ветродвигателя с нормаль-
ным съёмом мощности высота башни должна
быть на 3—3,5 м выше окружающих зда-
ний [16], но не менее 20 м, что существенно
удорожает установку. При установке ветро-
двигателя вне черты города высота башни
должна быть на 2 — 3 м выше окружающих
препятствий [26] (фиг. 74). Раствор ног В =
= @,22 -и 0.25) Я при //> 10 м\ при Н < 10 м
В = 2а « 0,3 Н. Ветродвигатели должны уда-
ляться друг от друга на 15D, наибольшего
из них. Увеличение высоты башни позволяет
ревянных башен не-
целесообразна. Окра-
шенное дерево теряет
в прочности до 30% [16] и скорее загнивает.
Для предохранения от гниения следует дерево
Фпг. 69. Схема передаточного механизма отечественной
конструкции.
покрывать или предпочтительно пропитывать
смолистыми веществами (лучше карболине-
умом) и каждые 3—4 года им же окрашивать
особенно в местах выхода из земли (места.

ГЛ. VI]
БАШНИ
23$
и
Фиг. 70. Центробежная муфта ветродвигателя ПД-5.
Qkz
1000
750
500
250
0
-4-
.
—
i
I
| |
| i
-»•
i
\
i—
-
-—
\/
¦?'
у)А
7
-
//
. 4 -J
1
-
/
(-
!
--
20
1.5
Фиг. 71. Веса ветродвигателей иностранных фирм:
/ _ „Геркулес" (Англия); // — Самсон (США);
III — Стар (США); IV— средний вес; К—приведён-
ный вес (вес на единицу ометаемой площади) ветро-
двигателя в кгЫ3.
0 5/0/5 20 25 30 35 ЬО Ь5 50 м
Диаметр репеллера
Фиг. 72. Приведённые веса отечественных ветро-
двигателей: / - ВИМ Д-5; 2-ВИМ Д-12; 3-ВИМ
Д-18; 4 - ВИМ Д-30; 5— ЦВЭИ Д-50,
0.1
Количество Ц
ю /ос
(при работе В часов в сутки)
Фиг. 73. Стоимость 1 л. с. ч. в руб. при пере-
качке воды: / — ручной привод; 2 — конный
привод; 3 — бензиновый двигатель; 4 — керо-
синовый двигатель; 5 — нефтяной двигатель;
б — ветродвигатель Z = 1,3; 7 — то же, с
включением стоимости баков; 8— ветродви-
гатель орошения со сроком амортизации
10 лет и требующий частых ремонтов
Фиг. 74. Высота установки ветродвигателя.
Относительная стоимость единицы мощности
Фиг. 75. Относительная стоимость единицы
мощности ветродвигателя как функция D и
высоты башни.

240
ВЕТРОДВИГАТЕЛИ
[РАЗД. IV
чаще других мокнущие и высыхающие). Укре-
пление башен на растяжках существенно
уменьшает их вес. Вес башни зависит от
конструкции. Конструктивные схемы башен
различного типа изображены на фиг. 76.
Фиг. 76. Схемы конструкций башен.
Первые семь (/— VII) схем относятся к
группе А, VIII—Б и последние две (IX—
X) — С. Относительные веса башен G, выпол-
ненных по этим схемам, даны на фиг. 77 в
G
i,25
1.0
0.75
0,5
И,25
/ / 3 4 5 а
Фиг. 77. Относительные веса башен.
виде функции относительной высоты
Ветровые нагрузки на башню
определяются модельными испытаниями. Коэ-
фициент лобового сопротивления Rx в урав-
нении Р =/?х//2 У2, где Н — высота башни
в м, для четырёхгранной ферменной конструк-
ции равен 0,00085 и
высота' расположения
центра парусности
0,428 И. Вид и размер
этой и последую-
щих моделей дан на
фиг. 79 [26]. Для ци-
линдрической сплош-
ной Rx — 0,00105, для
конической сплошной
Rx = 0,0013 и 0,412Я.
трёхгранной сплош-
ной (поставленной
ребром к потоку)
#,. = 0,0017 и 0,32//
трёхгранной сплош-
ной (поставленной
гранью к потоку) Rx—
= 0,029 и 0.285Я, че-
тырёхгранной сплош-
ной (поставленной
ребром или гранью к
потоку) Rx = 0,0024 и
0,298//, шестигранной
ферменной #?=0,0014
и 0,494//. Пересчёт
на натуру произво-
дится по уравнению
D D ( Н Vl/2
\ И мод У
Расчёт ветровой на-
грузки ведётся на
V = 40 м/сек. Часто
V2RX объединяется в
один множитель. Так,
для четырёхгранной
ферменной башни Р=
= 5,75//z. Для цилин-
дрической сплошной
с ийыми относительными высотами
башни
Н_
D"
нению
где D" — диаметр башни, ведётся по урав-
= 7,1 fc/Д где k берётся из графика,
g - вес башни
дп- вес повороти
д^- вес неповорол
топ
башни -
¦—*^..
i
Н_
R
Индекс внизу означает группу, индекс вверху:
п — поворотная башня и д — неподвижная
башня. Ориентировочный вес башен опреде-
k
ляется по уравнению [26] G
A6,5 HR2
+ 0,723 № + 5,3 /?з), в котором k - f{HxD)
(фиг. 78).
10 12
16 18 20 22 2МН»
Фит. 78. Поправочный коэфициент к формуле
веса башни.

ГЛ. VI]
БАШНИ
241
изображенного на фиг. 80. Иногда расчёт ве-
дут по ветровой нагрузке на 1 ^ высоты
Р
башни, причём р = — constH кг/м.
Воздействие на башню ветро-
вой нагрузки на репеллер опреде-
ляется методами, изложенными на стр. 222.
=
0 \
i
1
Фиг. 79. Модели башен.
Расчёт ведут по V = 40 м\сек. Для тихо-
ходных репеллеров, выведенных из-под ветра,
в этом случае Р = 12D2.
Весовые нагрузки на башни
ветродвигателей, регулируемых
по Эклипсу, приближённо определяются:
вес металлического пера 1,7 D\ хвоста
п
'0
9
1
\
\
\
\
\
\
—-
2 3 U 5 6 7 В 9 W 11 12 13%
Фиг. 80. Коэфициент k уравнения расчёта
ветровой нагрузки на цилиндрическую сплош-
ную башню.
3,925 D\ репеллера 13 D\ головки 32,25 D* и
лопаты 1,06 О» [26].
Расчётные нагрузки на башню,
несущую стабилизаторные репел-
о л е р ы, разделяют-
пО15\
0,010
U005
Фиг. 81. Коэфициент лобового
сопротивления при отсутствии
подъёмной силы.
лобового сопротивления при
ся на изгибающие
(горизонтальные) и
сжимающие (вер-
тикальные). Осе-
вая нагрузка на
репеллер опреде-
ляется по уравне-
нию P=iCx?F K2-f
+ 0,08 FMV*. где
Сх — коэфициент
0
(см. фиг. 81 и стр. 213), F — площадь крыла,
16 Том 12
V = 40 м/сек (буревая скорость), FM — пло-
шадь миделевого сечения головки ветродви-
гателя. Давление ветра на ферму башни Рд=
= 4,25 Rx Я2 V2, причём s/3 приходится на
переднюю грань и */3 — на заднюю [26]. Распре-
деление по высоте принимается равномерным.
При определении момента, изгибающего
башню, учитывают момент
гироскопических сил Мр (o>i
при V = 20 м/сек перпендику-
лярной плоскости вращения
виндроз и 0,5 при повороте бо-
ковой лопатой), который скла-
дывают с моментом от веса
ветродвигателя eQ, где Q—вес
ветродвигателя и е — расстоя-
ние центра тяжести от оси
башни. Сжимающие силы сла-
гаются из веса ветродвигателя
и веса башни. При расчёте ног
четырёхгранной башни прини-
мают направление ветра по диа-
гонали к сечению башни, что
даёт возрастание усилия на
ногу в 40%.
Расчёт башни [25] про-
водится на сжатие от сил веса
и изгиб от горизонтальных сил.
Моментом от вертикальных сил (сил веса)
ввиду его малости пренебрегают. Строят
эпюры изгибающих моментов и перерезываю-
щих сил, определяют сжимающие нагрузки и
проводят расчёт на прочность, как сжато-
изогнутой стойки. Напряжения в ногах опре-
деляют по уравнению
_ М Q+ G
где W » 4/a или = 2/?>" (фиг. 82), G —вес
башни и /—площадь сечения ноги. Усилие в
узле определяется делением перерезывающей
силы на число узлов, нахо-
дящихся в плоскости дей-
ствия перерезывающейсилы.
Эта сила разлагается на
направление раскоса ноги
(фиг. 83). Суммарное напря-
жение в ноге о' = 1 -\—j .
Расчёт свободной ветви ноги
башни ведётся под нагрузку
/V' = а'/. Раскос рассчиты-
вается на усилие D. Напря-
жения и запасы устойчи-
вости в элементах башен
четырёх ветродвигателей
даны в табл. 12.
Фундаменты под
башни выполняются,
как показано на фиг. 84, же-
лательно не в скалистом
грунте, выемка которого
дорога. В районах вечной
мерзлоты не следует про-
изводить выемку котлована
взрывными работами (котло-
ван получается большим и
неправильной формы), что особенно важно
для сыпучих грунтов, мало поддающихся дей-
ствию взрыва.
Фиг. 82. Располо»
жениг ног башня.
Фиг. 83. Определе-
ние усилия на рас-
кос.

242
ВЕТРОДВИГАТЕЛИ
[РАЗД. IV
Таблица 12
Напряжение и запасы устойчивости в элементах башен ветродвигателей
Башни под ветряки
D <_ 8 м стабилизатор . . .
Р — 8 ж многолопастный .
В = 30 л
D -= 6,2 м Самсон
Высота башни в м
15,8
15,9
22,4
15.2
Раствор ног башни в м
3,33
3.33
6
3.8
Напряжение в кг1см*
в ногах
Ветер
боковой
289
37°
154
або
Ветер диа-
гональный
372
459
174
328
в решётке
н8
57
122
842
в за-
клёп-
ках
На срез
4об
521
384
55°
На смятие
664
853
375
93°
Запас устой-
чивости
в ногах
Ветер
боковой
4,3
3.4
9.2
4,3
Ветер диа-
гональный
3,3
з,5
8,1
3,4
в решётке
2.7
2,3
3.14
Механические свойства
материала
Предел прочности
38—45 кг\мм*
Удлинение 22%, модуль
упругости 2 • 10е кг\см%
Допускаемое напряжение
1400 kzjcm*
Наименьший предел теку-
чести 23 кгШм1
При четырёхногой башне и направлении
ветра по диагонали усилие на подошву фун-
дамента определяют как Рф = -тА~ Одб+оГо- »
где G(?~вес фундамента, М — изгибающий
момент и а — расстояние между ногами.
Фиг. 84. Схемы фундаментов.
Давление на грунт-г^ при квадратном осно-
вании фундамента. Допускаемые давления на
грунт даны в табл. 13 (см. также ЭСМ т. 14,
гл. XXVII). Вес фундамента G<p = b^hy дол-
жен быть по крайней мере на 50% боль-
ше Рф. Весовая плотность различных грун-
тов дана в табл. 14. Глубина заложения фун-
Таблица 13
Допускаемые давления на грунт в кг1см*
Род грунта
Скала
Прочная
Как лучшая бутовая кладка . .
Как лучшая кирпичная кладка.
Как слабая кирпичная кладка .
Глина
Мощными слоями сухая
Слабая
Гравий
Песок . . .
^Наносные грунты ....
С ви-
брация-
ми
19.5
12,О
7.3
2,5
1,0-^2,0
3,о—4,о
1,О—2,О
Без ви-
браций
39. о
24,5
И,5
4,8
2,О—4,°
5,8-7,8
2,О—4,О
о,5°
дамента h должна быть большей глубины
промерзания грунта (на севере глубина про-
мерзания 1,6—2,5 м и в средней полосе
1,5—2,0 м). Подошва фундамента должна
лежать на материке.
Таблица 14
Весовая плотность различных грунтов
Род грунта
Песок
Глинистый
Гравий . .
Растительная земля . ,
Глина-мергель
Смесь, крепкие грунты
Сухой
1400
1500
хбоо
135°
i8oo
1700
Влаж-
ный
1500
i6oo
1623
1500
1850
1800
Мок-
рый
i6oo
1700
1650
1700
1900
1900
ДИСТАНЦИОННЫЕ ПЕРЕДАЧИ
Дистанционные передачи от ветродвига-
телей применяются при спаривании ветродви-
гателей, а также при удалении места уста-
новки от машины, обслуживаемой ветродви-
гателем. Вращательное движение при спари-
вании можно передавать бесконечным тросом.
Передача качательного движения возможна
на расстояния до 50 м. Обычно применяется
тросовая передача. Возможна штанговая.
Передающие штанги, чаще всего деревянные,
должны работать лишь на растяжение.
На фиг. 85 изображена дистанционная пере-
дача на малые расстояния.
Дистанционная передача, выполненная по
схеме, изображённой на фиг. 86, применима
лишь для однодействующих поршневых насо-
сов. Через каждые 4—5 м штанги должны иметь
опоры — обычные подшипники скольжения.
Трущиеся участки штанг обиваются железом
или соответствующие участки подвешиваются
на качалках. При работе на двухдействующий
поршневой насос дистанционная передача вы-
полняется по схеме, изображённой на фиг. 87.

ГЛ. VI]
ВЕТРЯНЫЕ МЕЛЬНИЦЫ
243
ВЕТРЯНЫЕ МЕЛЬНИЦЫ
К числу удачных современных конструкций
относятся четыре типоразмера простейших
ветряных мельниц ВИМЭ * Д-8, Д-10, Д-12 и
Д-16, не требующих больших затрат рабочей
силы и материалов [27],
if уже осуществлённых в
Рязанской области и
строящихся в ряде дру-
гих мест СССР.
0
Фиг. 85. Дистанционная пе-
редача на малые расстоя-
ния.
Фиг. 86. Дистанционная
передача к однодей-
сгвующему поршнево-
му насосу.
Типы ветряных мельниц отли-
чаются конструктивными формами поворота
на ветер. На фиг. 88 изображён козловый
тип наиболее старой мельницы, которая
целиком поворачивается вокруг столба (дубо-
вого). Столб устанавливается в центре
тяжести, а не в центре симметрии, на фун-
даменте. Поворот на ветер требует затраты
больших усилий. Применяется одноступен-
Фиг. 87. Дистанционная передача для
двухдействуюшего насоса.
чатая передача, вращающая короткий вал
жёрнова. На фиг. 89 показан шатровый
(голландский) тип. Неподвижное здание
мельницы снабжено сверху поворотной рамой,
несущей ветроколесо и покрытой крышей в
виде шатра. Поворот на ветер из-за меньших
весов поворачивающихся частей требует
много меньших усилий. Ветроколесо может
иметь больший диаметр из-за возможности
подъёма ветроколеса на большую высоту.
Чаще всего применяется двухступенчатая пере-
дача. Колчанный тип занимает про-
межуточное положение между шатровым h
козловым типами. Поворотный круг распола-
гается на половине высоты мельницы.
Дренажные мельницы, поворотная
рама которых находится на уровне земли,
относятся к колчанному типу.
Принятая к установке в СССР ветряная
мельница типа ВИМЭ изображена на
фиг. 90 [27]. Репеллер имеет четыре лопасти
с полуобтекаемым профилем (фиг. 91), махи
которых укрепляются клиньями в проушинах
главного вала. Главный вал наклонён к го-
ризонту под углом от 5 до 8° в зависимости
от наклона ног башни. Пуск, останов и за-
щита от ветра, в том числе и при сбросе на-
грузки, осуществляются поворотом шатра с
помощью водила, состоящего из трёх жер-
дей, связанных в узел у основания башни.
Деревянная башня высотой 9,5 м ниже пло-
скости, касательной нижней точки, ометаемой
репеллером площади, развита в виде здания
мельницы.
Усовершенствованный тип ве-
тряной мельницы показан на фиг. 92.
Техническая характеристика этой мельницы
следующая: диаметр репеллера 16 м, i = 4,
ширина крыльев 2 м, N = 25 л. с. при
V == 8 Mjcetc, $ = 0,30, Z = 2,9, п репеллера
при V = 8 м/сек равно 26 об/мин и высота
башни 11 м. Поворот на ветер осуще-
ствляется специальной передачей.
Фиг. 88. Схема козловой
мельницы.
Фиг. 89. Схема шатровой
мельницы.
* Всесоюзный институт механизации и электрифи-
кации сельского хозяйства.
Репеллер ветряных мельниц осуще^
ствляется из махов, укреплённых в главном
валу. Махи сверлятся под соответствующими
углами, в сверловках закрепляются иглицы,
составляющие остов крыла. Длинные махи
могут собираться из двух и даже из трёх
частей (фиг. 93). В последнем случае средняя
часть называется нагрудницей. Связанные-
друг с другом иглицы составляют решётку
крыла. В некоторых старых конструкциях
решётка покрывается парусиной — парусом.

Фиг. 90. Ветряная мельница типа ВИМЭ: 1 —репеллер;
2 — главный вал; 3—шатёр; 4 — ведущее колесо;
5 — цевочная шестерня; б—рама шатра; 7 — водило;
8 — вертикальный вал; 9 — башня; 10— здание мель-
ницы: 11 — жёрнов; 12 — рама постава; 13 — ведущее ко-
лесо нижней передачи; 14 — цевочная шестерня.
Фиг 91. Репеллер ветряной мельницы типа ВИМЭ (пунк-
тир показывает, как обрезается крыло в случае, если
оно задевает шатёр).
5/5/7/7 '
—— two
Фиг. 92. Ветряная мельница ВИМЭ Д-16.

ГЛ. VI)
ВЕТРЯНЫЕ МЕЛЬНИЦЫ
245
В остальных случаях решётка обшивается
тёсом. Парус (фиг. 94) должен покрывать всю
решётку крыла;закрепляется по периферии лик-
тросом с помощью петель и окрашивается
масляной краской. Углы заклинения иглиц
должны быть соответственно одинаковые для
1Л
?
?
Фиг. 93. Составные махи
(слева из двух частей,
справа — из трёх).
Фиг. 94. Парус крыла
репеллера.
всех крыльев. Тёс должен покрывать решётку
достаточно плотно, без просветов и щелей.
Обеспечение этих мероприятий может вдвое
повысить производительность старых мельниц.
Махи изготовляются из ровных сухих сос-
новых брёвен и нуждаются в балансировке.
Разметка и сверловка под иглицы произ-
водится на козлах — стапелях, база — пло-
скость вращения. Сверловка отверстий произ-
водится с помощью прибора ВИМЭ [8] или
при его отсутствии с помощью транспортира,
снабжённого отвесом, как показано на
фиг. 95. Углы установа иглиц для ветряных
мельниц типа ВИМЭ даны в табл. 15, а раз-
меры деталей репеллера — в табл. 16. Иглицы
выполняются коническими с помощью фуганка
из сухих сосновых досок толщиной в 50 мм.
При ошибках сверления отверстий иглицы
выправляются клиньями, загоняемыми со
стороны передней кромки, которые после
проверки прибиваются к иглицам гвоздями.
Крылья обшиваются (лучше всего ель) тёсом
толщиной в 6 мм и постоянной ширины по
длине. Края тесин, за исключением перифе-
рийных A6 штук), срезаются под углом в 18°
Таблица 15
Углы установа иглиц для ветряных мельниц типа
ВИМЭ
О. ев
% tj
Ai
8
IO
12
Расстояние
между иг-
лицами
в мм
43O
48о
58°
1
43
43
43
Углы установки
иглиц в град
Номер иглицы, считая от вала
репеллера
2 1 3
35
36
3°
28
29
4
22
23
24
5
17
1Й
18
6
13
15
15
7
и
12
12
8
IO
II
II
9
ю
IO
Таблица 16
Размеры деталей репеллера в мм
Детали репеллера
Ширина лопасти или длина
Расстояние оси маха от пе-
редней кромки крыла ....
Расстояние первой иглицы
от оси вала репеллера. . . .
Толщина иглиц:
передний конец
задний конец
Длина тёса продольной об-
шивки (толщина тёса для всех
крыльев одинаковая — 6 мм).
Размер сечения махов кры-
ла у вала репеллера
Диаметр бревна на махи
с подмашниками в верхнем
отрубе
Длина брёвен на махи с
Длина брёвен на махи при
скреплении их внахлёстку . .
Длина бревен на подмашни-
К11
Диаметр репеллера в м
8
I20O
4оо
8оо
4ОХ55
38X52
33°°
12ОХ24°
1бо
8ооо
б8оо
55°°
10
1500
5°°
IOOO
42Хбо
4ОХ55
41оо
130X260
i8o
10 000
8500
7 000
12
1800
600
1200
45X65
43X60
49°°
160X32°
200
12 000
10 20Э
8400
и прибиваются, как показано на фиг. 96,
гвоздями длиной от 62 до 80 мм. Попереч-
ная обшивка выполняется из того жа тёса с
таким же стыком (срез под 18°), которая при-
шивается с одной сто-
роны к маху, а с дру-
гой — к рейке. Одно из
каждой пары крыльев
Фиг. 95. Сверление отверстий под иглицы.
перед установкой разбирается, поэтому по-
перечную обшивку пригоняют и нумеруют, а
продольную снимают в виде двух щитов.

246
ВЕТРОДВИГАТЕЛИ
[РАЗД. IV
Крылья Д-16 выполняются в виде удобообте-
каемого профиля авиационного типа (фиг. 97)
с помощью нервюр. Лопасти обшиты тёсом
толщиной б мм и шириной 100 мм.
Направление враще-
ния Крыла
Ппанка
-ма*
Плоскость вращения
крыло
Фиг. 96. Обшивка крыла тёсом.
Шатёр ветряной мельницы (фиг. 98)
типа ВИМЭ [27;] осуществлён на раме, состоя-
щей из двух продольных и двух поперечных
брусьев, на которых смонтированы подшип-
ники главного вала. Снизу к раме приболчен
обод, состоя-
щий из двенад-
цати (в два слоя)
косяков, свя-
занных нагеля-
ми. Материал
нижнего слоя—
дуб. По нижней,
окружности
обод стянут ши-
ной. Для Д-8 и
Д-10 обод баш-
ни с выкруж-
ками ВЫПОЛ";
няется так, как
показано на
более 10 м опора шатра (фиг. 99) снабжается
боковыми (фиг. 100) и опорными роликами
(фиг. 101). Общий вид шатра Д-16 дан на
фиг. 102. Вертикальные нагрузки восприни-
маются 24 роликами и, боковые — восемью
роликами (фиг. 103). Схема механизма пово-
рота дана на фиг. 104. На вертикальном валу 1
закреплён конический фрикционный шкив 2,
приводящий в движение через шкив 3 и вал 4
коническую шестерню 5. При замене фрик-
ционной передачи зубчатой включение пере-
дачи следует делать при остановленном
репеллере. Через шестерню 6, вал 7 и пере-
дачу 8 момент передаётся на зубчатую
рейку 9, поворачивая шатёр. Фрикционные
шкивы включаются отводкой 10. При уста-
новке на ветер вручную канатам 12 вращают
Фиг. 98. Шатёр и каркас шатра.
деревянный шкив //. Это же устройство
позволяет автоматически вывести репеллер
из-под ветра, защищая его от бури.
Главный вал выполняется из дуба или
в крайнем случае из сосны (что нежелательно).
Опоры главного вала изображены на
фиг. 105. Передний подшипник литой чугун-
ный с двумя карманами для смазки, передний —
Фиг. 97. Крыло ве-
тряной мельницы
ВИМЭ Д-16.
Фиг. 99. Опора шатра для Д-8 и Д-10.
фиг. 99. В восьми точках укрепляются с чистым маслом, захватываемым специаль-
прокладки из полосового железа 10X150 ными штифтами, и задний— для сбора от-
с плавными подъёмами, предупреждающими работанного масла. Шейка вала снабжается
задирание обода. При диаметре репеллера гнёздами, в которые закладываются стальные

ГЛ. VI]
ВЕТРЯНЫЕ МЕЛЬНИЦЫ
247
Фиг. 100. Боковые
ролики.
сеч. по ab
Г"
mm
imfiM
1
f
1
t
-126-
¦—/28—
Фиг. 101. Опорные ролики.
Обод шатра
Фиг. 103. Роликовая опора.
Фиг. 104. Схема механизма поворота.
Задняя опора
Ось паха
бли/кайше-]
гоНВашне]
. Диагональное положение
II ног башни
Фиг. 102. Общий вид шатра.
Фиг. 105. Опоры главного вала.

248
ВЕТРОДВИГАТЕЛИ
[РАЗД. IV
пластинки (поддоски), а хвост снабжается
грибком с калёной головкой и на хвост наго-
няются два обруча. В подпятник вкладывается
сухарь с калёной головкой, воспринимающий
осевое давление. Грибок устанавливается в
штыре, закреплённом в хвосте четырьмя
Таблица 17
Размеры вала в мм
Вал
Горизонтальный
Диаметр
Диаметр шейки
Размер отверстий под махи
Расстояние оси отверстия
под мах от шейки вала . . .
Длина переднего конца от
середины шейки вала ....
Длина заднего конца от
шейки вала
Длина вала
Диаметр штыря
Толщина вала в сечении
посадки репеллера
Вертикальный
Диаметр (средний)
Толщина в сечении посад-
ки шестерни
Толщина вала в сечении по-
садки репеллера
Длина вала
Диаметр шейки штыря . . .
Диаметр репеллера вМ
зоо
250
12ОХЗ°°
ббо
1460
2840
43°о
5°
22ОХ220
2ОО
170X17°
22ОХ22О
9ООО
5°
10
35°
32O
ГЗОХЗ20
82O
i68o
2840
452O
5о
270X270
250x250
оооо
5°
12
160X360
94°
i8oo
2840
4640
300X300
360
220X220 240X240
280X280
9300
металлическими клиньями. Размеры вала даны
в табл. 17. Главный вал Д-16 выполняется из
дельного дуба с диаметром в комлевой части
500 мм. Опоры изображены на фиг. 106.
Передняя опори
250 ~ по ДЬ
Фиг. 106. Опоры главного вала.
Вертикальный вал выполняется из
дуба или в крайнем случае из сосны (что неже-
лательно) в виде восьми- или шестигранника,
обработанного по шнуру. На верхний конец
нагоняется обруч, а на нижний—два. Конструк-
ция опор вала дана на фиг. 107. Снизу по
оси устанавливается штырь, а сверху втулка,
закрепляемые металлическими клиньями, вло-
Верхняя опора
Нижняя опора
60xS0
Ban
Фиг. 107. Опоры вертикального вала.
женными в торцы вала. Штырь 1 опирается
сменным наконечником 2 на сухарь 3, вложен-
ный в опорный стакан 4, наполненный смаз-
кой. Металлические трущиеся поверхности
закалены.
Передача [27] в
виде кулачковых колёс
и цевочных шестерён
выполняется так, как
главный вал
Фиг. 108. Передачи: а — верхняя; б — нижняя.

ГЛ. VI]
ВЕТРЯНЫЕ МЕЛЬНИЦЫ
249
показано на фиг. 108. Основные параметры
Д-8, Д-10 и Д-12 даны в табл. 18. Зубья и
цевки выполняются по шаблон} из сухого
дерева (граб, акация, вяз, клён или берёза).
Обод колеса на главном валу выполняется из
сухих досок берёзы или вяза, положенных в
два слоя, с внешней стороны обрабатывается
Таблица 18
Основные параметры ветряных мельниц
Д-8, Д-10 и Д-12
Параметры
Диаметры репеллера
в м
10
Обороты репеллера с пол-
ной нагрузкой при скорости
ветра 8 м/сек в минуту . .
Мощность репеллера при
скорости ветра 8 м/сек в л. с.
Размер жёрнова в четвер-
тях аршина и в мм
Обороты жернова при пол-
ной нагрузке ветродвигателя
в минуту
Обороты вертикального ва-
ла в минуту
Число зубьев ведущего ко-
леса верхней передачи . . .
Число цевок шестерни верх-
ней передачи
Шаг зацепления верхней
передачи в мм. .......
Диаметр окружности линии
зацепления верхнего колеса
в мм.
Диаметр окружности линии
зацепления верхней шестерни
в мм
Число зубьев колеса ниж-
ней передачи
Число цевок нижней ше-
стерни
Диаметр окружности линии
зацепления нижнего колеса
в мм
Диаметр окружности линии
зацепления нижней шестерни
в мм
Толщина зуба верхней пе-
редачи в мм
Толщина зуба нижней пе-
редачи в мм
Шаг зацепления нижней
передачи в мм
Длина головки зуба верх-
него колеса в мм
Длина головки зуба ниж-
ней передачи в мм
Диаметр цевок по линии
зацепления верхней передачи
в мм
Диаметр цевок нижней пе-
редачи в мм
Окно между спицами верх-
него колеса
Толщина спиц
Окно между спицами ниж-
него колеса
Толщина косяков обода ко-
леса верхней и нижней пе-
редач
5.3
4/4-7O7
186
84
42
20
100,48
*344
640
48
S3
1440
660
42
42
94,2
100
70
56
120X120
240X240
80
За
5/4-89°
хбо
77
48
2О
10б,б
1630
68о
48
23
153°
736
48
42
100,48
ю8
70
5б
260X260 320X320 360X360
140X140
200X290 3
90
6/4-1067
15°
67
48
2О
113,04
1728
72O
48
21
1632
7*4
52
но
73
6о
58
i6oXi6o
120X320
по окружности и притягивается к спицам
болтами. Верхний и нижний диски цевочной
шестерни вертикального вала связываются из
досок толщиной 40 мм в два слоя. Диски
стягиваются болтами. Колесо и шестерня кре-
пятся клиньями, для чего отверстие в первом
делается с запасом в 20 мм на сторону, а во
втором 10—15 мм на сторону. Обод колеса
нижней шестерни связывается из шести сек-
торов, скреплённых нагелями в два слоя, и
притягивается к спицам болтами. Обод скре-
пляют двумя обручами из полосового железа
40X5.
Диски шестерни стягиваются болтами
между шайб с отверстием в центре. Шестерня
этим отверстием надевается на веретено.
Опора веретена выполнена аналогично опоре
вертикального вала. Нижняя передача Д-16
дана на фиг. 109. Её передаточное отношение
1 :2,7, а передаточное отношение верхней пе-
редачи 1 :2,45, осуществляемые 54 зубьями
колёс, 22 цевками верхней и 20 цевками ниж-
ней передачи.
Башня ветряных мельниц Д-8, Д-10 и?
Д-12 изображена на фиг. 110 и Д-16 на
фиг. 111.
Конструкция четырёхногая из сосновых
брёвен с диаметром в верхнем отрубе 20 см.
Панели с одним подкосом в пролётах. Под-
косы и пояса крепятся болтами. Ноги врубок
иметь не должны, а подкосы и пояса приле-
гают к ногам неглубокими врубами. Верхний
пояс (фиг. ПО) 1 составлен из восьми схва-
ток, на которые положен квадрат 2, связан-
ный из четырёх брусков, являющийся допол-
нительной опорой под обвязку 3. Торцы ног
заканчиваются шипами, заходящими в гнёзда.
Таблица 19
Количество материала для постройки ветряной
мельницы Д-16
Наименование частей
Репеллер
Главный вал с подшипника-
ми
Вертикальный вал с под-
шипниками
Верхнее колесо
Нижнее колесо
Цевочная шестерня верх-
ней передачи
Цевочная шестерня нижней
передачи
Шатёр с рамой и ободом .
Механизм поворота шатра.
Башня с обвязкой и ободом
четырёхногая*
Роликовая опора
Итого ....
Здание мельницы (двор)
10X20 м в плане ....
Итого ....
Дерево в
заготовках
в ма в кг
5,28
1,476
i,3<56
1.а85
о,638
о, 089
0,125
4.899
1,096
14,968
31,222
3080
95^
888
8об
43°
7°
86
3555
614
9664
20 149
44,17° 28 610
75,392 48 759
О га
1бо
51
28
58
19
17
53
722
452
554
2228
232
3 240
I 070
939
834
юз
I336
ю иб
554
22 377
23 842
51 219
* Восьминогая башня требует материала: дерева -
18,9 м3, металла—405 кг.

250
ВЕТРОДВИГАТЕЛИ
[РАЗД. IV
Фиг. 109. Нижняя передача Д-16.
Обод башни
с выкруЖкой
¦4800
Фиг. 110. Башня ветряных мельниц Д-8, Д-10 и Д-12:
/ — ферма; 2—квадратная обвязка; 3 — восьмигранная
обвязка; 4 — обод башни с выкружкой.
¦5600
Фиг. 111. Башня ветряной мельницы Д-16.

ГЛ. VI]
ВЕТРЯНЫЕ МЕЛЬНИЦЫ
251
Таблица 20
Заготовка материалов для четырёх типоразмеров мельниц
Наименование заготовок
ВИМЭ Д-8
Ош
ВИМЭ Д-10
О> о. 4>
«а
О "и
ВИМЭ Д-12
3»
«о ^
ЧЭЮи
ВИМЭ Д-16
к 3
Ч1
О и
Круглый лес
Брёвна на ноги башни
(сосна)
Брёвна на лаги под
ноги башни (дуб или
сосна)
Брёвна на пояса и под-
косы (сосна)
Д-16
Брёвна на махи
крыльев (сосна сухая). .
Брёвна на горизонталь-
ный вал (дуб или сосна).
Брёвна на вертикаль-
ный вал (дуб или сосна).
Брёвна на бруски рамы
и под жёрнов .
Д-16
Бревно на подушки
под горизонтальный и
вертикальный валы (дуб
или сосна)
Кругляки на цевки и
зубья (клён, вяз, граб
или берёза)
Жерди (ель, сосна или
осина) на водило ....
Бревно на планки для
крыльев (липа; ,..-..
Пиломатериал
Тёс сухой на обшивку
крыльев
Д-16
Бруски сосновые сухие
на иглицы
Д-16
Доски сухие на косяки
обода башни (сосна) . . .
Доски сухие на косяки
обода шатра и колеса
передачи
Д-16
Доски половые ....
Д-16
Тёс на обшивку карка-
са мельницы и крыши .
Д-16
Д-16
Железо
Круглое железо на
болты для вязки колёс .
Круглое железо на
болты для вязки ободов
шатра и башни
Круглое железо для
вязки башни
Полосовие железо на
обручи и хомуты ....
То же, на кольцо под
обод шатра
То же, на поддоски
шейки вала
Квадратное железо на
штыри
Гвозди на обшивку
крыльев
Гвозди на обшивку
каркаса мельницы и
крыши
40
б4
4
3°
59
Зоо
до
ибо
18
3°
13
16
От i8
ДО з°
о, 6X18
4,5X6
10X25
9X25
4X25
2Х2О
s/8"
¦//
0,4X5
1X5
1X2
6X6
3 мм
9,5
5,5
От з
ДО 4,5
8
4,5
9
От з
ДО 4
3,3
38
и
I4O
З2
4-5
9
3°
6,
75 мм 4 кг
3»
15
18
35
3°
ОТ 2О
ДО 3°
35
i6
14
0,6X18
4,5X6,5
12X26
10X26
4X25
2X20
V
6 / ft
8
о,4Х5
1X5
1X2
6X6
3 мм
5,5
От
ДО 4О
4,6
9
Отз
до 4
4,5
4°
I5O
35
1б
4,1
I,
6
б
4>
3-5
30
Зб
4
328
55
36
66
135
1050
От 25
ДО 32
i6
16
24
0,6X18
5X7
12X26
10X27
4X25
2X20
От з
До 5
9 3
От з
до 4
5,5
5
13
4
44
12
i6o
48
5
9,3
45
10,83
43,32
От i8
до ао
28
4°
От i8
ДО з°
4о
1б
От 2,45265,4
до 5-9°
1б,О
6,10
10,96
От 1,5
ДО 5
64,0
6,ю
II,О
log
4,9 392
i,8 65
Зб
66
26
7
2,5
2,5
75 мм 6 кг
о, 4X5
6X6
3 мм
4 .
75 мм
5X7
7,5X28
ОТ23Х4
до 28X4
2°Х4
18 SI,2
18X2
3,о
5,5
6,4
2,0
Ото,7
ДО 4,8
4,о
4,о
3,о
33,о
6 кг
5Х°,5|
4Хо,5|
12Х°>5
8Xi
1X2
7X7
3 мм
75 мм
152
72
224
36о,о
52,3
123
17,6
93,о
13,о
4,44
3,3б
2О
5,2
42
1,4
2О,5
II,О
5,3
53>бз
34,68
7.71

252
ВЕТРОДВИГАТЕЛИ
[РАЗД. IV
обвязки 3, на которую укладывают обод 4 с
выкружкой.
Количество материала, необходи-
мое для постройки Д-16, дано в табл. 19,
а заготовки материалов для всех четырёх типо-
размеров—в табл. 20. Более устойчива восьми-
ногая башня, дающая удобство расположения
крыльев и уменьшающая нагрузку на передний
подшипник.
Эксплоатационные характе-
ристики ветряных мельниц ВИМЭ
даны в табл. 22 [27] (при расчёте производи-
тельности считалось, что используется
ветер V^4 м\сек) и в табл. 21 — годовые
производительности.
Таблица 21
Годовая производительность ветряных мельниц
Диаметр репел-
лера в м
8
ю
12
1б
Среднегодовые скорости ветра в м\сек
4
Работа
в году
в час.
531°
6755
6755
6755
Годовая
произво-
дитель-
ность в т
185
289
4i6
1224
5
Работа в
году в час.
6522
75^5
7525
75=5
Годовая
произво-
дитель-
ность в т
200
452
649
2029
6
Работа в
году в час.
7325
802J
8025
8025
Годовая
произво-
дитель-
ность в т
4о8
638
9°9
2СК>9
Таблица 22
Марка
ВИМЭ Д-8
ВИМЭ Д-10
ВИМЭ Д-12
ВИМЭ Д-16
Эксплоатационные
Эксплоатационные показатели
Мощность на валу репеллера
в л с
Обороты репеллера в минуту .
Производительность в кг/час .
Мощность на валу репеллера
Q jl С
Обороты репеллера в минуту .
Производительность в кг час .
Мощность на валу репеллера
Обороты репеллера в минуту .
Производительность в кг\час .
Мощность на валу репеллера
Обороты репеллера в минуту .
Производительность в кг\час .
характеристики
3
-
о.43
13
13
°.бз
ю
19
1,5
ю
32
4
0,65
21
2О
1,01
17
Зо
1.47
14
45
3>з
13
76
ветряных мельниц
Скорости ветра в м/сек
5
1.3
27
4О
2.ОЗ
22
6о
2,92
18
90
6,3
17
144
6
2,2
32
70
3.42
26
108
4.95
21
158
11,0
20
364
7
3.5
38
100
5.46
30
150
7.90
25
220
17.5
23
420
8
5.3
40
130
8,2б
32
175
12,0
28
27O
3.5.5
2б
6i5
9
7.5
45
1бо
".7
38
218
16,9
32
360
37
29
880
10
ю,з
5°
230
16,7
43
310
23.0
36
520
5°
33
1200
ЛИТЕРАТУРА И ИСТОЧНИКИ
1. Борисенко, Теория, расчёт и испытание ветря-
ного колеса, „Труды Украинского института промыш-
ленной энергетики", вып. 1, 1930.
2. В е т ч и н к и н В. П, Блейх X. С, Динамика
поворота на ветер головки ветряка. „Труды ЦАГИ"
№ 636. Издательство Бюро новой техники, 1947.
3. „Германская техника" № 1, 1930 г.
4. Джевецкий С. К., Теория воздушных винтоз
и способ их вычисления, Киев, 1910.
5. Ж у к о в с к и й Н. Е., Ветровая мельница, НЕЖ,
М. 1919.
6. К а ж и н с к и й Б. Б
1912.
Ветросиловые установки, М.
7. К а ж и н с к и й Б. Б., Ветряная электрическая стан-
ция, М. 1925
8. Как увеличить мощность ветряных мельниц, Нарком-
зем СССР, 1943.
9. К а р м и ш и н А. В. и Фатеев Е. М., Атлас за-
пасных частей к ветронасосной установке ТВ-5, М.
194В.
10. К а р п о в. Ветросиловые установки, М. 1926.
11. Конрад М., Ретряные двигатели, изд. Гольстена,
Петербург, 1907.
12. К р а с о в с к и й Н. В., Ветроэнергетические ре-
сурсы СССР и перспективы их использования, Атлас
энергетических ресурсов СССР, т. 1, ч. III, Глав-
энерго, М. 1935.
13. К р а с о в с к и й Н. В., Как использовать энергию
ветра. ОНТИ, М. 1936.
14. К р а с о в с к и й Н. В., Метод расчёта ветряных си-
ловых станций, „Труды ЦАГИ" № 43, М. 1929.
15. Л е б е д е в В. П., Об использовании энергии ветра
в народном хозяйстве, „Вестник инженеров и техни-
ков" № 4, 1939.
16. Перли С. Б., Ветронасосные и ветроэлектрические
агрегаты, ОНТИ ДНТВУ НКТП, 1938.
17. П р о с к у р а Г. Ф , Вихревая теория ветряка,
„Труды 1-го Всеукраинского энергетического съезда",
издание Украинского энергетического комитета, 1929.
18. П р о с к у р а Г. Ф., К теории ветряка, „Энерге-
тика" № 2, 1931.
19. Проскура Г. Ф., Характеристика ветряка, „Труды
Украинского института промышленности энергетики",
вып. I, 1930.
20. Сабинин Г. X., Ветряной дзигатель с самоуста-
навливающимися лопастями, „Труды ЦАГИ" № 2
1923.
21. Сабинин Г. X., Теория и аэродинамический рас-
чёт ветряных двигателей, „Труды ЦАГИ" № 104,
1931.
22. С а б и н и н Г. X., Теория идеального ветряка,
„Труды ЦАГИ" № 32, 1927.
23. Сабинин Г. X., Характеристика ветряного двига-
теля в зависимости от направления ветра, „Труды
ЦАГИ" № 28, 1926.
24. С и д о р о в В. И., Ветродвигатели в Арктике, Глав-
севморпуть, 1946.
25. Ф а т е е в Е. М., Ветродвигатели, Сельхозгиз, 1935.
26. Ф а т е е в Е. М., Ветродвигатели, Госэнергоиздат
1946.
27. Ф а т е е в Е. М. Ветряные мельницы, „Московский
большевик", 1945.
28. Ф е н т е к л ю з, Ветродвигатели, Ленинград, 1927.
29. В е t z A., Windenergie und ihre Ausnutzung durch
Windmuhlen, 1936.

ГИДРАВЛИЧЕСКИЕ МАШИНЫ
Глава VII
ГИДРОТУРБИНЫ
ОБЩАЯ ЧАСТЬ
ОБЩИЕ ПОНЯТИЯ И ОПРЕДЕЛЕНИЯ
Гидравлический двигатель — ма-
шина, преобразующая энергию капельной
жидкости (энергию положения, давления,
кинетическую) в механическую работу на валу
или штоке двигателя. Двигатели, использую-
щие только энергию давления (водостолбовые
машины, гидравлические цилиндры) или глав-
ным образом энергию положения (виды водя-
ных колёс), имеют несравненно меньшее зна-
чение, нежели водяные турбины (гидравли-
ческие турбины, гидротурбины), использую-
щие энергию давления и кинетическую. Водя-
ная турбина развивает на своём валу кру-
тящий момент за счёт изменения момента
количества движения или, иначе, циркуляции
протекающего через её рабочее колесо потока
жидкости (почти всегда воды).
Основные рабочие органы турбины (см.
фиг. 34): неподвижный направляющий аппарат,
в котором скорость воды принимает опре-
делённые величину и направление, и вращаю-
щееся рабочее колесо, уменьшающее в потоке
момент количества движения и этим отни-
мающее от воды энергию для передачи её
валу; при этол закрученный в направляющем
аппарате поток раскручивается, т. е. его цир-
куляция уменьшается.
Направляющий аппарат помимо этого
обычно приспособлен для регулирования тур-
бины, т. е. для изменения проходящего через
неё расхода Q м^/сек, развиваемой ею мощ-
ности N кет или л. с. и изменения или под-
держания постоянной оборотности её вала п.
По направлению движения в рабочем
колесе турбины разделяются следующим об-
разом.
В осевой турбине (пропеллерной, систем
Пельтона, Каплана, Жонваля, Жирара,
фиг* 1, V) поток в общем движется на по-
стоянном расстоянии от оси колеса, в центро-
стремительной (фиг. 1, //) он к этой оси
приближается, в центробежной (систем Фур-
нейрона, Швамкруга, фиг. 1, /) от неё уда-
ляется, в смешанной (Френсиса, фиг. 1, llf)
отдельные струи потока меняют своё напра-
вление от центростремительного к осевому и
до центробежного, в центростремительно-цен-
тробежной (Банки, фиг. 1, IV) поток пронизы-
вает колесо, приближаясь к оси и затем уда-
ляясь от неё.
По рабочему процессу турбины раз-
деляются на два класса: активные (или свобод-
ноструйные) и реактивные (или с избыточным
давлением, напорноструйные). У первых рас-
полагаемая ими энергия содержится в под-
водимой к колесу жидкости лишь в кинети-
ческой форме; у вторых эта энергия имеет
частью форму кинетическую, частью форму
давления. Названия активных и реактивных
турбин общеупотребительны, но по существу
неправильны, так как те и другие работают
реакцией воды на сосуд.
Каждый класс делится на системы с харак-
терными формами рабочих колёс и направляю-
щих аппаратов. Наиболее распространены
турбины систем Френсиса, пропеллерной и
Каплана, снабжаемые направляющими аппа-
ратами Финка, и Пельтона с игольчатыми
соплами.
Направляющий аппарат Финка (см. фиг. 34)
состоит из нескольких расположенных по
окружности направляющих лопаток; при
регулировании лопатки повёртываются одно-
временно на одни и те же углы около их не-
подвижных геометрических осей, расположен-
ных по образующим цилиндра (или изредка
конуса).
Игольчатое сопло Пельтона (см. фиг. 55)
представляет собой сходящийся насадок круг-
лого сечения со вдвигаемой при регулировании
в его отверстие коноидальной иглой.
Турбиной Френсиса (или френсисом,
фиг. 32) называется реактивная смешанная
турбина. Иногда сверхбыстроходный френсис
именуется диагональной турбиной, если вход-
ные кромки его рабочих лопастей располо-
жены на коноидальной (значительно откло-
няющейся от цилиндрической) поверхности.
Если у реактивной турбины, помещённой
в спиральную камеру, нет аппарата Финка,
то она может быть снабжена в целях регули-
рования поворотной лопастью, расположенной
где-либо в камере; к такому регулированию
относятся конструкции Рейфенштейна и Квят-
ковского (см. фиг. 65 и 66).
Пропеллерной турбиной (или про-
пеллером, фиг. 39) называется реактивная осе-
вая турбина с рабочим колесом, состоящим
из немногих лопастей, укреплённых непо-
движно на втулке вала.
Турбина Каплана (или каплан,
фиг. 24) представляет собой такую же тур-

254
ГИДРОТУРБИНЫ
[РАЗД. IV
бину, все рабочие лопасти которой могут быть
повёртываемы во время работы одновременно
на одни и те же углы около своих геометри-
ческих осей, неподвижных относительно
втулки вала.
Если у турбины Каплана лопасти повёрты-
ваются не автоматически во время работы, а
вручную в перерывы, то такая турбина иногда
именуется полукапланом.
Если у турбины Каплана направляющие
лопатки неподвижны, то такая турбина назы-
Под рабочим напором Н реактивной турбины
разумеется выраженная в метрах водяного
столба разность энергий 1 кг воды при входе
в турбинную камеру и в начале отводного
канала, т. е.
где гс и гь — отметки входа в камеру и
уровня в отводном канале; vc и v5 — скорости
Фиг. 1. Схемы колёс турбин: /—центробежной; // — центростремительной; III— сме-
шанной (Френсиса); IV—центростремительно-центробежной (Банки); V—осевой
(пропеллера); А — путь струи абсолютный, R — относительный.
вается турбиной Томанна (имеет малое рас-
пространение).
Турбиной Пельтона (или пельтоном,
фиг. 22, схема 10) называется активная тур-
бина, на рабочее колесо которой насажены
по его периферии ковши, рассекающие под-
водимые струи надвое и отводящие их к на-
ружным кромкам.
Турбиной Тюрго, пока недостаточно
освоенной, называется активная осевая тур-
бина с подводом воды соплом Пельтона.
Активная турбина Банки при
малых мощностях просто изготовляется,
но, имея ряд недостатков, применяется
редко.
Работа турбины характеризуется четырьмя
величинами: напором Нм, под которым она
работает, расходом Q м?/сек, который она
пропускает (или мощностью N, которую она
развивает), коэфициентом полезного действия т)
и оборотностью (числом оборотов в минуту) п,
которую она при этом даёт.
На фиг. 2 дана схема определения напора
применительно к реактивной вертикальной
турбине С изогнутой всасывающей трубой.
там же; рс — избыточное давление при входе
в камеру; у— объёмный вес жидкости (для
воды обычно 1000 кг/л&).
Вода, спускаясь с этой высоты в количестве
Q Afi/сек, обладает мощностью QfH кгм\сек,
но вследствие потерь в турбине, переводящих
часть энергии в теплоту, на валу турбины
получается лишь мощность
N=Q-iHr>Кгм1сек=
кет
St&Aл. с. A)
При определении Н у активных турбин
1»б = 0, а за z5 принимается отметка схода
воды с лопаток рабочего колеса.
Здесь г\ — полный к. п. д. турбины; он
может быть разбит на частные: механический
к. п. д. У]т, учитывающий механические потери
вала на трение в опорах и сальниках и
ободьев колёса на трение в воде или воздухе;
гидравлический щ, учитывающий гидравли-
ческие потери при протекании воды через
турбинную камеру, направляющий аппарат,
колесо и (у реактивных турбин) всасывающую
тРУбу, а также выходную потерю (кинетй-

ГЛ. VII]
ОБЩАЯ ЧАСТЬ
255
ческую энергию отходящей воды), и объёмный
y\v, учитывающий расход воды в турбине в об-
ход рабочего колеса. Тогда
B)
Изменение расхода воды в турбине, а сле-
довательно, и её мощности от максимума до
нуля осуществляется её регулированием (по-
воротом лопаток Финка, лопастей Каплана и
Пьезометр
/ Генератор
Фиг. 2. Схема напоров у турбины.
Рейфенштейна, передвижением иглы Пельтона
и т. п.). Им же меняется или поддерживается
постоянной оборотность турбины.
Открытием турбины называется условное
указание на положение органа турбины, изме-
няющего её расход; у аппарата Финка от-
крытие — прозор между его направляющими
лопатками (в мерах длины а0 или в долях от
максимума а), у сопла Пельтона—ход иглы 5
от полного закрытия. У капланов расход за-
висит от комбинации открытия а и угла пово-
рота ср рабочих лопастей (которая может быть
названа наполнением).
Режимом турбины называется вид её ра-
бочего процесса (способа преобразования ею
энергии), внешне характеризуемый открытием
(или наполнением) и сочетанием оборотности п
с напором Н; внутренне режим характери-
зуется постоянством направления скорости
воды в каждой точке турбины и постоянством
отношений значений этих скоростей в разных
точках между собой, чему соответствует по-
стоянство отношений Q : У^Н и п : Ун. При
разных напорах и одинаковых режимах тур-
бина имеет близкие значения к. п. д. Харак-
терны режимы: оптимальный с щ = т]шах, пре-
дельно нормальный (при оптимальном п = щ
и при а0 = а0 тах) с QOI = Qmax и с Д/ог = Wmax,
холостого хода слс = лтах, тормозной с щ = О
и с развиваемым турбиной моментом
Турбины разного размера, но геометри-
чески подобные между собой в своих про-
точных частях, относятся к одному типу; все
их типоразмеры образуют одну серию. Раз-
мер турбины внутри серии определяется её
характерным диаметром D, за каковой прини-
мается у френсисов и турбин Банки наиболь-
ший диаметр входных кромок рабочих лопа-
стей, у пропеллеров и капланов — наибольший
диаметр камеры, в которой вращается колесо,
у пельтонов и турбин Тюрго — двойное наи-
меньшее расстояние от оси турбины до на-
правления оси сопла.
По диаметрам рабочих колёс турбины
можно разделить на крупные (?>>1,2 м до
6,6 м у френсисов и до 9,0 м у капланов),
средние ф = 0,5-1,2л)и малые (?><0,5л).
Турбины одной серии работают в одном и
том же режиме и при близких между собой
значениях к. п. д., если соблюдаются формулы
Фруда, являющиеся следствием уравнения
Эйлера A3):
Qb_(Db\
)
\/"Hb.
У На*
пп dIV Нп
<3>
D)
Da) Ha V На
где Qa, Da, Ha, tia, Na относятся к одной тур-
бине, a Qt,, Db, Нь, пь, Nb — к другой, ей
подобной и работающей при другом на-
поре.
Однако при одном и том же режиме к. п. д.
несколько растёт с диаметром турбины при-
близительно по формуле Муди-Морозова
rtb= 1 —A —
F)
Здесь под г\ь и т)а должны были бы подразу-
меваться гидравлические к. п. д. щ. Однако
при близости г\т к единице и неточности
формулы принято пересчитывать по фор-
муле F) полный к. п. д. Y] и притом только
оптимальный (тH). К. п. д. других режимов
принимаются изменяющимися пропорционально
оптимальным. На основании последних прак-
тических данных корень четвёртой степени
в формуле F) теперь иногда заменяется кор-
нем пятой. Формула Муди к турбинам Пель-
тона неприложима из-за добавочных потерь
у струи между соплом и колесом.
Уточнённые формулы C) — E) на основе
учёта влияния диаметра на к. п. д. у подоб-
ных турбин принимают вид:
\H
( С^
Db\Ha) \f\a)
Na \Da) \Ha
iia
Турбины, рассчитанные на одну и ту же
мощность N при одном и том же напоре Hf
могут быть построены на разную оборотность.
О последней судят по особому коэфициенту ns>
называемому быстроходностью и определяе-
мому как оборотность турбины, подобной дан-

256
ГИДРОТУРБИНЫ
[РАЗД. 1V
ной, но такого размера, что она при на-
поре I м даёт I л. с. Быстроходность вы-
числяется по формуле
z=r. G)
4м/-
HV 1/77"" 6 Н
В странах английского языка ns вы-
числяется по 1 л. с. — 76,04 кгм/сек и напору
в футах; ^ = 4,45 ns англ.
Каждому режиму турбины соответствует
своя быстроходность; характерными являются
из них ns0 и nsi. Они у подобных турбин не-
сколько растут с увеличением диаметра
соответственно формулам G) и A) из-за
роста к. п. д. по формуле F).
Турбины одной и той же системы могут
быть рассчитаны и сконструированы на раз-
ные (в известных пределах) nsj, а именно:
для пельтонов 3 до 26 (при одном сопле) и
до 52 (при четырёх), для турбин Банки
50—150, для френсисов 70 — 350, для пропел-
леров и капланов 300 — 1000.
Расход и оборотность, пересчитанные по
формулам C) и D; на напор 1 м и диаметр 1 м,
называются приведёнными и обозначаются Q,
и п[. Эти величины более точно характери-
зуют тип турбины, нежели ns, с которым они
•связаны так:
"~7; • с»)
Одну и ту же быстроходность могут иметь
два различных типа: большая пропускная
способность q[ ведёт при том же N к мень-
шим диаметрам колеса, большая приведённая
оборотность rt'j — к большим п.
В отношении конструкции турбины разли-
чаются в первую очередь по вертикальному
или горизонтальному расположению вала (тур-
бины вертикальные и горизонтальные), а затем
(реактивные) — по форме и конструкции тур-
бинной камеры, подводящей воду к турбине.
Камеры бывают открытые (со свободной
поверхностью воды, фиг. 22, схема 1) и закры-
тые (наполненные сплошь водой под давле-
нием, отличным от атмосферного).
Камеры, имеющие наружное очертание по
некоторой спиральной линии, называются
спиральными; закрытые спиральные камеры
(фиг. 22, схема 8) могут называться улитками.
Закрытые камеры, имеющие форму цилиндра
или конуса, называются кожуховыми. Кожухо-
вая камера с подводом воды к ней по направле-
нию оси турбины называется фронтальной (или
лобовой, фиг. 22, схема 5), с боковым подво-
дом — радиальной.
Закрытые спиральные камеры (улитки) раз-
деляются на изготовляемые из металла круглые
(с радиальными сечениями, близкими к кругу,
фиг. 22, схема 8) и исполняемые из бетона
тавровые (с многоугольными сечениями, фиг.22,
схема 7).
В соответствии с формой камеры и турбины
получают названия открытых, закрытых, спи-
ральных, кожуховых, фронтальных, радиаль-
ных.
Турбины Пельтона, кроме расположения
вала, различаются по числу колёс, сидящих на
валу (одно или два), и по числу сопел, под-
водящих воду к каждому колесу (обычно у го-
ризонтальных одно или два, фиг. 22, схема 10,
у вертикальных — два или четыре, фиг. 46).
Реактивная турбина называется правой,
если её вал вращается по часовой стрелке при
взгляде вдоль её оси со стороны, противополож-
ной всасывающей трубе, и левой при обратном
вращении. Обычно применяются правые тур-
бины; левые применяются иногда во избежание
лишних изгибов напорных трубопроводов.
Направление вращения у пельтонов опреде-
ляется при взгляде на турбину со стороны
привода.
У реактивных турбин вода отводится от
колеса всасывающей трубой, обычно расширяю-
щейся к выходу (см. фиг. 76). Назначение вса-
сывающей трубы — уменьшить кинетическую
энергию покидающей турбину воды, этим со-
здать дополнительное разрежение под рабочим
колесом и повысить к. п. д. турбины; в целях
удобства монтажа и ремонта иногда распола-
гают рабочее колесо над нижним уровнем
с использованием, однако, в составе напора и
высоты подвеса.
По форме всасывающие трубы бывают у вер-
тикальных турбин прямоосные (см. фиг. 76, а)
(конические или раструбные) и изогнутые (со-
стоящие из вертикального конуса, колена с по-
следующим сплющением его сечения и близ-
кого к горизонтали расходящегося насадка,
фиг. 76, б), у горизонтальных турбин — коленча-
тые (состоящие из колена и вертикального или
наклонного конуса, фиг. 76, в). Колоколообраз-
ные всасывающие трубы (см. фиг. 76,5) выходят
из употребления; у глубоко погруженных гори-
зонтальных турбин применяют горизонтальные
прямоосные трубы.
О качестве всасывающих труб судят по коэ-
фициенту восстановления ими напора (иногда
называемому их к. п. д.)
где vB и г>4 — скорости при входе во всасы-
вающую трубу и при выходе из неё; pat— ат-
мосферное давление; />3 — абсолютное давление
при входе в трубу; г3 — отметка входа; h^—
гидравлические потери в трубе.
Коэфициент y]4 равен или более 0,8 у прямо-
осных труб, 0,6—0,8 — у изогнутых, 0,4—0,6—
у коленчатых.
Вода покидает турбины, выходя из трубы
со скоростью Va, унося при этом относитель-
-.2
ную кинетическую энергию
равную де-
сятым долям процента у тихоходных турбин
и доходящую до 3% и более у самых быстро-
ходных.
При протекании по реактивной турбине
вода находится под разными давлениями;наи-
меньшие давления — около входа во всасываю-
щую трубу и с тыльной (выпуклой) стороны
лопастей.Это давление тем меньше, чем больше
напор и быстроходность турбины. При сниже-
нии давления до давления водяных паров вода
закипает, при передвижении струи под боль-

ГЛ. VII]
ОБЩАЯ ЧАСТЬ
257
шее давление пузырьки пара внезапно кон-
денсируются. Это явление, называемое кави-
тацией (опустением), снижает Q, r\,N турбины,
вызывает её вибрацию, а происходящие при
конденсации частые местные повышения давле-
ния на месте исчезнувших пузырьков разру-
шают детали турбины, расшатывая и разъедая
их.
Уравнение Бернулли даёт давление у входа
во всасывающую трубу
Рз __ Pat
7 Т
A0)
где z3 есть статическое и член в скобках —
динамическое разрежение.
Для избежания кавитации под колесом
необходимо иметь в формуле A0) — ^ —, где
pt — давление водяных паров при данной тем-
пературе воды. Давление водяных паров, вы-
раженное в м вод. ст. в зависимости от тем-
пературы:
t" С .... о ю 2О 4° б° 8о ioo
hf .«вод. ст о,об о,ia о,24 о,75 а,03 4.83 1О>33
Соответствующее неравенство может быть
отнесено и к кавитационно более опасным ка-
налам рабочего колеса. При некоторых упро-
щениях оно переходит в формулу Тома, опре-
деляющую наибольшую допустимую высоту
всасывания
Hs < 10 — QTTjr — О#. A1)
Hs условно определяется как высота над
нижним уровнем: у горизонтальных турбин —
оси турбины (точнее высшей точки периферии
рабочего колеса), у вертикальных френсисов —
средней плоскости направляющего аппарата,
у вертикальных пропеллеров и капланов —
средней плоскости рабочего колеса; V—от-
метка турбины над уровнем моря; qH — дина-
мическое разрежение; а — коэфициент кавита-
ции, определяемый в лабораториях опытным
порядком и указываемый для каждого типа
в таблицах. Так как лабораторно определяется
критический коэфициент кавитации асг, т. е.
такой, при котором кавитация уже начинается,
то в формулу A0) следует для надёжности
вставлять практический коэфициент арп кото-
рый можно брать процентов на 5—10 выше
критического. Для суждения о кавитационной
безопасности турбины применяют сравнение
кавитационного коэфициента установленной
турбины а, вычисляемого по формуле
10
900
н
A2)
с осг в соответствующем режиме модели.
Должно быть о > scr. Высота Hs может быть
больше и меньше 0. У вертикальных турбин
Френсиса обычно Н3=1-?-2м, у таких же
крупных турбин Каплана Hs часто снижается,
например, до — 1м. У крупных горизонталь-
ных турбин неудобно иметь #,<2,5ч-3 м.
Борьба с кавитацией ведётся следующими
способами: 1) правильным расчётом и конструи-
17 Том 12
рованием турбины (в частности, увеличение
числа и длины рабочих лопастей уменьшает
как кавитационную опасность, так и к. п. д.);
2) применением более тихоходных турбин при
больших напорах; 3) снижением Hs\ 4) впуском
атмосферного воздуха под рабочее колесо при
кавитационных режимах. Вредное следствие
кавитации — разъедание деталей—отчасти пре-
дупреждают изготовлением их из особо креп-
ких механических сталей (с присадкой хрома,
никеля, меди) и шлифовкой их поверхностей.
У реактивных турбин давление при входе
в рабочее колесо больше, чем при выходе из
него (рг >jp2)i и относительная скорость тече-
ния по колесу при входе меньше, чем при
выходе {w\<^w<2). У активных же турбин
Pi=p2 и а»]» до2. Их колёса должны распола-
гаться выше уровня нижнего бьефа. Устрой-
ство при них всасывающих труб возможно, но
сложно, почему и не применяется. Часть на-
пора, равная подвесу их колёс над нижним
уровнем, теряется. При вертикальном располо-
жении их валов эта потеря значительно сни-
жается.
В турбинах Пельтона кавитация наблю-
дается на иглах и ковшах позади случайных
выступов на поверхностях, по которым скользит
вода с большой скоростью, так как и здесь
возникает большое разрежение.
РАБОЧИЙ ПРОЦЕСС
Турбина работает за счёт уменьшения её
рабочим колесом момента количества двиасе-
ния протекающей через колесо жидкости. При
входе в колесо этот момент равен
а при выходе
г>1 cos а^
— Vi COS a2/?2.
где д — расход через каналы колеса; V\ nv2 —
абсолютные скорости жидкости при входе
в колесо и при выходе из него; R\ и R2—Ра-
диусы входа и выхода; <xt и а2 — углы между
абсолютными скоростями жидкости и окруж-
ными скоростями колеса там же (фиг. 3). Эти
моменты могут быть больше (направлены по
вращению колеса) или меньше нуля (напра-
влены напротив). Через циркуляцию /"эти мо-
менты выражаются как
g
f
Передаваемый колесу момент
cos 04./?! — #2 cos а2/?->'
i j
уравновешивается в установившемся режиме
полезными и вредными сопротивлениями на
валу турбины. Так как q — Q — Qv, где Qv —
расход в обход рабочих каналов колеса,
а объёмный к. п. д. ~qv=
n
Умножение М на угловую скорость ш = -^

258
ГИДРОТУРБИНЫ
[РАЗД. IV
даёт мощность, передаваемую водой колесу;
умножая её дальше на механический к. п. д. ч\т,
получают полезную мощность турбины
cos atMi — щ
COS ?X2U2 \
g
Подстановка ^ = гуг[Нгт даёт основное
уравнение турбины (уравнение Эйлера)
?^•A3)
V\ COS a-Jli —V2 COS а2ы2
\h — g ¦ —
Из формулы A3) видно, что рабочий про-
цесс определяется только углами и соотноше-
ниями скоростей при входе и выходе из колеса.
Промежуточная часть канала (фиг. 3) во
В реактивных турбинах F^K^F^, следова-
тельно, w2~>w1 и Р]^>р2 (перед колесом
имеется избыток давления против выхода из
него) и движение воды в колесе напорное.
В активных турбинах каналы просторны
(колесовращается в воздухе, W2 = w1np2=Pi);
струя может касаться лопастей и с одной
лишь стороны; течение в колесе безнапорное.
Истечение из направляющею аппарата
активной турбины происходит под атмосфер-
ное давление, у реактивной — под повышен-
ное давление р\. Следовательно, у первой ско-
рость истечения f0 больше, чем у второй. Из
формулы A3) следует, что при тех же щ, И
и D у активной величины щ и п, а при том же Q
и величина ns меньшие, чем у турбины реак-
тивной. Кроме того, у активной турбины впуск
Фиг. 3. Протекание через реактивную центростремительную турбину: /— Pi<90°; //—Р, = 90°; III — C, > 90°.
избежание лишних потерь должна лишь
плавно изменять скорости по величине и напра-
влению.
Абсолютные скорости ^ и v2 увязываются
с составляющими их относительными Wi = q: F\
и w2 = q:F2 (где Fx и F2 — соответствующие
поперечные сечения) и окружными щ —
= itD1n:60 и и2= ъО2п : 60 в параллелограмы
или треугольники. Направления и — по каса-
тельным к окружностям, направления w — по
направлениям каналов. Относительный путь
струи соответствует каналу, абсолютный
строится по сумме относительных и перенос-
ных перемещений; он касается направлений v\
и v2.
Угол ^ между окружной и относительной
скоростями может быть меньшим прямого
(фиг. 3, /), равным ему (фиг. 3, II) или большим
(фиг. 3, ///). Выгодно иметь а2»90г (тогда
Г2«0), так как тогда выходная скорость v2,
а следовательно, и выходная энергия
(ки-
нетическая энергия, уносимая водой) получают
наименьшие при данных расходе и размерах
колеса значения. Следовательно, Гу должно
быть больше 0, а а^ЭО0. Это достигается
косо поставленными направляющими лопат-
ками, а при отсутствии их — спиральной каме-
рой или хотя бы косым направляющим щитом
в симметричной камере.
Тогда вместо A3) имеем при а2==90°
V] COS
g
A4)
воды происходит лишь через один или не-
сколько каналов, у реактивной же — по всей
окружности колеса, что увеличивает Q, N
и ns.
При регулировании активной турбины
уменьшаются выходные отверстия направляю-
щих каналов и при той же выходной скорости
уменьшается расход, а следовательно, и мощ-
ность.
У реактивной турбины в напорном течении
уменьшение прозоров между лопатками Финка
без изменения их направления могло бы изме-
нять расход не за счёт изменения живого сече-
ния, а лишь за счёт увеличения потерь трения,
которое ничтожно.
Однако поворот лопаток Финка уменьшает
не только выходное сечение Z^. но и откры-
тие а0- что при том же колесе увеличивает Го
и Г]', при увеличенной же подходной цир-
куляции пропускная способность колеса падает,
а следовательно, уменьшаются расход и мощ-
ность.
Выходное сечение у быстроходных турбин
относительно расхода меньше, чем у тихоход-
ных, почему у первых относительная выход-
ная кинетическая энергия v\: 2gH велика, до-
ходя у капланов до 30% и более. Расширяю-
щаяся всасывающая труба уменьшает выво-
димую энергию, а за счёт уменьшения послед-
ней добавляет к статическому разрежению Hs
динамическое разрежение -^ ^ \ = ff^
[уравнения (9) и A0)]. Однако даже при хоро-
шей форме всасывающей трубы её сопротивле-
ние hr мало только при незначительной крутке
в ней воды, т. е. при a2ss0. При регулировании

ГЛ. VII]
ОБЩАЯ ЧАСТЬ
259
на малые N, т. е. при уменьшении Q против
оптимального Qo и при росте абсолютного зна-
чения 7, растёт Aj., падают т,^ и т\. Это особенно
заметно у быстроходных, в частности, про-
пеллерных турбин, сильно снижающих свой
к. п. д. при снижении нагрузки.
У турбин Каплана соответствующий но-
вому Q поворот рабочих лопастей одновре-
менно с поворотом направляющих лопаток
f,6Q
Фиг. 4. Выход из пропеллерной турбины.
возвращает а2 приблизительно к 90°иГ2кнулю
(фиг. 4 и 5), что значительно улучшает их ра-
боту по сравнению с пропеллерами при неопти-
мальных нагрузках.
В соответствии с этим баланс энергии в тур-
бине изображается графиком типа фиг. 75, ко-
вается её большая роль в экономичности тур-
бины.
На фиг. 6 изображено последовательное,
вдоль по пути воды преобразование энергии
в реактивной турбине из формы давления
в скоростную и обратно, переход её в полез-
ную (отдаваемую колесу) и в потери (приме-
Тру5опробод
-Конус
Направляющий аппарат
.Колесо
труба~\~Нанол
Фиг. 6. Последовательное преобразование энергии из
одного вида в другой в реактивной турбине (я =156, D =
= 4,95 м, Я =.96 м, л=120, N = 150 000 л. с, т) - 93%).
нительно к турбине с Лу=156; iqo = O,93 при
Н=96м). Через V здесь обозначен коэфи-
циент скорости, равный —
 vg
Фиг, 5. Выход из турбины Каплана.
торый показывает, что при отклонении от
оптимального режима к. п. д. реактивной тур-
бины падает главным образом из-за роста по-
терь во всасывающей трубе, чем подчёрки-
УНИВЕРСАЛЬНЫЕ ХАРАКТЕРИСТИКИ
(ТОПОГРАММЫ)
Теоретическими расчётами можно лишь в
слабой степени предопределить работу тур-
бины, особенно в режимах, отличных от опти-
мального. От последних же режимы могут
отличаться по напору, под который поставлена
турбина, по открытию, приданному ей, по обо-
ротности, предоставленной ей; эти величины
предрешают расход, к. п. д. и мощность тур-
бины. Между тем предопределение работы
турбины необходимо для планирования вод-
ного и энергетического хозяйства водяных си-
ловых установок. Это предопределение осно-
вывается на лабораторных испытаниях турбин
модельных, т. е. подобных практическим, но
отличающимся от них своими размерами, до-
пускающими лабораторные испытания. Пере-
ход от параметров модельной турбины к па-
раметрам практической производится по фор-
мулам Фруда и Муди C) — E) и F).
Результаты испытаний удобно представлять
не в табличной форме, а в виде графиков,
называемых характеристиками. В СССР за
основную принимается характеристика по типу
фиг. 7. Схема её лабораторного получения та-
кова. Турбине даётся некоторое открытие, она
пускается под имеющимся в лаборатории на-

260
ГИДРОТУРБИНЫ
(РАЗД. IV
пором при некоторой тормозной нагрузке.
Замеряются оборотность, расход, мощность,
вычисляется к. п. д. Изменением нагрузки ме-
няется оборотность и повторяются замеры.
Затем последовательно меняется открытие, и
при каждом его значении снова несколько раз
меняется оборотность. Все величины, кроме
значений делается в запас некоторая скидка
(например, в 2%), после чего вычисляют мощ-
ности турбины N кет, а по последним и по
продолжительности периодов вычисляют вы-
работки энергии в киловатт-часах. Если тур-
бина получает турбинную камеру или всасы-
вающую трубу менее благоприятных форм,
'03 0,6 0.9 12 7.5 Q',M3/cek
Фиг. 7. Приведённая расходно-оборотная топограмма турбины Френсиса i\— /(Qj. я|) (ФЗОО-ВМ-27,6);
«Ш- п> %~ U4: \т ~ 85'3: Vr~0>28; QIl-U9: \m- 84'0: Ъг-0'34'
к. п. д., перечисляются по Фруду на Н = 1 м
и D = 1 м. На поле с координатами Q\ и п \
наносятся опытные точки, каждой из которых
присвоено определённое значение к. п. д. По
ним проводятся изолинии к. п. д., т. е. линии,
соединяющие точки с равными значениями
последних. По желанию проводятся изолинии
открытий и быстроходкостей.
Если для гидроустановки намечена турбина
определённого типа и диаметра при опреде-
лённой оборотности, то характеристика, снятая
с модели того же типа, позволяет предусмо-
треть работу действительной турбины следую-
щим образом. Водохозяйственный план уста-
новки содержит вероятные комбинации напора
н расхода и их продолжительности. Оборот-
ность и каждый расход перечисляют по Фруду
с соответствующего напора и диаметра на
Н=1 м и D=l и*. На характеристике нахо-
дят точки с соответствующими Q[ и п[ и чи-
тают к. п. д. модели цт, которые затем пере-
числяют с Dm на D по Муди. С полученных
чем они имелись у модели, то делаются до-
полнительные скидки на расход и к. п.д.
В случае, если избран тип турбины и для
неё заданы напор и расход, то её диаметр и
оптимальная оборотность определяются так:
на характеристике намечается точка режима,
в котором желательна работа турбины (напри-
мер, оптимального или с несколько ббльшими
оборотностью и открытием).
В формулу C) подставляются заданный
расход Qb и модельный Qa\ Ha и Da прини-
маются равными единице; определяется D^, a
затем по формуле D) и щ. Обе величины мо-
гут быть округлены по стандартам диаметров
турбин и оборотностей генераторов (при пря-
мом соединении турбины с генератором).
Характеристика вида фиг. 7, а именно с
изолиниями к. п. д. и других величин, завися-
щих от двух переменных, называется универ-
сальной или топограммой; данная топограмма
по своим координатам может быть названа
расходнооборотной и иметь своим символом
Y], я, ns =f (Qj, п\).

ГЛ. VII]
ОБЩАЯ ЧАСТЬ
261
На топограмму могли бы быть нанесены лишь угла ср закрепления лопастей во втулке
и изолинии мощности iVj. Тогда оказалось бы, колеса, что у мелких турбин гораздо проще,
что при любой оборотности рост открытия (и
расхода) ведёт к росту мощности лишь до не-
которого максимума, за которым начинается
её снижение. Нет у
смысла использовать
турбину за этим ма-
ксимумом; кроме того,
около максимума ав-
томатическое регули-
рование работает не-
устойчиво. Поэтому
на топограмме турби-
ны Френсиса обычно
проводится кривая
предельной мощности,
притом не по Nmax, a
поО,95ЛГтах (фиг. 7);
у капланов такая кри-
вая весьма удалена на
большие Q.
Характеристика на
фиг. 7 относится к
турбине Френсиса;
она показывает, что
к. п. д. падает при вся-
ком отклонении (как
по открытию и расхо-
ду, так и по оборот-
ности) от оптималь-
ного режима.
Пропеллерная турбина имеет топограмму
несколько другого характера; при отклонении
от оптимума, особенно по расходу, к. п. д.
спадает весьма быстро. Установка рабочих ло-
пастей на втулке под иными углами ср даёт и
иные топограммы (фиг. 8). Таким образом,
чем смена сложного колеса Френсиса.
Для построения характеристики турбины
Каплана лабораторно испытывается некоторая
О',м3/сек
Фиг. 8. Приведённые топограммы пропеллера при разных углах <р (ПрК-245-ВМ-28,9;
слева при <р= +5° и справа при +15°).
пропеллерная турбина при разнообразных
углах ср и строится ряд соответствующих
топограмм. По ним для каждой комбина-
ции Qj и rtj выбирается выгоднейшая (по
к. п. д.) комбинация открытия #0 и поворотно-
СТИ Ср.
'0.6 10 1.4 1.8 Q',M3/cek
Фиг. 9. Приведённая топограмма турбины Каплана (К-245-ВМ 28,9).
пропеллерная турбина хорошо работает лишь
при определённом (соответствующем напору)
расходе и на мощность регулируется плохо.
Однако подгонка турбины к разнообразным
сезонным напорам производится изменением
Топограмма турбины Каплана комбини-
руется из таких выгоднейших точек (фиг. 8)
и получает, кроме изолиний <?0. также и изо-
линии ср (фиг. 9). На практике её механизм
регулирования должен иметь особое устрой-

262
ГИДРОТУРБИНЫ
[РАЗД. IV
ство (комбинатор), позволяющий для каждого
режима иметь выгоднейшую комбинацию а$
и ср.
Из приведённой на фиг. 10 характеристики
одной из турбин Пельтона, в частности, видно,
5568 s мм
п,мУсек
Фиг. 10. Топограмма турбины Пельтона (диаметр сопла
36,6 мм, колеса 600 мм, приведено к Н=\ м).
что у неё расход (как и у .других активных
турбин) не зависит от оборотности.
Топограмма y]=f[Qi, пА не предусма-
тривает явно изменения напора Н\ между тем
действительной турбине приходится работать
и при переменном Н. Выше было показано,
!JS IS
200
каждого варианта с определённой комбинацией
D и п строить новую топограмму ч\ = f(H, Q),
полезно построить лишь один раз топограмму
не в численных, а в логарифмических коор-
динатах т] =f(\gH, Ig Q) для некоторой ком-
бинацил О и л (фиг. 11). Любая другая их
комбинация тогда не меняет формы топограммы,
а лишь передвигает её в другое место коор-
динатного поля.
При эксплоатации турбины удобно пользо-
ваться топограммой, перестроенной в вид т\ ==
= / (N, Н),% называемый эксплоатационным и
показанный на фиг. 12.
ЛИНЕЙНЫЕ ХАРАКТЕРИСТИКИ
Топограммы, дающие зависимость ряда пе-
ременных от двух независимых, изображают
свойства турбины полно, но недостаточно на-
глядно. В этом отношении предпочтительны
линейные характеристики, дающие зависимость
ряда величин только от одной переменной.
Так, разрез фиг. 7 при каком-либо п = const
даёт (фиг. 13) расходную характеристику tj,
д0, ns (а после вычисления и N) в зависимо-
сти от расхода. Будучи перестроена в вид
rt,Q=f(N), характеристика называется мощ-
ностной (фиг. 14).
Обе эти характеристики называются рабо-
чими, так как именно по ним чаще всего рабо-
0 0,1 g
igQ
0.2
100
125
Н% 150
Фиг. 11. Напорно-расходная топограмма турбины Каплана в логарифмических коорди-
натах т)=/ (Ig H, lg Q) (К245-ВМ-28.9).
как искать режимы турбины на топограмме
такого вида при переменном напоре. Но для
удобства сна может быть перестроена (пере-
числением точек изолиний или графически) в
вид зависимости г\ от Н и от Q (или N), для
чего пользуются формулами Фруда. На фиг. 11
показана напорно-расходная топограмма т) =
=1{Н, Q), притом нанесённая в поле лога-
рифмических координат.
При подборе турбин для определённых
условий некоторой гидростанции приходится
сравнивать между собой турбины намеченного
типа, но с разными диаметрами D и оборот-
ностями п. Вместо того, чтобы для сравнения
тают турбины, имея нагрузку переменной, а
напор и оборотность постоянными.
Из рабочих характеристик определяется
холостой расход Qv — расход, при котором
турбина вращается ещё при заданной оборот-
ности, но лишь вхолостую, т. е. не давая ни-
какой мощности.
Разрез той же топограммы по некото-
рому а — const даёт оборотную характеристику
г), Q, N — f (л) [(фиг. 15)— применительно к ти-
хоходной турбине]. Набор таких характеристик
при разных uq называется главной характе-
ристикой, так как именно она снимается лабо-
раторно и служит исходным материалом для

ГЛ. VII]
ОБЩАЯ ЧАСТЬ
263
-40
30
50 100 150 200 250 Нквт
Фиг. 12. Эксплоатационная топограмма (Ф15-ГМ-5О) т)=/(ЛГ1Я).
Фиг. 13. Линейная расходная характеристика
. v|, N, a0 /(Q)
Фиг. 16. Линейная напорная характеристика
QN = f (Я).
Фиг. 14. Линейная мощностная характеристика
Фиг. 17. Сравнение относительных расходных характе-
ристик.
Фиг. 15. Линейная оборотная характеристика
т), Q, ЛГ-/(л)

264
ГИДРОТУРБИНЫ
[РАЗД. 1\
всех остальных. На этой характеристике заме-
чательны два режима: угонный с наибольшей
возможной при данных 0$ и Н угонной обо-
ротностью nv и тормозной при заторможенной
турбине, при щ = 0, но при холостом расходе
°
>
Разрез напорно-расходной топограммы
(фиг. 11) по о0 = const даёт напорную линейную
характеристику т], Q, N=f(H) (фиг. 16). Ха-
рактерна почти прямая линия мощности; из
неё определяется, между прочим, минимальный
холостой напор Hv, при котором турбина пре-
кращает отдачу мощности.
Линейные характеристики позволяют легко
сравнивать различные турбины по их свой-
ствам, для чего, однако, удобнее строить ха-
рактеристики не в абсолютных координатах,
а в относительных, т. е. откладывать величины
в долях от некоторых характерных, например,
оптимальных или максимальных. Так, на фиг. 17
сравнены расходные характеристики турбин;
при снижении расхода и нагрузки различные
системы и типы разнообразно снижают свой
к. п. д.: меньше всего пельтоны, почти также
капланы и томанны. больше френсисы и больше
всего пропеллеры. Например, при снижении
нагрузки вдвое от наибольшей расход у капла-
?00
20 40 Ы) SO ЮО 120 МО /60 180
Фиг. 18. Сравнение относительных оборотных характеристик
на падает до 45— 5G0/q от полного, у пропел-
лера же - только до 65%. Это указывает на
относительную выгодность разных систем при
наличии на установке сильно переменной на-
грузки.
На фиг. 18 дано сравнение оборотных ха-
рактеристик, которое показывает, что угон-
ные оборотности разнообразны: весьма ве-
лики у капланов и пропеллеров (до 260%
от нормы) и малы у тихоходных френсисов
(около 16О7о). Так как при разгрузке и порче
регулирования турбина может попасть в
угонный режим, то сидящий на её валу ро-
тор генератора должен быть рассчитан на
центробежные силы по угонной оборотности,
что значительно его удорожает.
Из фиг. 18 видно, что при оборотности не-
сколько большей, чем оптимальная, у быстро-
ходных турбин мощность возрастает. Это по-
зволяет форсировать их мощность назначением
для них повышенной оборотности и неблаго-
приятно отзывается при их регулировании, так
как при разгрузке такая турбина повышенной
мощностью быстро разгоняется. При разгоне
тихоходные реактивные турбины снижают рас-
ход, быстроходные — повышают, активные —
не меняют. Крутящий момент М растёт с умень-
шением оборотности.
Из сравнения напорных характеристик
видно, что при снижении напора (например,
паводок при повышении нижнего уровня) бы-
строходные турбины медленнее снижают свою
мощность, чем тихоходные, благодаря чему
быстроходные турбины лучше поддерживают
мощность.
Каждый тип турбины имеет свою индиви-
дуальную характеристику. Поэтому хотя ха-
рактеристики на фиг. 17—19 и отнесены к
определённым системам и быстроходностям,
на них надо смотреть не как на точные,
а как на примерные, общехарактеризую-
щие близкие между собой-
типы.
КАВИТАЦИОННЫЕ
ХАРАКТЕРИСТИКИ
Критический коэфициент
кавитации осг различен для
разных режимов турбины.
Он определяется лабора-
торно так. Турбина пускает-
ся в избранном режиме;
при сохранении Н= const
повышается Hs, пока не
начнётся спадение к. п. д.
Определённый по формуле
A0) (с учётом точных зна-
чений барометрического да-
вления и давления водяных
паров, т. е. температуры С
воды) коэфициент кавита-
ции признаётся критиче-
ским. Его значения в разных
режимах изображаются изо-
линиями на топограммах
a=/(Q{, n'j) аналогично
изображению t]. На фиг, 7,
8 и 9 нанесены такие изо-
линии для френсисов, про-
пеллеров и капланов.
Турбина должна быть расположена на та-
кой высоте Hs над нижним бьефом, чтобы
было удовлетворено неравенство A0) Тома.
Однако открытие турбины, а часто и нижний
уровень меняются/ У низконапорных турбин
повышению нижнего уровня в половодье
обычно соответствуют понижение напора и
большое открытие, т. е. работа турбины в
некоторых точках правого верхнего квадранта
топограмм на фиг. 7—9. В ответственных слу-
чаях для каждого возможного режима турбины
по Н и о- должно быть вычислено Hs, а по
нему и отметке нижнего уровня — наивысшая
допустимая отметка турбины. Во избежание
n°f.

ГЛ. VII)
ОБЩАЯ ЧАСТЬ
265
кавитации она должна быть установлена не
выше низшей из таких отметок. Однако при
кратковременности опаснейших режимов во
избежание дорогого заглубления турбины до-
пускается при них умеренная кавитация с тем,
го <ю во
Фиг. 19. Сравнение
относительных
ристик.
сисов принято изображать в так называемой
цилиндрической проекции, при которой каждая
точка лопасти не проектируется ортогонально
на плоскость чертежа, а совмещается с ней
соответствующим поворотом около оси тур-
бины.
По табл. 1 можно подобрать тип, диаметр,
оборотность турбины для заданных напора и
расхода. Если взамен расхода задана мощность,
то от неё можно предварительно перейти по
формуле A) к расходу, задаваясь ио табл. 2
предельно нормальным к. п. д. в зависимости
от мощности (в действительности к. п. д. за-
висит от типа, размера» конструкции и испол-
нения турбины).
Так, например, пусть требуется подобрать
турбину прямого соединения с генератором
для Н =38 м, N=10 000 кет. По табл. 1, со-
образуясь с //тах, можно взять тип Ф123 или
Ф100 с ар/.==О,22иО,15. По формуле A1) нахо-
дят при v =0 Hs< 1,64 и 4,3. Следует пред-
почесть более быстроходный тип, приемлемый
и по Hs. По табл. 2 задаются tq/ = 0,87; тогда
по формуле A) Q = 30,9 м^/сек. Перечисление
по формуле C) даёт расход при одном напоре
в 1 м Qn = 5,0 лр/сек. При Q'n=l,3 пере
счётом по формуле C) получают D=l,96 м
Ближайший больший стандартный D = 200 см
напорных характе- Соответствующая ему оборотность по п'О1 =
Юв КО 140 160 180 Н%
9128
чтобы вибрация была безопасно малой, а разъ-
едание — настолько незначительным, чтобы
разъедаемые места можно было заваривать не
чаще раза в год и без разборки турбины.
При предварительных подсчётах
удобно пользоваться характерным
для данного типа критическим
коэфициентом кавитации, за кото-
рый может быть принято осг в пре-
дельно нормальном режиме.
НОРМАЛЬНАЯ
НОМЕНКЛАТУРА ТУРБИН
Нормальная номенклатура по-
зволяет определить лучшие разно-
видности турбин, подлежащие из-
готовлению в СССР и способные
при наименьшем числе удовлетво-
рить потребности народного хо-
зяйства.
Нормальная номенклатура охва-
тывает реактивные турбины си-
стем Френсиса, Каплана и про-
пеллерных, пригодные для напо-
ров 1,5—250 м и для мощностей
до 125 000 кет.
Нормальная номенклатура
предусматривает следующие нор
малыше диаметры в см: 30, 35, 42,
50,59, 71, 84, 100, 120, 140, 160,
180, 200, 225, 250, 275, 300, 330,
370, 410, 450, 500, 550, 600, 660, а
для капланов также 720, 800 и 900.
В табл. 1 даны рабочие параметры номен-
клатурных типов турбин, на фиг. 20 — про-
дольные разрезы их колёс для одного и того
же диаметра. При рассмотрении последних
надо иметь в виду, что рабочие лопасти френ-
= 77 и по формуле D) л = 238. Ближайшее
стандартное для генератора п — 250. Дальней-
шее уточнение к. п. д. и мощности произво-
дится по табл. 1, по формуле F) и нахожде-
нием режима на топограмме (стр. 260).
<Р100
к 129
Фиг. 20
Профили рабочих колес турбин, вошедших в нормальную
номенклатуру.
Номенклатура устанавливает также сокра-
щённые обозначения (марки) турбин в отно-
шении типов их рабочих колёс, конструкций
(расположения вала и вида рабочей камеры)
и размера (характерного диаметра колеса
в ел). Три части марки разделяются чёрточками.

Рабочие параметры номенклатурных реактивных турбин
Таблица -1
Показатель
Допустимый наибольший
напор //щах в м
Пределы диаметров Dm\a
и ^шах в см по номенкла-
туре
Приведённая оборотность
п'\
Приведённый оптимальный
расход С01 в MJieK
Оптимальный к. п. д. т\
в % при Z)=.l м °.
Приведённый предельный
расход Q,, в м3[сек * ...
Предельный к. п. д. в до-
лях оптимального ть : т^ . . .
Предельная быстроходность
"si
Допустимый коэфициент
кавитации а„г (//„< 10 —
~900 ->Я)*
Относительная высота на-
правляющего аппарата р—b:D
Относительный диаметр
выхода Д—?>а :D
Относительный диаметр
втулки 8=4 : D
Относительная глубина ко-
леса под серединой напра-
вляющего аппарата ?-=лг : D
Система турбины
Френсиса
Ф128
250
1ОО
4ю
6о
0,148
85,1
о, 17
8о
0,038
0,083
о. 573
Ф15
170
5°
45°
6i
о,297
88,7
о, 33
I2O
о,о68
о,Ю5
О.71
—
Ф13
85
3°
1ОО
59
0,307
89,8
о,4О
13°
о,о94
°,i°5
о,71
Ф60
I2O
IO0
50О
6i
0,52
89,8
O.57
0,
15°
0,092
0,2
l,o
_
—
Ф82
100
42
500
66
0,74
88,7
0,87
97 ¦
200
0,11
0,2
1,02
_
Ф100
70
84
55O
65
0,92
88,7
i,i
230
0,15
о.З
1,09
_
Ф123
45
84
660
77
1,1
89,8
i,3
300
0,22
°>35
i,o8
_
—
ФЗОО
25
3°
1О0
79
1,24
88,7
1,4
3°5
о.35
о,4
I.O9
и марка типа
Каплана
К129
3°
18о
900
135
0,98
87.5
1,6—1,2
К245
32
i8o
900
135
1,0
87,5
1,7-1,3
К90
18
180
900
146
1.3
87,5
1.9-1-4
К70
7
180
900
171
1,44
87.5
O.95
580
0,79—0,49
0,416
O.95
— 1 °.45
0,41
600
0,77-0.49
0,416
0,95
0,4
0.41
670
0,9—0,68
0,416
O.95
0.4
0,41
820
1,9—1,6
0,416
°>97
°>35
o,4i
Пропеллерная
ПрК129
25
i8o
900
133
1,0
87.5
1,4—1,1
ПрК245
22
71
9оо
133
о,9б
87.5
i,4-i,i
ПрК90
i8
180
900
140
1,33
87,5
1,5-1,3
ПрК70
7
35
9оо
166
1,40
87.5
1,8-1,5
0.97
53O
о,49-о,35
0,416
1,0
о,45
0,41
55°
°>5~°>35
0,416
1,О
о,4
о,41
59O
0,68—0,57
0,416
1,0
0,4
0,41
75°
1,7—1,6
0,416
1,0
O.35
0,41
• При двух цифрах в строке меньшая относится к использованию турбины при неполном открытии для избежания кавитации при больших напорах.

ГЛ. VII]
ОБЩАЯ ЧАСТЬ
267
В первой части буква означает систему
(Ф — Френсиса, К — Каплана, Пр — пропеллер-
ную, ПрК — пропеллерную, полученную из
каплана закреплением его лопастей); цифра
Таблица 2
в СССР числом периодов 50 в секунду воз-
можны оборотности лишь по уравнению
п?==6000:р.
A5)
Ориентировочные предельно нормальные к.
N. в кет
т н 01
'ц В 10
N. в кет
Зо
77
2000
84
>еактивных
бо
78
Зооо
85
79
бооо
86
турбин
2ОО
8о
10 ООО
87
3°°
8i
20 000
88
600
82
30 000
89
П. Д.
юоо
83
бо ооо
90
Примечание. ijo«« 1,03 -q,. У пельтонов ¦>), на
2—3% меньше.
означает номер типа, присвоенный ему разра-
ботавшей его организацией.
Во второй части буквы В и Г указывают
на вертикальное или горизонтальное располо-
жение вала; буква О — на открытую камеру,
Б—на спиральную камеру таврового сечения
(бетонную), М — на такую же камеру круглого,
сечения (металлическую), Ф — на фронталь-
ную камеру.
В третьей части цифра указывает харак-
терный диаметр колеса в сантиметрах; при
желании указать диаметр, не кратный санти-
метру, допустима десятичная дробь.
Пример. Марка ФЗОО-ГФ-84 читается так: турбина си-
стемы Френсиса с рабочим колесом Ф300, горизонтальная,
во фронтальной камере, с диаметром рабочего колеса
84 см.
Для турбин других систем нормальная номенклатура
марок не предусматривает. Таковыми могли бы быть:
П — системы Пельтона, Б — Баи.:и, Т — Томанна, Пк —
полукаплан. Марка пельтона могла бы иметь вид, напри-
мер, ПГ-50/2-30/2 и читалась бы так: турбина Пель-
тона горизонтальная, диаметр колеса 50 см, число колёс
2, диаметр сопла 30 мм, число сопел на каждом колесе 2.
Типы и размеры предусмотренных номен-
клатурой рабочих колёс см. табл. 5 (стр. 286).
Нормальная номенклатура гидротурбин
Френсиса, Каплана и пропеллерных утвер-
ждена Министерством тяжёлого машинострое-
ния и Министерством машиностроения и при-
боростроения в качестве обязательной для
их заводов.
ОБЛАСТИ ПРИМЕНЕНИЯ ТУРБИН
РАЗНЫХ ВИДОВ
При подборе видов турбин важно иметь
возможно большую их оборотность, так как
тогда возможно: 1) избежать передачи между
турбиной и обычной для неё рабочей маши-
ной — генератором и 2) использовать более
быстроходный, а следовательно, дешёвый и
занимающий мало места генератор. Трёхфаз-
ные генераторы наиболее дёшевы: при мощ-
ности примерно до 15С0 кет— при 1000—
1500 об/мин, до 30С0 кет — при 750, до
10000кет—при 600, при большей мощности —
при 500—375. У генераторов со стандартным
где число полюсов р должно быть чётным,
а по возможности кратным четырём. В соот-
ветствии с этим для турбинных агрегатов
обычны оборотности 1500, 1000, 750, 600, 500,
429, 375, 300, 250, 214, 187, 167, 150, 125, 107,
100. Меньшие оборотности применяются лишь
в крупных индивидуально заказываемых гене-
раторах; для них обязательно лишь соблюде-
ние условия A4).
Однако стремлению повышать п турбин
переходом к более быстроходным их типам
мешает кавитация. Во избежание её быстро-
ходные турбины при больших напорах при-
шлось бы сильно заглублять под нижний уро-
вень, что неудобно. По этой причине френ-
сисы не применяются обычно при //>250-f300 м
(при N>15000 кет), а пропеллеры и капланы
при Н > 25—32 м.
Другая причина неудобства быстроходных
турбин на больших напорах (именно у мелких
турбин) — их излишне большая для привода
генераторов оборотность. По этой причи-
не верхняя граница напора у френсисов сни-
жается до 150 и 50 м при N=400 и 50 кет.
При больших напорах применяются пель-
тоны.
При возможности выбора между френси-
сом и пельтоном следует иметь в виду:
1) большую плавность изменения кривой к. п. д.
у пельтона (см. фиг. 14) при максимальных его
значениях на 1—3% ниже, чем у френсиса;
2) большие технологические трудности изго-
товления и более качественные материалы,
требуемые пельтоном. Окончательный выбор
при крупных мощностях следует делать на
основе тщательного экономического сравне-
ния и применительно к условиям эксплоата-
ции.
При возможности выбора между френси-
сом и капланом вообще следует предпочитать
каплан, который: 1) мало снижает к. п. д. при
изменении как нагрузки, так и напора; 2) нор-
мально работает при 2/3 наибольшей нагрузки
и, следовательно, легко берёт её пики, а также
имеет резервный запас мощности на случай
снижения напора или аварии с другими агрега-
тами; по этим же причинам на гидростанции
устанавливается меньшее число больших капла-
нов, чем френсисов. Однако каплан стоит значи-
тельно дороже френсиса, его приходится часто
заглублять под нижний уровень (Hs<Q)h уход
за ним сложнее.
Пропеллер ставится тогда, когда каплан
признаётся слишком дорогим и сложным,
а фрснсис (при малых напорах) слишком тихо-
ходным. Со снижением к. п. д. при малых на-
грузках на мелких установках мирятся, а на
крупных гидростанциях для предотвращения
снижения к. п. д. устанавливают много м*алых
агрегатов: посредством пуска разного их числа
подгоняют нужную нагрузку под выгоднейшую
для каждого.
Вертикальный вал при прямом соединении
с генератором обычен у реактивных турбин,
если:
Явж=з ю
Л' в кет >• 4°о 1250
Р и см > 3^5 1#о
30
2500
I3O
100—350
босо
I3O

208
ГИДРОТУРБИНЫ
[РАЗД. IV
В этих случаях тяжёлых агрегатов гори-
зонтальный вал потребовал бы большей пло-
щади (при меньшей высоте) машинного зда-
ния; затруднил бы правильное распределение
больших весов на опоры и выверку вала, как
и вообще монтаж, снизил бы к. п. д. из-за
худшего качества коленчатой всасывающей
трубы против изогнутой или прямоосной.
Вертикальное расположение предпочти-
тельно и у турбин меньшей мощности при
самых малых напорах, когда большое рабочее
колесо и по надобности большой шкив на
горизонтальном валу с трудом располагаются
между верхним и нижним уровнями. Это
соображение уместно примерно при мощно-
стях до 50 кет и напорах до 4 м.
В остальных случаях предпочитается гори-
зонтальный вал. Высоконапорные горизонталь-
ные турбины средней мощности компактны и
относительно легки; это облегчает их монтаж
и не требует большой площади зала. Турбины
малой мощности при средних и малых напо-
рах требуют обычно передачи к генераторам,
что легко осуществляется ремнём между гори-
зонтальными валами.
" Что касается конструкции турбинной ка-
меры, то турбины Каплана и пропеллерные
cD^180 см помещаются в бетоннук) спираль-
ную камеру (улитку) многоугольного сечения,
так же как френсисы с D^160 см при на-
поре до 25—30 м. Френсисы при большем
напоре получают улитку круглого сечения,
а именно при напорах свыше ПО—120 м —
литую стальную, при меньших напорах или
листовую стальную приD~^ 160 см или чугун-
ную при D ^ 180 см. При малых напорах
(до - 8м) и малых мощностях (до ~ 300—500 кет)
обычны открытые камеры. При средних на-
порах F—25 м) и небольших мощностях пред-
почитаются закрытые камеры, но не спираль-
ные, а фронтальные, так как их изготовление
МКбт
/J
—I
Otnkpt
_
1
/
/
//77?>/ff
j
/
/
Kat
cnupc
бето
1
wpbi
тъные
нные
! „
1 Фрон,
лат
A
п
Спиральные
листовые
у-
—'
——
Спиральные чугуннь
ны
э
/
/
п
с
Уф"
Сп
СП
т
ie
ои | Волиз
поеранич
иний двзмоЯ
камеры обои
оседних дидп
W
чые
tan
1ГПЬ
1
и
ньи
<нь
¦" Н
8
1h-
ьн.
я
50000
гоооо
wooo
5000
то
юоо
500
200
100
50
20
ю
1.52 3 5 7 10 15 20 30 50 70 100 150 200250Ну,
Фиг. 21. Ориентировочные области применения турбин-
ных камер разных конструкций.
проще, а при умеренных напорах они, будучи
крупнее спиральных, ле Превышают их по весу.
Вообще границы применения камер не-
жестки; примерное их положение указано
на фиг. 21 и 23.
КОНСТРУКТИВНЫЕ СХЕМЫ
В зависимости от рабочего напора кон-
струкции водяных турбин делят на три основ-
ные группы: низконапорные (Н= 1,5-*-20 м),
средненапорные (// = 25ч-80 м) и высокона-
порные (//>80 Л) (фиг. 22).
В качестве низконапорных применяются
турбины Френсиса, Каплана и пропеллерные
(схемы 1—6), средненапорных — турбины Френ-
сиса (схемы 7—-8) и высоконапорных — тур-
бины Френсиса (Яшах = 350 м) и Пельтона
(схемы 8—10).
Турбины также различают:
а) по способу подвода воды (типу
камер): открытые (схемы 1—4), кожуховые
(схема 5—6), в бетонной спирали (схема 7), в
металлической спирали (схема Ь—9) и турбины
Пельтона (схема 10);
б) по расположению оси вала:
с вертикальным или горизонтальным валом;
турбины с N>3000—5000 кет строят только
с вертикальным, а турбины N<3000 кет —
как с вертикальным, ,так и с горизонтальным
расположением вала; . .; ¦¦¦
в) по числу рабочих колёс: одно-
колёсные и двухколёсные; турбины с числом
колёс более двух не строят. Увеличения числа
оборотов агрегата достигают выбором рабо-
чих колёс высокой быстроходности, сохраняя
на валу одно рабочее колесо.
На фиг. 23 дана номограмма для предвари-
тельного выбора типа камеры для турбин
большой и средней мощности в зависимости
от напора и мощности.
НИЗКОНАПОРНЫЕ ТУРБИНЫ
Конструкции низконапорных турбин разли-
чают по мощности: большие Af>5000 кет,
средние ЛГ=300—5000кет, малые N<^300Kem.
В первом случае обычно применяют верти-
кальные турбины Каплана в бетонной спирали,
непосредственно соединённые с вертикаль-
ными гидрогенераторами.
При большом числе агрегатов экономи-
чески оправдывается установка пропеллерных
турбин.
На фиг. 2\ даны продольный разрез и план
турбины Каплана диаметром 3,6 м с характе-
ристикой: Я =20 м; N=17 500 л. с; п —
= 167 об/мин; Q = 70 мЦсек. Турбина имеет
коренной подшипник с масляной смазкой.
Циркуляция смазки осуществляется враща-
ющимся вместе с валом сосудом с труб-
ками типа Пито. От попадания воды масляная

Фиг. 22 Конструктивные схемы гидротурбин.

270
ГИДРОТУРБИНЫ
[РАЗД. IV
система защищена лабиринтовым уплотнением.
Направляющие лопатки вынимаются через
специальные отверстия без снятия верхней
крышки направляющего аппарата. Лопасти
рабочего колеса можно разбирать без выемки
ротора турбины через боковой люк в камере
рабочего колеса.
Nkdm
125000
W0000
80000
60000
50000
moo
30000
25000
20000
В качестве низконапорных турбин средней
мощности, кроме турбин Каплана и пропел-
лерных, применяются вертикальные турбины
Френсиса высокой быстроходности в бетон-
ной улитке. Средний эксплоатационный к. п. д.
турбины Френсиса ниже, чем у турбины
Каплана, и выше, чем у пропеллерной.
30 J5 40 45 50 55 60 70 80 90 100
Рабочий \напор
ф-ЮО
Ф-123 -1 " "' и—'Ф-60
15000
12500
10000
8000
6000
5000
6000
1000
Ф-128 ¦
Фиг. 23. Номограмма выбора типа спиральной камеры.
На фиг. 25 дана схема установки турбины
Каплана диаметром 5,8 м, с характеристикой:
Н = 6,5 м\ N=11200 л. с; п = 62,5 об/мин.
Турбины этого типа имеют двойное регу-
лирование мощности, осуществляемое одно-
временным вращением лопастей рабочего
колеса и направляющего аппарата. Регули-
рование производится при помощи гидра-
влических сервомоторов по схеме фиг. 26. Эти
турбины устанавливаются при напорах до
30—35 м. При более высоких напорах они
кавитируют.
В целях снижения веса и габаритных раз-
меров у турбин Каплана применяют кониче-
ский направляющий аппарат. На фиг. Л дана
подобная турбина мощностью N =¦ 17 500 л. с;
Н =11,3 л*; п = 100 об/мин. Здесь же видна
конструкция опорной пяты, размещённая на
крышке турбины.
На фиг. 28 даны схемы старой (на трёх
опорах) и новой (на двух опорах) конструк-
тивных форм гидроагрегатов с коническим
направляющим аппаратом.
Для водосливных гидроэлектрических стан-
ций применяют или турбины с горизонтальной
осью (фиг. 29) или специальные агрегаты
с прямоточными турбинами (фиг. 30). Подоб-
ные гидроагрегаты делают с горизонтальной
или наклонной осью. Турбина и генератор
объединены здесь в единый агрегат, причём
ротор генератора посажен непосредственно
на рабочие лопасти ротора турбины и изоли-
рован от воды специальными уплотнениями.
При особо низких напорах B—5 м) тур-
бины средней мощности вследствие малого
числа оборотов соединяют с генераторами
через зубчатую передачу (фиг. 31).
На фиг. 32 даны продольный разрез тур-
бины Френсиса марки Ф130-ВБ-185 диаметром
1,85 м с характеристикой: N =1300 л. с;
Н = 9 м; л = 150 об/мин. Турбина имеет
бетонную спираль, составной чугунный статор
и внешнее регулирование. Коренной подшип-
ник — с вкладышами из древпластиков. Вал
в месте расположения подшипника покрыт
одеждой из нержавеющей стали. Рабочее
колесо высокой быстроходности (ns ~ 350)
выполнено сварным. Подобные турбины при-
меняют для напоров 10—30 м.
При напорах #< 10 м установка турбин
Френсиса невыгодна из-за малого числа обо-
ротов и необходимости применять тихоходные
генераторы. В этом случае обычно переходят
на турбины Каплана, пропеллерные или тур-
бины с поворотными от руки лопастями. На
фиг. 33 изображена подобная турбина марки
ПрК70-ВО-250 диаметром 2,5 м с характери-
стикой: N=800 л. с; 11=3 м\ п— 130 об/мин.
Вал рабочего колеса такой турбины пустоте-
лый и через него пропущена штанга к меха-
низму поворота лопастей. Автоматизм упра-
вления лопастями здесь отсутствует, что делает
их менее экономичными по сравнению с тур-
бинами Каплана. Направляющий аппарат для
облегчения конструкции сделан без статора,
с внутренним регулированием, что возможно

Tom 12, гл. VII.
Фиг. 24. Разрез и план турбины Каплана.

l::'.-.-:o: fi-.j.vo-- :<>--.q-

ГЛ. VII]
КОНСТРУКТИВНЫЕ СХЕМЫ
271
только у турбин средней мощности при на-
порах до 5 м. Перед обычными пропеллерные
турбины с поворотными от руки лопастями
имеют преимущество при сильных колебаниях
расхода и напора.
В качестве низконапорных турбин малой
мощности применяют турбины Френсиса: для
напоров 1,5—6 м — открытые с вертикальным
(фиг. 34 и 35) и горизонтальным (фиг. 36)
валом и для напоров 6—15 м — кожуховые —
фронтальные (фиг. 37). Характеристика по-
добных турбин — см. табл. 3.
Горизонтальные открытые
турбины Френсиса рекомен-
дуется устанавливать на напо-
рах не меньше 3 м. При на-
порах 15—25 м применяют уси-
ленные конструкции фронталь-
Схема регулирования турбинье
Калланз.
Фиг- 25. Схема установки турбины Каплаиа.

272
ГИДРОТУРБИНЫ
[РАЗД. IV
Фиг. 27. Турбина Каплана с коническим направляющий аппаратом
Конструкция на трех Дбухопорная конструкция Двухопорная конструкция
"опорах с подвесным генератором с зонтичным генератором
Фиг. 28. Схемы вертикальных агрегатоа на трёх и двух опора*.
'A? апппратпм
, Ш-
Фиг. 29. Схема установки горизонтальной турбины
на водосливной гидроэлектрической станции.
Фиг. 30. Схема прямоточ-
ной турбинй.

ГЛ. VII]
КОНСТРУКТИВНЫЕ СХЕМЫ
273
пых турбин. Мощность на горизонтальный ге-
нератор передаётся у вертикальных открытых
;турбин через зубчатый конический редуктор
или (при N<200 кет) клиноремённую тексроп-
Таблица 3
Технические характеристики быстроходиых (л ¦= 300)
турбин Френсиса
Фиг. 31. Вертикальная турбина с цилиндрическим
зубчатым редуктором.
ную передачу (фиг. 38), у горизонтальных
турбин — с помощью плоскоремённой или
тексропной передачи.
На низких напорах (Н= 1,5—5,5 м) также
применяют быстроходные (ns — 750) пропел-
лерные турбины, которые просты в изготовле-
нии и работают при большем, нежели у тур-
бин Френсиса, числе оборотов, что часто
допускает прямое соединение их с генерато-
ром. Экономичность этих турбин ниже, чем
у турбин Френсиса, вследствие более крутой
рабочей характеристики.
Рабочее колесо пропеллерной турбины
марки ПрК70-ВО-60 (фиг. 39) снабжено тормо-
зом, автоматически ограничивающим разгон-
ное число оборотов турбины. Тормоз вступает
в действие при 50% увеличении числа обо-
ротов турбины, не допуская увеличения их
больше 80—90% от нормального.
Обычные же быстроходные пропеллерные
турбины увеличивают при сбросе нагрузки и
бездействии регулятора своё число оборотов
в 2,5 и даже 3 раза от нормального.
Характеристики нормального ряда верти-
кальных пропеллерных турбин (ПрК70-ВО)
даны в табл. 4.
18 Том 12
Турбины
Вертикаль-
ные открытые
Горизонталь-
ные открытые-
Горизонталь-
ные кожуховые
фронтальные
а?
Напор И в
i
2,0
3'°
4,о
5.о
б.о
I
3
4
5
б
i
6
8
ю
12
15
Марка
ФЭОО-ВО-60
С
№
5,86
1б,5
3°>4
47
65,5
86, о
5.45
з8
44
6i
8о
i,8i
*>-5
41
57
75
94-5
1Об
8
Ч;
и
О
51°
720
88о
1О2Э
114°
I25O
48о
830
9бо
1070
1170
163
398
цбо
515
5б5
бдо
бз°
п в об/мин
13' -5
185
227
2бЗ
293
322
131
22б
2б2
292
32О
2l6
527
бЮ
682
746
806
835
Марка
ФЗОО-ВО-84
ч*
се
II. I
31.°
57
88
124
i63
ю,з
54-°
83

•52
3-25
47-6
73.5
IO2.5
134-5
17О
188
1
а
О
955
135°
1650
191°
213°
2.34°
goo
156О
I8OD
2000
2200
29Э
710
82J
916
IOOO
1085
112Э
и в об/мин
96,5
13б
1б7
193
2'5
236
96
1б5
191
214
285
1бя
395
455
51°
559
6^4
б25
СРЕДНЕНАПОРНЫЕ ТУРБИНЫ
При напорах 35—80 м устанавливают тур-
бины Френсиса с вертикальным валом, клё-
паной или сварной металлической улиткой.
При напорах 25-—35 м устанавливаются также
высоконапорные турбины Каплана усиленной
конструкции.
На фиг. 40а и 406 дана конструкция вер-
тикальной средненапорной турбины Френсиса
марки Ф123-ВМ-545 с характеристикой:
Н = 36,3 м N—100 000 л. с; п = 83,8 об/мин.
Спираль турбины — сварная металлическая;
статор отлит из углеродистой стали. Напра-
вляющий аппарат, коренной подшипник, саль-
ник аналогичны низконапорным турбинам.
Все крупные турбины снабжаются специ-
альными устройствами для впуска воздуха
во внутреннюю полость турбины. Впуск
атмосферного воздуха во всасывающую
трубу осуществляется клапаном, автомати-
чески открывающимся от регулирующего
кольца при быстром закрытии направляющего

Технические данные вертикальных пропеллерных турбин
Таблица 4
N3
н
в
м
1,5
2.0
2,5
3,5
4,о
4.5
5,°
Турбина ПрК70-ВО-35
Т
кат
а
1,9
3,4
5,3
7,4
9,7
12,3
15,о
17,9
21,0
=+ю°
X
га
О
240
2ОО
34о
375
4Ю
445
48э
До,5
53O
об/ми
с:
43°
525
бю
68о
745
Вод
86о
9Ю
960
кет
га
1,6
3»°
4.7
6,Д
8,6
ю,9
13-2
15,8
18,5
X
¦1
в
СУ
2O5
255
2ОЛ
325
355
385
4ю
435
460
X
об/мн
са
с
445
545
630
7ОД
770
8Q0
945
995
ср=О°
кет
а
^
1,5
а, 7
4.3
5.9
7,«
9,8
12,0
14-4
16,8
язз /v
05
СУ
225
2бо
290
315
34O
37O
39°
4»
X
об/ми
са
е
480
59о
68о
760
83°
90О
960
1020
IO7O
<р= -5°
В
со
га
й:
1,2
2,3
З'б
5,о
6,to
8.3
10,2
12,2
14.3
X
Ч
со
СУ
155
190
22Э
25О
275
295
31°
335
35°
s
об/ми
ю
К
515
630
730
815
890
965
1030
logo
1150
Турбина ПрК70-ВО-46
В
X
са
з.з
6.о
9-3
13'°
i7.i
21,5
2б,2
3L3
36.7
X
to
га
О
4Ю
5O5
580
650
7Ю
765
820
870
915
об/ми
га
С
335
4<х>
460
515
56Д
бю
65O
690
725
швя
со
2,9
5.3
8,1
и,4
15-0
18,9
23.1
27,6
32,3
= + 5°
~i
са
СУ
355
435
доо
Дбо
615
665
JIO
755
795
X
об/ми
га
К
34O
415
480
54O
59о
635
68э
кет
ю
2,6
4,8
7.4
1°,4
13.7
17,2
21,0
72025,1
760
29.4
<р-0
л!сек
а
О
315
385
445
5°°
550
590
630
670
°5
X
об/ми
в
с
Збэ
44о
51°
57O
625
675
72О
765
8о5
ср= -5°
кет
са
2,2
4,1
6,3
8,8
и,6
14.6
17,9
21,3
24,9
ж
X
га
О
270
33°
385
43O
47°
5°5
54о
575
бод
об/ми
ш
SJ
390
4*0
550
615
675
73°
780
835
870
Турбина ПрК70-ВО-60
<Р
кет
со
5,6
ю,3
15.8
22,1
29,0
36,6
44,6
53.3
62,5
-+10°
I
и
СУ
700
8.55
99 э
1Ю5
I2IO
1310
1400
148Э
156О
X
об/ми
ш
с
здо
3°5
355
395
435
47°
доо
53°
доо
Б
X
со
4-9
9,о
.9
19.4
2Д.5
32,2
39,2
46,9
54-9
X
т
О
бод
74о
855
955
i°45
из°
1210
12&Э
¦35O
X
об/ми
п
2б0
320
37°
4Ю
45°
49Э
Дао
55°
<р=0°
швя
ш
4,4
8,а
12,7
17.7
23.3
29.4
35,8
42,7
5°.о
5>
m
СУ
53,5
670
760
850
93°
1ООД
Ю7о
1140
I2OO
X
об/ми
со
с
280
345
395
cf=—5°
Б
m
38
6,9
ю,7
445 15- °
485 I9-7
525 24,8
дбо
595
623
Зо,4
36,2
42,4
л Ice к
П
О1
460 •
565
650
73°
8оо
86э
920
975
юзо
об/ми
са
с
Зоо
370
435
475
52О
боо
635
670
Продолжение табл. 4
И
в
ж
1,5
2,0
2,5
З.о
3-5
4,о
4,5
Турбина ПрК70-ВО-80
ср= + 10°
Л' в кет
19,5
4^5
54,5
84!о
1ОО,О
117,0
X
о
О
1.3
1,6
1,8
2,05
2,25
2,45
2,6
а, 75
2,0
п в об/мин
I0O
23O
27О
Зоо
325
375
4оо
42O
(р=-15о
N в кет
93
i8,o
28,0
39,0
5LO
64,5
78,5
93-5
109,0
X
tu
Б
СО
о
1^45
2,1
2,25
2,4
2,55
2,б5
1
2ОО
240
28о
31 о
34O
37O
395
42O
ср=О°
со
1б,О
24,5
34,5
45-5
57,5
8з!о
97,о
ч,
га
СУ
1,35
1,45
i,65
3,15
2,25
л в об/мин
2IO
2бО
ЗОО
335
37°
395
4=5
45O
475
ср=— 5°
N в кет
7,55
14,о
21,5
29,5
39 >о
49>о
6о,о
84,0
га
СУ
о,9
1,25
1,4
i>55
1,65
1,75
1,85
1,95
л в об/мин
225
275
32O
Збо
39O
42O
45°
Турбина ПрК70-ВО-100
9=-Ь10°
Л/ в кет
3°»5
47 .о
65.5
86,о
185,0
X
со
О
2,0
2,5
2,9
3,2
3,5
3,8
4-O5
4,3
4,55
п в об/мин
185
215
240
2б5
285
325
34°
N в кет
15.5
28,5
Ю2,О
124,0
148,0
173-O
I
о
СУ
2,65
2,95
3,25
3>5
3,75
3-95
4,15
п в об/мин
збо
195
275
295
315
335
355
tp=O°
N в кет
13-5
25.0
38.о
53.5
7°.5
го8,о
130,0
151»0
X
га
О
1,6
!»95
2,2^
2,55
3-4
3.55
'й
>о
о
са
210
240
270
295
32O
34O
Збо
<р 5°
швя а дг
12,О
21,5
33,о
6l,O
77.0
94,5
II2.O
1
СО
СУ
1,4
1.7
1,95
2, SO
2,4
2,6
a,8
2,95
п в об/мин
i8o
225
290
315
340
365
385
405
Турбина ПрК70-ВО-120
?=+10°
N в кет
23.5
44.о
94,о
124,О
Г57.О
228,0
267,0
со
СУ
2,9
3,6
4,15
4,6
5*5
5,85
0,2
6,5
л в об мин
13°
'55
i8o
200
220
240
255
270
285
<р=+5°
N в кет
22,5
4O.5
63,о
88.о
1Г* О
146,0
178,0
212,О
24Q.O
X
<и
о
СУ
2,7
3.25
3.8
4,65
5,о
5.3=S
5,65
5.97
п в об/мин
1бо
i85
2:о
23O
250
2б5
28о
295
<р=0°
1
X
са
19.5
36,5
56 о
78,0
Ю2,О
130,0
I58.O
l89,O
221,0
СО
СУ
2,3
2,85
3,3
3,7
4.O5
4,3=
4,65
4.9
5.15
я в об/мин
I4O
175
2ОО
225
245
26,5
23.5
315
W в кет
17,о
31,5
48,5
68,о
8о,5
ИЗ,о
138.0
164,0
193.о
X
8
п
СУ
2,0
2,45
2.85
3.2
3>5
3,8
4,3
4,5
л в об/мин
15°
215
240
2б5
285
3°5
325
34°

ГЛ. VIT]
КОНСТРУКТИВНЫЕ СХЕМЫ
275
Фиг. 32. Разрез турбины Френсиса.

276
гидротурбины
[РАЗД. IV
tivd сверху но Qua щроины
Фиг. 33. Разрез пропеллерной турбины с ручным поворотом лопастей.

ГЛ. VH]
КОНСТРУКТИВНЫЕ СХЕМЫ
277
Фиг. 34. Разрез типовой вертикальной открытой турбины малой мощности Ф300-ВО-60
(в литом исполнении).

278
ГИДРОТУРБИНЫ
[РАЗД. IV
Приварить в дву*
диаметрально про-
тивоположных
точках ,
Фиг. 35. Разрез типовой вертикальной открытой турбины малой мощности Ф20-ВО-59 (в сварном исполнении).

ГЛ. VII]
КОНСТРУКТИВНЫЕ СХЕМЫ
279
Фиг. 36. Разрез типовой горизонтальной открытой турбины малой мощности ФЗОО-ГО-84
Фиг. 37. Разрез типовой фронтальной турбины малой мощности ФЗОО-ГФ-36.

280
ГИДРОТУРБИНЫ
[РАЗД IV
Фиг. 38. Установка вертикальной турбины с тексропной
передачей на вертикальный генератор.
аппарата. Этот воздух является буфером,
смягчающим возможность появления сильных
гидравлических ударов вследствие разрыва
сплошности потока во всасывающей трубе
при мгновенных сбросах нагрузки. Быстро
открывающийся клапан, впустив необходимое
количество воздуха, автоматически закры-
вается. Пускают также воздух во внутреннюю
полость турбины для уменьшения возникаю-
щих в турбине явлений кавитации при частич-
ных открытиях направляющего аппарата. При
переводе гидроагрегатов в режим синхронных
компенсаторов приходится иногда пускать в
турбину сжатый воздух для отжима нижнего
бьефа, если уровень нижнего бьефа стоит
выше рабочего колеса.
На крышке турбины (фиг. 40) изображен
специальный дефлектор, уменьшающий осевую
силу, действующую на пяту турбины.
На средненапорных гидростанциях мощ-
ностью N до 30С0 кет устанавливают также
горизонтальные спиральные турбины Френ-
сиса, а при напорах 1о—30 м—усиленные
конструкции кожуховых фронтальных турбин.
На фиг. 41 дана конструкция горизонтальной
средненапорной турбины Френсиса марки
Ф13-ГМ-45 с характеристикой: Н = 60 м;
N = 390 л. с; Q = 570 л/сек; п = 1000 об/мин.
Спираль турбины литая, чугунная, усиленная
стальными анкерами, воспринимающими рас-
тягивающие усилия от давления воды. В под-
шипнике, ближайшем к спирали турбины,
расположена сегментная пята для восприятии
осевых усилий.
--¦¦¦" I
Фиг. 39. Вертикальная нормальная пропеллерная турбина малой мощности ПрК70-ВО-60.

^
/ктц
*ющему подшипнику от |
'-додо родода технических
т .Термометр
сопротивления
Том 12, гл. VH.
Фиг. 40а. Разрез средненапорной турбины Френсиса Ф123-ВМ. 545.

Фиг. 406. План средненапорной турбины Френсиса Ф123-ВМ-545.

ГЛ. VIП
КОНСТРУКТИВНЫЕ СХЕМЫ
281
ВЫСОКОНАПОРНЫЕ ТУРБИНЫ
При напорах 80—350 м устанавливают
вертикальные турбины Френсиса, отличаю-
щиеся от средненапорных типом рабочего ко-
леса. Во избежание кавитации колесо берётся
более тихоходным (ns= 120—60). Спираль
высоконапорных турбин выполняется в виде
стальной отливки, состоящей из
двух или четырёх кусков, соеди-
нённых болтами.
На фиг. 42 дан разрез верти-
кальной турбины Френсиса марки
Ф15-ГМ-160, которая при напоре
Н =169 м развивает мощность
Л' = 13 000 л. с. при п= 500 об/мин.
Особенностью этой конструкции
является возможность разборки
всасывающей трубы и выемки
вниз через специальную шахту
рабочего колеса для его ремонта
и смены уплотнений. При этом
Турбины Пельтона устанавливают
при напорах Н > 200 м. На гидростанциях:
средней и малой мощности их применяют и<
при напорах 70—100 м. В зависимости от рас-
хода, напора и требуемого числа оборотов*
турбины Пельтона выполняют быстроход-
ностью п5 = 8ч-30 (считая на одну струю).
Эти турбины строят в горизонтальном или
вертикальном исполнении, с
одним или двумя колёсами,
с действием на них одной, двух,
трёх и в пределе четырёх,
струй. На фиг. 44 дана одно-
струйная горизонтальная тур-
бина Пельтона с характери-
стикой: tf = 720— 780 м; N =
=15 750 л. с; Q == 1,95 м*/сек;
п =750 об/мин; пл = 25. Ковши
отлиты заодно с диском колеса
из стали. У турбин мень-
шей быстроходности ковши
часто отливаются отдельно
Фиг. 41. Разрез горизонтальной спиральной турбины малой мощности Ф13-ГМ-45.
верхняя крышка турбины, коренной подшип-
ник и ротор генератора не разбираются, что
значительно сокращает сроки простоев при
осмотрах и ремонтах.
На фиг, 43 дана горизонтальная высоко-
напорная турбина Френсиса с характеристи-
кой: Я = 350 м; N = 67 500 л. с; Q —
= 16,5 лФ/сек и «=500 об/мин. Рабочее ко-
лесо посажено на вал консольно, что улуч-
шает гидравлические свойства и увеличивает
высоту всасывания. Характерной деталью тур-
бин этого типа является регулятор давления
(холостой спуск), устанавливаемый на спираль-
ном корпусе турбины и работающий автома-
тически при закрытии направляющего аппа-
рата. Регулятор давления приводится в дей-
ствие водой из напорного водовода турбины.
Существуют конструкции холостых спусков,
действующих от специальных гидравлических
сервомоторов (см. фиг. 88 и 89).
и сажаются на диск вала на болтах »
клиньях.
Регулирование мощности турбин Пельтона
двойное, состоящее из дефлектора и иглы
сопла, приводимых в движение от регуля-
тора скорости. Двойное регулирование предо-
храняет работающую турбину от гидравли-
ческих ударов в напорном трубопроводе при
сбросах нагрузки.
На фиг. 45 даны схемы действия дефлек-
торов. Для торможения агрггатов с турбинами
Пельтона применяют специальные малые
сопла, струя от которых направляется в тыль-
ную часть ковшей.
На фиг. 46 дана турбина Пельтона с вер-
тикальным валом и четырьмя соплами с харак-
теристикой; /7 = 204 м; //==18 500 л. с;
Q=8,2 J&jceK; n = 250 об/мин; ял = 21,5.
Применение нескольких струй гидравли-
чески уравновешивает ротор турбины и по-

282
ГИДРОТУРБИНЫ
[РАЗД. IV
Фиг. 42. Разрез вертикальной высоконапорной турбины Френсиса Ф15-ГМ-160.

ГЛ. VII]
КОНСТРУКТИВНЫЕ СХЕМЫ
283
"Г
'- Трубопровод для
впуска воздуха во
всасывающую трубу
О о
г 6
о г
о С
•о О
'о.
Фиг. 43. Разрез горизонтальной высоконапорной турбины Френсиса.

284
ГИДРОТУРБИНЫ
[РАЗД. IV
Фиг. 44. Горизонтальная однострунная турбина
Пельтона.
Фиг. 45. Схемы действия дефлектороь
турбины Пельтона.

ГЛ. VII]
КОНСТРУКТИВНЫЕ СХЕМЫ
285
Фи?. 46. Вертикальная турбина Пельтона с четырьмя соплами.

286
ГИДРОТУРБИНЫ
[РАЗД. IV
Таблица 5
"то
и
КОЛ(
его
абоч
¦и С
1»
30
35
42
46
5°
59
71
8о
84
юо
I2O
14°
1бо
(l8o)
аоо
B25)
B75)
Зоо
C3°)
37°
D5°)
боо
(ббо)
G2O)
8оо
poo
Типы и
размеры рабочих
колес и конструктивные выполнения
Система турбины
Пропеллерная (Пр)
ПрК
70
750
ПрК
! 90
620
ПрК24?
550
ПрК
129
530
Каплан (К)
К70
820
К90
670
Френсис (Ф)
Тип рабочего колеса
К245
600
К129
ФЗОО
Быстроходность п
580
320
| Ф123
300
Ф100
230
Ф82
200
Ф60
150
Ф13 ИЛ*
Ф15
130; 12С
1 Ф128
) 80
Конструктивное выполнение
ВО
-
ВО
во
-
во
во
во
(ВО)
во
(ВБ)
ВБ
(ВБ)
ВБ
(ВБ)
ВБ
(ВБ)
ВБ
(ВБ)
(ВБ)
ВБ
(ВБ)
(ВБ)
ВБ
-
-
-
-
-
-
(ВБ)
ВБ
(ВБ)
ВБ
(ВБ)
ВБ
(В Б)
ВБ
(ВБ)
(ВБ)
ВБ
(ВБ)
(ВБУ;
ВБ
ВБ
-
-
-
-
ВО
во
ВО; ВБ
ВО; ВБ
ВО; ВБ
ВО; ВБ
(ВБ)
ВБ
(ВБ)
FB
(ВБ)
ВБ
(ВБ)
ВБ
(ВБ)
(ВБ)
ВБ
(ВБ)
(вб;
ВБ
ВБ
-
-
-
-
-
(ВБ)
ВБ
(ВБ)
ВБ
(ВБ)
ЗБ
(ВБ)
ВБ
(ВБ)
(ВБ)
ВБ
(ВБ)
ВБ
(ВБ)
ВБ
-
-
-
—
-
(в!)
ВБ
(ВБ)
ВБ
(ВБ)
ВБ
(ВБ)
ВБ
(ВБ)
(ВБ)
ВБ
1ВвБв»
(ВБ)
(ВБ)
ВБ
ВБ
_
-
-
-
-
-
-
(ВБ)
ВБ
(ВБ)
ВБ
(ВБ)
ВБ
(ВБ)
ВБ
(ВБ)
(ВБ)
ВБ
(ВБ)
ВБ
(ВБ)
(ВБ)
ВБ
ВБ
-
—
-
-
-
-
(ВБ)
ВБ
(ВБ)
ВБ
(ВБ)
ВБ
(ВБ)
ВБ
(ВБ)
(ВБ)
ВБ
(ВБ)
ВБ
(ВБ)
ВБ
-
-
-
-
-
(ВБ)
ВБ
(ВБ)
ВБ
(ВБ)
ВБ
(ВБ)
ВБ
(ВБ)
(ВБ)
ВБ
(ВБ)
ВБ
(ВБ)
ВБ
(ГФ)
(ГО); ГФ
ВО; ГО; ГФ
ВО; ГО; ГФ
ВО; ГО;ГФ
ВО; ГО; ГФ
ВО; ГО; ГФ
ГФ
—
-
—
-
-
-
-
—
-
-
-
-
-
-
ВМ
вм
вм
вм
ВБ; ВМ
(ВБ);
(ВМ)
ВБ; ВМ
(ВБ);
(ВМ)
ВБ; ВМ
(ВБ);
(ВМ)
ВБ; ВМ
(ВБ);
(ВМ)
ВМ
(ВБ);
(ВМ)
ВБ); (ВМ)
ВБ; ВМ
(ВБ);
(ВМ)
(ВБ);
(ВМ)
-
-
-
-
-
-
ВМ
вм
вм
(ВМ)
вм
(ВМ)
вм
(ВМ)
вм
(ВМ)
вм
(ВМ)
(ВМ)
вм
(ВМ)
(ВМ)
вм
-
-
-
ГМ
I'M
(ГМ)
ГМ
(ГМ)
ГМ; ВМ
ВМ
(ВМ)
вм
(ВМ)
вм
(ВМ)
вм
(ВМ)
вм
(ВМ)
(ВМ)
вм
(ВМ)
(ВМ)
-
-
-
-
-
-
-
-
вм
вм
(ВМ)
вм
(ВМ)
вм
(ВМ)
вм
(ВМ)
вм
(ВМ)
(ВМ)
вм
(ВМ)
(ВМ)
-
-
ГМ
(ГМ)
ГМ
ГМ
(ГМ)
ГМ
(ГМ)
ГМ; ВМ
вм
(ВМ)
вм
(ВМ)
вм
(ВМ)
вм
(ВМ)
вм
(ВМ)
(ВМ)
вм
(ВМ)
—
-
-
-
-
-
_
-
-
вм
вм
(ВМ)
вм
(ВМ)
вм
(ВМ)
вм
(ВМ)
вм
(ВМ)
(ВМ)
вм
-
-
-
-
Примечание. Рабочие параметры номенклатурных турбин см. табл. 1.
зволяет обойтись двумя подшипниками для Перечень систем, типов, размеров и кон-
турбины и генератора. Кольцевой напорный струкции реактивных турбин, представляющий
трубопровод, обеспечивая плавный поворот собой так называемую нормальную номен-
потока к соплам, является одновременно клатуру Министерства тяжёлого машино-
фундаментным опорным кольцом генера- строения и Министерства машиностроения и
тора. приборостроения, дан в табл. 5.

ГЛ. VII] ГИДРАВЛИЧЕСКИЙ РАСЧЁТ РАБОЧЕГО КОЛЕСА И НАПРАВЛЯЮЩЕГО АППАРАТА 287
ГИДРАВЛИЧЕСКИЙ РАСЧЁТ РАБОЧЕГО КОЛЕСА И НАПРАВЛЯЮЩЕГО
АППАРАТА
ТУРБИНЫ ФРЕНСИСА
Выбор основных размеров рабочего
колеса и числа оборотов. Исходные расчёт-
ные данные: средний годовой напор Н,
максимальный расход Qmax и высота всасы-
вания Hs, определяемая из строительных
соображений. По напору и высоте всасывания
находят кавитационный коэфициент
Н
где Hg — барометрическое давление данной
местности. По кавитационному коэфициенту о
и графику фиг. 47 определяют допустимый
расход q[, а по QJ — диаметр турбины D
о,/:.
Q,
и округляют его до ближайшего большего
стандартного размера.
„ * E6-*-60I/Я _
Число оборотов я=- =р-^ .где/^—
диаметр по входной кромке на линии тока,
делящей расход пополам. Связь D\ с D дана
на фиг. 47 в зависимости от О.\расч> который
принимают равным 0,75 Qimax Если турбина
работает на генератор, число оборотов округ-
ляют до ближайшего синхронного числа обо-
ротов. :
12 Q!
Фиг. 47. Характеристические коэфициенты рабочих колёс
турбины Френсиса.
Высоту направляющего аппарата Ь$ и вы-
ходной диаметр ?>2 определяют в зависимости
от Q[pac4 по графикам фиг. 47.
Методика расчёта рабочего колеса.
Построение потенциального по-
тока: по размерам полости рабочего колеса
D, bo, Dv D2 выбирают очертания втулки и
обода. Для тихоходных колёс применяют кри-
волинейные, а для быстроходных колёс —
прямолинейные очертания. Форму линий тока
и распределение скоростей потенциального
течения в полости рабочего колеса находят
построением потенциального потока (фиг. 48):
Фиг, 48. Построение потенциального потока.
а) наносят на-глаз линии тока, делящие расход
на л равных частей; б) в 6—8 местах про-
водят линии, ортогональные к линиям тока,
по две в каждом месте, на близком расстоя-
нии друг от друга; в) вдоль дуги t каждой
ортогональной линии строят кривые г/Дз и
интегральную от неё; г) поделив последнюю
ординату интеграчьной кривой на л равных
частей, определяют на оси t и ортогональных
линиях новые точки, соответствующие равным
расходам; д) проводят новые линии тока между
старыми и новыми точками деления и повто-
ряют расчёт до тех пор, пока линии тока не
перестанут перемещаться. Затем определяют
в ряде точек скорости
„ _ Q
и наносят линии
const.
Построение лопасти: метод расчёта
допускает предположение большого числа
лопастей. Каждая из них может быть пред-
ставлена вихревой поверхностью. При боль-
шом числе лопастей для построения потока
вместо ряда отдельных вихревых поверх-
ностей рассматривают непрерывное их рас-
пределение но всему объёму, занимаемому
рабочими лопастями. Определяют форму по-
верхности тока вихревого течения и прини-
мают её за форму лопасти.
Наиболег простое решение даёт случай
отсутствия кольцевых вихрей: вихревые
линии располагаются в радиальных плоско-
стях, а меридианные составляющие скоро-
стей vm аналогичны случаю потенциальнога
потока.
Лопасть представляет вихревую поверх-
ность и её радиальными сечениями являются
вихревые линии. Вдоль этих линий цирку-

288
ГИДРОТУРБИНЫ
[РАЗД. IV
ляция постоянна и, следовательно, линии
vur— const являются радиальными сечениями
поверхности. Для определения формы лопасти
задают очертание выходной кромки и закон
изменения vur вдоль одной из линий тока.
Построение лопасти ведут по уравнению
линии тока
ds dQ
Порядок расчёта. 1. В выбранных
габаритах рабочего колеса строят потен-
циальный поток.
2. Строят графики r2vm — f\ (s) и r*<o =
— Л E)« где 5 — развёрнутая дуга линии тока
(фиг. 49).
3. Выбирают входную и выходную кромки;
последнюю делают возможно ниже, чтобы
Фиг. 49. График к построению линии тока.
увеличить площадь аа — дд (фиг. 50), так как
это улучшает кавитационные свойства рабо-
чего колеса. Положение входной кромки опре-
деляют по диаметру Dj и задают по одной
линии тока (обычно на ободе). На остальных
линиях оно автоматически определяется в
зависимости от формы выходной кромки.
Если на входе vu — и, то входная кромка
должна быть параллельна оси турбины.
4. На графике r2co=/2(s) задают линию
var =/з (Si) на одной из линий тока (обычно
на ободе). При выборе кривой vur = fz{s{)
руководствуются следующими соображениями.
На входной кромке vur^=f]gHj(nt на выходной
кромке i/Hr = 0; угол в между входной и вы-
ходной кромками, определяемый по формуле
и.
Г-со —
ds,
примерно равен
i\pac4 ' '
од—о,2 о,а—о,з| 0,3—0,;
4°° | 35°
3°
Форма кривой vur = /3 (s) должна быть про-
стой и плавной.
5. Строят линию тока / в плане по фор-
муле
величины r-ш — vur и r2vm берут с графиков
фиг. 49 в точках, соответствующих серединам
отрезков As. Всю линию тока от а до д раз-
бивают на 8—10 равных отрезков As.
6. На остальных линиях тока определяют
отрезки As, в концах которых значение vur
такое же, что и в концах соответствующих
отрезков линии /. На графике фиг. 49 извест-
но положение точки а на линии тока 3 (так
как форма выходной кромки задана). В точке б
на линии тока 3 значение var должно быть
то же, что и в точке б на линии тока 1.
Путём подбора на горизонтали б — б находят
положение точки б3, при котором
AsB (r2<o — var\ _ Ast (г2<р — var\
т. е. заштрихованные площади будут отно-
ситься как соответствующие значения /"'%„:
Таким образом строится вся кривая vur =
/()
s-0
гЛ?Н
и ш " if
Фиг. 50. Профилирование лопасти.
7. После того как на всех линиях тока
проведён расчёт кривых vur ~ f.A (s), строят
кривые vur= const, соединяющие концы полу-
ченных отрезков (фиг. 50); они являются ради-
альными сечениями поверхности лопасти.
8. Строят горизонтальные сечения ло-
пасти (/, // и т. д.).

ГЛ. VII] ГИДРАВЛИЧЕСКИЙ РАСЧЁТ РАБОЧЕГО КОЛЕСА И НАПРАВЛЯЮЩЕГО АППАРАТА
289
9. Лопасти придают толщину, необходимую
по прочности. Вогнутая поверхность должна
соответствовать расчётной. При такой профи-
лировке средняя кривизна лопасти увеличи-
вается, что несколько компенсирует неучтен-
ное влияние конечного числа лопастей. Сле-
дует также обращать внимание на то, чтобы
выходное сечение между лопастями не слиш-
ком сужалось. На фиг. 50 дан пример расчёта
при ои1 — щ. Для быстроходных типов турбин
принимают vul < щ.
Ориентировочные числа лопаток напра-
вляющего аппарата и колеса в зависимости
от типа и размеров последнего даны в
табл. 6.
Таблица 6
Ориентировочные числа лопаток колеса и напра-
вляющего аппарата
?> 1
в м
0,2—О,б
о,7—1,о
1,2—1,8
2,0—3>^
Число
рабочего колеса при
-70°
14—16
18—20
21—24
26—32
Р.
-90°
13
15
18
24
-120°
ю
12
14
17
лопаток
направляющего
рата при
too
-18
JO
15
20
24
<30°
12
16
24
28
аппа-
> 30°
i6
20
26
За
Вариации рабочего колеса. Вариации
рабочего колеса дают несколько изменённые
характеристики.
Подрезка входных кромок перемещает
центр характеристики (точку т]шах) по прямой,
идущей из точки Qj — 0, пх = 0 в сторону
увеличения Qj и nv
Подрезка выходных кромок смещает центр
характеристики на большие Qv а п[ остаётся
неизменным. Подрезки несколько снижают
к. п. д.
Веерообразный разворот лопасти пред-
ставляет перестройку плана лопасти путём
пропорционального увеличения или уменьше-
ния углов 0 между радиальными сечениями.
Расход при этом меняется обратно пропор-
ционально углу в между кромками в плане.
Иногда изменение расхода таким путём на
30—40% даёт лучший результат, чем при
подрезках, и не приводит к снижению к. п. д.
Проектирование направляющего аппа-
рата. Проектирование направляющего аппа-
рата играет особенно большую роль при вы-
соких напорах.
Число направляющих лопаток z0 выбирают
удобным для деления окружности на равные
части, например 12, 16, 24.
Длину лопаток /0 выбирают с учё-
том надёжного закрытия лопастей:
/0 « A,1-Ь 1.2) 2тгг0/20.
Кривизна лопаток. Направляющий
аппарат изменяет угол наклона струй от Ро
до 8l5 где
»*)¦
Q — расход, равный 3Д Qmax. A — константа
спирали при расходе, равном Q.
Кривизну средней линии лопатки выби-
рают так, чтобы ей соответствовал централь-
ный угол
Если угол tp получают отрицательным, то
выпуклость будет направлена в сторону оси
турбины.
Профиль лопасти выбирают так,
чтобы угол между касательными на острие
лопатки был меньше 2т:/г0. В противном слу-
чае между лопатками образуется расширя-
ющийся диффузорный канал, могущий вы-
звать увеличение потерь.
ПРОПЕЛЛЕРНЫЕ ТУРБИНЫ
Выбор основных размеров рабочего ко-
леса и числа оборотов. По совокупности
всех режимов, на которых турбина должна
работать постоянно, производят выбор раз-
меров основных деталей турбины и числа обо-
ротов.
Детальную разработку гидравлических
форм турбины проводят для режима Qpac4,
Нрасч, при котором турбина даёт в течение
года наибольшую выработку энергии.
Диаметр рабочего колеса D (фиг. 51) опре-
деляют по режиму паводка (Qnae', Ипав). Не
следует допускать Qlrnax больше 1,8—2 м^/сек,
так как это ведёт к резкому снижению к. п. д.
?>
/ Qnne
-1 / Qia3 *L.
@J—0J5)
Число оборотов турбины выбирают по при-
ведённому числу оборотов п[ = 140-^160 для
расчётного режима, которое обеспечивает
высокую быстроходность турбины и к. п. д.,
близкий к максимальному
п об/мин =
140-S-160
'расч
Если турбина работает на генератор, то
число оборотов округляют до ближайшего
синхронного.
Высота направляющего аппарата Ьо = 0,4 D.
Диаметр втулки Dem выбирают в зависимости
от максимального напора:
"Ри "max
D
em
D
6
O.35
о. 42
Втулку заканчивают конусом, очерченным
радиусом R = @,8-!-l,0)D. Радиус закругляю-
19 Том 12

290
ГИДРОТУРБИНЫ
[РАЗД. IV
щего кольца р = @,08 -=-0,1) D. При непово-
ротных лопастях камеру делают цилиндриче-
ской, при поворотных — часть камеры обта-
чивают по сфере (фиг. 51). Расстояние от
плоскости основания направляющего аппа-
рата до оси поворота лопастей рабочего ко-
леса выбирают с учётом их максимального
разворота.
Число лопастей z выбирают по максималь-
ному напору. Если Н = 25 м, то z = 5 и бо-
лее; #<25 м, z = A; при очень малых напо-
рах z = 3. В случае неповоротных лопастей
число их может быть значительно увеличено
и тем сокращены вертикальные габариты тур-
бины.
относительную W\ с проекциями vm, v^\ и
wa\ = va\ — и* wz\.= vz\- Вдали за решёткой
устанавливаются скорости: абсолютная v2 и
относительная w% с проекциями г/и2, ий = vzv
и>н2 = vUi — и» Wzz = Vtf. Оптимальным режи-
мам соответствует течение со слабым поло-
жительным вращением потока позади рабо-
чего колеса.
Для этого задают
определяют из формулы Эйлера
Значение к. п. д. -ц для расчётного режима
выбирают по характеристике турбины подхо-
дящего типа.
Форму профилей в каждом цилиндриче-
ском сечении подбирают так, чтобы их ре-
шётка отклоняла поток от направления о>г к
направлению w% (фиг. 52).
Теория потенциального течения в беско-
нечной прямолинейной решётке дужек позво-
Фиг. 51. Меридиональное сечение пропеллерной турбины.
Фиг. 52. Формы профилей в цилиндрическом сечении.
Толщину лопастей определяют по условиям
прочности. Для лопастей из нержавеющей
стали максимальная толщина профиля у
втулки
Ст«= @,010-г- 0,015) D У Ятах.
На периферии толщину делают минималь-
ной. В остальных сечениях толщину выбирают
по линейному закону от радиуса.
Длины в цилиндрических сечениях лопа-
сти, развёрнутых на плоскость (фиг. 52), опре-
деляют по условиям кавитации. Предвари-
тельно принимают на периферии ljt = Ot1 -~- 1,
на втулке /Д — 0,9-j-l,2, где t = Unrjz. Мень-
шие значения Ijt соответствуют низким, ббль-
шие — высоким напорам.
Расчёт лопасти рабочего колеса. Расчёт
лопасти рабочего колеса ведётся для режима
Qpacv' Нрасч.- Выбирают три цилиндриче-
ских сечения, соответствующих расходам
A/6) Q, C/6) Q, E/6) Q. Каждое из них разво-
рачивают на плоскость, причём сечения ло-
пастей образуют прямолинейную решётку про-
филей. Течение в развёртке принимают пло-
ским потенциальным. Вдали перед решёткой
течение имеет скорости: абсолютную V\ и
ляет определить их форму, если задано рас-
пределение нагрузки вдоль дужки. Ниже при-
водятся формулы и графики для случая элли-
птического распределения нагрузки.
Для определения формы и наклона дужки
относительно оси решётки вычисляют углы
наклона скорости в трёх точках: на входной
кромке р', в середине р^, на выходной
кромке Э". Дужка строится из двух дуг окруж-
ности с центральными углами р' — р^и Р^-—Р"
(фиг. 53).
Скорость в средней точке w^ определяют
по проекциям
ш„_ = и,о —"— ,
при этом
Скорость на входной кромке w опреде-
ляют как геометрическую сумму скоростей:
Wqo, дополнительной скорости vn, вызванной
рассматриваемой дужкой, дополнительной ско-

ГЛ. VIII ГИДРАВЛИЧЕСКИЙ РАСЧЁТ РАБОЧЕГО КОЛЕСА И НАПРАВЛЯЮЩЕГО АППАРАТА 291
¦ S3 иоу /
Фиг. 53. Построение профиля.
Фиг. 54. График для вычисления коэфициентов а и 6.

292
ГИДРОТУРБИНЫ
[РАЗД. IV
рости от всех остальных дужек решётки,
вычисляемой по проекциям vup и vzp
Id
коэфициенты а и Ь определяют по графику
(фиг. 54). На последнем откладывают от точки
О отрезок прямой под углом {J^; длину его /0
подбирают из условия /0/^ = ЦЬ где t$ — раз-
мер, указанный на графике. На фиг. 53 пока-
зан способ построения геометрической суммы
скоростей. _
Скорость на выходной кромке w" опреде-
ляют так же, как и w , только vw vup, v
будут иметь обратный знак.
zp
Пример: Дано ?>=5 м, Q-120 м»1сек, Н = 9 м, п =
=S3,3 об/мин. Требуется определить профиль среднего
по расходу цилиндрического сечения лопасти.
Задаёмся: г, — 0,9, Dem = 0,4/3, Z// = l. Радиус среднего
по расходу сечения г = 1,903 м.
W)
1,903-83,3
60
— 4-120
= 16,61 Mjcen;
—7,28 Mjcex;
r ~ D
r,gI1
em)
0,9 • 9,81 • 9
¦¦ 4,78 м/сек;
и cp
и — г
= 0,6
16,61
i-— = 0.6-4,78 = 2.87 м:сек\
я cp
= 16,61—2,87 = 13,74 м;сек;
7,28
Ж??
= 0,53; ЭОО = 27" 55';
и cp
Of т vH °
i> ——r- -i-?— = — 1 • 4,78 = 3.04 м;сек;
a =0,195, b~-= 0,193;
v -= 0,195 ¦ 4,78 = 0,95 м\сек\ v == 0,193 ¦ 4,78 =
= 0,94 м 'сек.
Этим величинам соответствуют скорости и дужка
на фиг. 53.
Расчёт на кавитацию. Турбина надёжно
работает, когда кавитационный коэфициент
станции аст больше кавитационного коэфи-
циента турбины <зт:
Нв — барометрическое давление, принимаемое
10 м; Hs — высота всасывания; Н—напор.
Надёжные данные о зт получают только
путём испытания моделей. При проектирова-
нии для правильного выбора размеров лопа-
стей оценку от производят расчётом.
Для изложенного выше метода расчёта ло-
пасти:
Igti
— A— ,
где
с — максимальная толщина профиля в рассма-
триваемом сечении. Определение а проводят
во всех цилиндрических сечениях и выбирают
наибольшее значение. Когда о слишком ве-
лико, то удлиняют или утоньшают лопасти (по
условиям прочности). Если значение ат зна-
чительно меньше аст, то выгодно укоротить
лопасти, вследствие чего уменьшатся потери
на трение.
Пример. Определить о по данным предыдущего
расчёта:
= 15,69;
&' — гр" — 0,35 радиана, —=- —'¦— = vn— 3,04.
til и п
Принимаем -=- = 0,07;
- 3,04J
J • |l +-1- •
- • 0,07j =
= 20,55;
20,55» - 16,61я
2 • 9,81 • 9
— A -1,2 • 0,9)=А914.
Проектирование лопасти. Расчётные се-
чения связывают между собой т*ак, чтобы ось
поворота лежала на вогнутой поверхности
профиля или несколько выше на расстоя-
нии 0,4/ от входной кромки.
Промежуточные сечения, для которых рас-
чёт не проводился, определяют графическим
интерполированием.
Между лопастью и цапфой делают галтель
радиусом р = Aт-1,5) с Зазор между лопастью
и периферией принимают 0,001 D. Увеличение
зазора на каждую тысячную долю диаметра
даёт падение к. п. д. примерно на 1%. Зазор
между лопастью и втулкой подбирают по
максимальному углу разворота.
ТУРБИНЫ ПЕЛЬТОНА
Проектирование сопла. Поданным макси-
мального расхода Qmayi и напора Нта% опре-
деляют диаметр струи
0,541
Основные размеры сопла (фиг. 55): диаметр
отверстия rf0 =з 1,25rfm, диаметр широкой ча-
сти насадки d' = 3,2 dm, диаметр иглы d" ¦=
= 1,55 dm, угол насадки ¦/ = 75 4-85°.
Проектирование ковша. Длину ковша
выбирают в зависимости от диаметра струи
i 2
Остальные размеры (фиг. 56): ширина
В = 1,1 L, глубина Т = 0,4 L, р,азмер вырезки
e = 0,15L. Ширина вырезки Ь равна d или
несколько больше.
Нож ковша должен иметь острую кромку
с углом между гранями 15-г-20°. Выходной
угол ковша равен 4-^-7°, большие значения
угла выбирают при тесном расположении
ковшей.

ГЛ. VIIJ ГИДРАВЛИЧЕСКИЙ РАСЧЁТ РАБОЧЕГО КОЛЕСА И НАПРАВЛЯЮЩЕГО АППАРАТА
293
Толщину стенок ковша определяют по
условиям прочности. Излишнего утолщения
стенок около выходных кромок избегают, так
как это может помешать сходу струй с сосед-
них ковшей.
Кромка вырез-
ки, отсекающая
струю, должна
быть тщательно за-
острена с тыльной
стороны. Внутрен-
няя поверхность
ковша полируется.
При проектиро-
вании тыльной сто-
роны ковша рёбра
жёсткости нельзя
располагать во
всей средней части
ковша по ширине
вырезки, так как
это место сопри-
касается с частью
струи, которая не
захвачена ковшом.
Они также не должны затенять выход струи
с соседнего ковша.
Выбор числа оборотов п и проектиро-
вание рабочего колеса. Диаметр начальной
Фиг. 55. Сопло турбины Пель-
тона.
Фиг. 56, Ковш турбины Пельтона.
окружности D и число оборотов определяют
из формулы
я; ^ з5*41.
Ун
Малые значения лг соответствуют малым
отношениям D/d, большие — большим отно-
шениям (фиг. 57).
При невысоких напорах минимальный до-
пустимый диаметр D — (8 ч- 10) d. Величину
его уточняют с учётом соответствия п\ син-
хронному числу оборотов.
Увеличение D/d ведёт к уменьшению л,
но обеспечивает более высокий к. п. д. тур-
бины. Оптимальные значения D/d лежат в
границах 12-;- 20.
При высоких напорах большое число обо-
ротов может стать невыгодным, так как тре-
бует увеличения осевых размеров генера-
тора.
Ковши располагают на диске так, чтобы
начальная окружность проходила через центр
ковша (фиг. 56 и 58). Выходную плоскость
ковшей делают наклонной под углом 15° к
радиусу (фиг. 58). Число их выбирают из
условия отсутствия проскакивания струи
z = E^6,5)
Обозначения га и s даны на фиг. 58, зна-
чения коэфициента перед корнем в зависимо-
сти от Djd см. фиг. 57.
Для повышения D/d или п применяют
многосопельные турбины Пельтона. При гори-
зонтальном вале ставят по два сопла на ка-
ждое рабочее колесо. При вертикальном вале
число сопел на
одно рабочее ко-
лесо доводят до
четырёх. Угол ме-
жду осями сопел
не должен допу -
екать пересечения
струй внутри про-
странства, ометае-
мого ковшами.
В целях сохра-
нения чистой
сплошной струи за
ft»
0.075
0.10
Фиг. 57. Характеристические
коэфициенты турбины Пель-
тона.
СОПЛОМ ПОДВОД ВО-
ДЫ к нему делают
плавным, перед иг-
лой помещают направляющую её втулку, а со-
пло придвигают возможно ближе к колесу.
Стенки кожуха турбины должны напра-
влять покидающую рабочее колесо воду так,
чтобы она вновь на него не попадала. Осо-
бенно важно это для вертикальных многосо-
пельных турбин.
Отводной канал должен обеспечивать сво-
бодный выход воды из кожуха. В противном
Фиг. 58. К выбору числа ковшей.
случае необходимо устройство отверстий, со-
общающих камеру рабочего колеса с атмо-
сферой.
Формулы пересчёта с модели на натуру,
рекомендуемые в реактивных турбинах, к
турбинам Пельтона применять не следует
вследствие незначительности в них потерь на
трение и ухудшения качества струи в соплах
больших диаметров. Испытания натуры пока-
зывают незначительное ухудшение к. п. д. по
сравнению с моделью.

294
ГИДРОТУРБИНЫ
(РАЗД. IV
РАСЧЁТ ОСНОВНЫХ ДЕТАЛЕЙ
КОНСТРУКТИВНЫЙ РАСЧЁТ РАБОЧЕГО
КОЛЕСА
У высоконапорных и средненапорных тур-
бин Френсиса большой мощности рабочие ко-
лёса цельнолитые из углеродистой стали. У
турбин малой и средней мощности они мо-
гут изготовляться также и сварными. Обод
литой из углеродистой стали, лопасти штампо-
ванные.
У низконапорных турбин малой мощности
рабочие колёса комбинированные; штампо-
ванные из листовой стали лопасти зали-
ваются в чугунные ободья. Концы лопаток
обрабатываются в виде ласточкиных хвостов
(фиг. 59).
У цельнолитых колёс лопасти в сечении
вдоль потока выполняются обтекаемой формы,
Фиг. 59. эскиз заливки концов
лопастей рабочего колеса.
что на 1,5—2<у0 повышает их к. п. д. по срав-
нению с колёсами со штампованными лопа-
стями.
Толщина лопасти выбирается по формуле
Камерера: s = 0,005?> 1/ —- + 0,002 м для ти-
хоходных колёс; s = 0,01 D
И
0,002 м
для быстроходных колёс, где D — диаметр ко-
леса и Н — напор в м] z — число лопастей.
Число лопастей турбин Френсиса для
уменьшения потерь на трение в СССР выби-
рают в зависимости от коэфициента быстро-
ходности.
Коэфициент быстроходности ng 60 — 100; но—190; 200—45°
Число лопастей г 23—21; 19—17; *5—ю
Способы профилирования лопасти рабо-
чего колеса см. стр. 288.
Для турбин Каплана, работающих с серво-
мотором, работоспособность сервомотора ра-
бочего колеса ориентировочно определяют по
формуле
Ас = 80 Q У 7Ш кгм, A6)
где Q — расход через турбину в м^сек, Н —
напор и D — диаметр рабочего колеса в м.
Давление масла в котлах маслонапорной
установки обычно равно 18—20 am, в ци-
линдре сервомотора на 30% ниже котель-
ного.
Объём сервомотора
A7)
где Ас — работоспособность в кгм, р — давле-
ние в котле в кг}м2.
Диаметр сервомотора выбирают, руковод-
ствуясь конструктивным размером втулки ра-
бочего колеса, а ход определяют по подсчи-
танному объёму. Время полного хода серво-
мотора берётся равным 10—15 сек., а ско-
рость масла в маслопроводах 3—4 м}сек. В
целях уменьшения утечек воды между лопа-
стью и камерой колеса величину зазора ме-
жду ними делают не больше 0,001 D, камеру
обрабатывают по сфере. С той же целью де-
лают сферической и часть втулки рабочего ко-
леса на участке, где к ней примыкает лопасть.
Рабочие колёса турбин тщательно стати-
чески балансируют. Посадку на вал рабочих
колёс у турбин Френсиса и Каплана большой
и средней мощности осуществляют при по-
мощи откованного зацело с валом фланца с
креплением болтами, поставленными под раз-
вёртку. Размеры фланца для валов диаметром
больше 400 мм (фиг. 60) следующие: ?U =
= l,7-fl,8 d; в = 0,2-0,22 rf;D1=l,4-s-l,5 Л
Вместо болтов, поста-
вленных под развёртку,
иногда применяют шпиль-
ки или болты, проходя-
щие в отверстие с зазо-
ром, и в этом случае для
разгрузки их от пере-
даваемого на вал крутя-
щего момента ста-
вят радиальные
шпонки. В амери-
канской практике
рабочие колёса са-
жают на конус с
уклоном 1/8—1/10
на врезной шпонке,
сти рабочие колёса
Фиг. 60. Эскиз фланца вала
туроины.
У турбин малой мощно-
сажают непосредственно
на вал на тугой посадке, укрепляя клиновой
шпонкой и разрезным кольцом, посаженным в
цилиндрическую выточку.
Для ориентировочных прикидок диаметр
вала у турбин берут по формуле
ЪГ N
= 105 н- 1201/ —
У п
мм,
A8)
0,70 р
где N—в л. с. Меньший коэфициент берётся
для турбин большой мощности.
КОНСТРУКТИВНЫЙ РАСЧЁТ
НАПРАВЛЯЮЩЕГО АППАРАТА
Направляющий аппарат турбин Френсиса,
Каплана и пропеллерных обычно снабжается
поворотными лопатками Финка.
При внешнем регулировании лопатки изго-
товляют зацело с осями. Оси через сальники
выводят наружу из внутренней полости на-
правляющего аппарата и снабжают механиз-
мами поворота (см. фиг. 26, 32). Механизм пово-
рота лопасти (фиг. 61) имеет предохранитель-
ное разрывное приспособление, предохраняю-
щее лопатку от поломки.

ГЛ. VII}
РАСЧЁТ ОСНОВНЫХ ДЕТАЛЕЙ
295
Фиг. 61. Схема механизма поворота лопаток направляющего аппарата.

296
ГИДРОТУРБИНЫ
[РАЗД. IV
При внутреннем регулировании механизм
поворота лопастей находится в воде (см. фиг.33,
34, 36, 37).
Расчёт усилий, действующих на напра-
вляющие лопатки, ведут для момента оконча-
ния закрытия направляющего аппарата. В этот
момент лопатки нагружены давлением воды,
Фиг. 62. Эскиз к расчёту направляющего аппарата.
соответствующим полному напору — Н, под
которым работает турбина, и дополнительным
давлением АН, возникающим при закрывании
направляющего аппарата от инерции замед-
ляющегося потока воды.
'Г
уравновешивается силой Я2» действующей по
поводку. Силу Р2 определяют графически в
последний момент закрытия. В шарнирах по-
водка и на оси лопасти имеют место силы
трения, учёт которых при определении силы Р2
делают графически, используя метод кругов
трения.
Силу Ра, действующую по доводку, раз-
лагают по направлению радиуса Р^т и каса-
тельной Р<ц (фиг. 62). Полученные радиаль-
ные силы Р2г от всех z0 лопаток направляю-
щего аппарата стремятся деформировать ре-
гулирующее кольцо, к которому они присо-
единены, а тангенциальные силы, слагаясь,
дают момент Л^ = 20/?^ Р2/, который должен
быть преодолен усилием от сервомотора на-
правляющего аппарата.
Работу, затрачиваемую на регулирование
турбины при полном повороте направляющих
лопаток от полного открытия до закрытия,
ориентировочно подсчитывают по моменту М,
соответствующему закрытому положению на-
правляющего аппарата. Работа регулирования
Ар=:^М, где <р — полный угол поворота регу-
лирующего кольца. Полученное значение ра-
боты несколько увеличивают, учитывая тре-
70 ВО 90 100 НС 120
\ напор Нм
Ф8?
250
Фиг, 63 Номограмма для определения диаметра сервомотора направляющего аппарата турбин Френсиса.
Сплошные линии — для турбин с двумя сервомоторами. Пунктирные линии — для турбин с одним сервомотором.
Давление воды на лопатку (фиг. 62) равно
Рх = BL (Я+ &Н)-[кг.
Здесь В, L и Н— в м, а f = ЮОО кг/м*.
Усилие Р\ приложено в середине замыкающей
кривой и направлено перпендикулярно к ней.
Вращающий лопатку момент, равный Р^г,
ние в самом регулировочном кольце и меха-
низме передачи. Необходимую работоспособ-
ность сервомотора направляющего аппарата
определяют по эмпирическим формулам:
по расходу и напору для турбин большой
и средней мощности
Ас = 30Q \fHD кгм; A9)

ГЛ. VII]
РАСЧЁТ ОСНОВНЫХ ДЕТАЛЕЙ
29:
по максимальной мощности турбины iVmax
и напору
Ac = KYJfKBM' B0)
где Ha D — в м, Q — в м^/сек, N—в л. с,
/< = 3,О-5-1,6; меньшие цифры—для турбин
большой мощности и обратно. У средних и
малых турбин ставят один, у больших — два
сервомотора. В последнем случае они воздей-
ствуют на регулирующее кольцо в двух точках,
создавая пару сил, не дающую усилий на
опору кольца.
щего аппарата для турбин Френсиса (фиг. 63)
и для турбин Каплана (фиг. 64).
Число лопаток направляющего аппарата
делают кратным четырём или чётным. Не сле-
дует выбирать его одинаковым или кратным
с числом лопастей рабочего колеса. Числа
лопаток, принятые для реактивных турбин на
заводах СССР:
Диаметр рабочего
колеса в ми
Число лопаток . . .
Диаметр рабочего
колеса в мм
Число лопаток . .
Зоо—420
ю
1400—2250
16
500—71°
12
2500 - ббоо
840— I2OC
U
7200 — 9000
за'
200
Фиг. 64. Номограмма для определения сервомотора направляющего аппарата турбин Каплана. Сплошные
линии — для турбин с двумя сервомоторами. Пунктирные линии — для турбин с одним сервомотором.
Площадь сервомотора определяют по фор-
муле
B1)
5 • 0,7 р '
S — ход сервомотора, выбираемый по кон-
структивным соображениям; р — давление в
котле маслонапорной установки (~ 20 кг/см2);
коэфициент 0,7 учитывает гидравлические по-
тери. Для турбин, включённых в нормальную
номенклатуру СССР (см. стр. 265), на ЛМЗ
им. Сталина составлены номограммы для опре-
деления диаметра сервомоторов направляю-
Кроме лопаток Финка реактивные турбины
малой и средней мощности со спиральныу и
камерами могут регулироваться одной вра-
щающейся лопаткой, размещённой в потоке
вблизи напорного штуцера (фиг. 65) (кон-
струкция Рейфенштейна), или вращающимся
языком спирали фиг. 66 (схема Квятковского).
Регулирование Финка даёт наиболее полную
рабочую характеристику.
РАСЧЁТ ОПОР
Коренные подшипники турбин делают с
масляной или водяной смазкой. В первом
случае вкладыши подшипника заливают баб-

298
ГИДРОТУРБИНЫ
[РАЗД. IV
<штом, во втором их выполняют из бакаута,
древесных пластиков или резины.
Циркуляция масла осуществляется подачей
«го в подшипник турбины по трубке (типа
Пито) (см. фиг. 26) из вращающегося сосуда,
насаженного на вал под подшипником, а также
подачей зубчатым насосом, приводимым от
вала турбины. Уплотнение осуществляется
или сальником, состоящим
из нескольких рядов уголь-
ных колец (см. фиг. 27),
или специальными уплотня-
ющими устройствами.
Подшипники с водяной
смазкой и лигнофолевыми
вкладышами изображены на
фиг. 32 и 33. При водяной
смазке вал под подшипни-
ком снабжается гильзой из
нержавеющей стали. Расчёт
подшипников гидротурбин
ведётся по нормам, данным
в разделе деталей машин.
Пяты турбин нагружены давлением и ди-
намической реакцией воды на рабочее ко-
лесо, действующими вдоль оси, а при верти-
кальных турбинах также весом вращающихся
частей турбины и генератора.
Осевое давление воды слагается из да-
вления на внешний контур рабочего колеса и
Фиг. 65. Схема ре-
гулирования одной
лопаткой.
Фиг. 66. Схема Квятковского регулирования турбины
вращающимся языком спирали.
реакции, возникающей вследствие изменения
в рабочем колесе направления потока от ра-
диального к осевому.
У турбин Каплана и пропеллерных реакция
от поворота потока воспринимается крышкой.
При работе турбины пространства В\ и В2
(фиг. 67) полностью заполнены водой, посту-
пающей из зазора между направляющим
аппаратом и рабочим колесом через уплотне-
ния при г,- и га. Эта вода составляет утечку,
которая протекает во всасывающую трубу
двумя потоками — один через уплотнения ра-
диуса гг и разгрузочные окна при ге. а другой—
через уплотнения радиуса га и щель при rs.
Кроме того, щелевая вода в пространствах В\
и Вг имеет вращение около оси турбины с
на ободья рабочего колеса в пространствах
Вх и В2 вода будет оказывать давление, рас-
пределённое вдоль радиуса по закону пара-
болоида. Указанный для вертикальной тур-
бины на фиг. 67 параболический характер рас-
пределения давления в пространствах В] и 5,
будет приближённо годен и для горизонтальных
турбин.
В зазоре между направляющим аппаратом
и рабочим колесом абсолютная скорость воды
Фиг. 67. Схема распределения
давления на рабочее колесо
турбины Френсиса.
меняется обратно пропорционально радиусу,
следовательно, vur— const. He учитывая потерь,
для течения в зазоре принимают
h -f „ — С ~ const
откуда имеем:
угловой скоростью о»
о). Вследствие этого
B2)
B3)
Здесь i>i и hi — скорость и давление на
входной кромке лопасти рабочего колеса.
Давление Л,- падает при протекании воды
по уплотнению при г,- на величину h't и далее
в пространстве 2^ при изменении радиуса от Г{
до ге (середина разгрузочных окон) на вели-
чину ^-( г\ — г\}. Оставшийся избыток he над
давлением h5 во всасывающей трубе расхо-
дуется на протекание щелевой воды из про-
странства В± во всасывающую трубу через
разгрузочные отверстия
/*f-/i2==/t;+g(>f-^)-fv B4)

ГЛ. VII?
РАСЧЁТ ОСНОВНЫХ ДЕТАЛЕЙ
299
для второго щелевого потока через зазор
При Га
ha-fh=ha+h's-^(rl-ri). B5)
При суммировании всех давлений на ко-
лесо предполагают давление h2 одинаковым
по всему выходному сечению всасывающей
трубы. Это не вполне точно, так как при
протекании во всасывающей трубе имеют
место тангенциальные слагающие скорости,
несколько увеличивающие давления на пери-
ферийных участках трубы.
Для построения графика распределения
давлений определяют потери напора в уплот-
нениях ht, h'a, h's и в разгрузочных окнахhe.
Потери h'i и h'e определяют, решая урав-
нение
4i
v-h-/
B6)
совместно с уравнением B4).
Потери h'a и hs аналогично определяют из
уравнения
= ?Ja V 2Zh'« =*
Ча
и уравнения B5).
В равенствах B6) и B7) q-t и ^ — вели-
чина утечки через уплотнения; /,-, fa, fs —
площади отверстий в уплотнениях, а /е —
площадь всех разгрузочных окон, коэфици-
енты расхода (ориентировочно) щ = \ia = [xs =
= 0,5 -г- 0,6, а (де = 0,45 для круглых отвер-
стий. В случае уплотнений, имеющих специ-
альный характер, их коэфициенты расхода
определяются соответствующим расчётом.
Если на радиусе rs нет уплотнения, то
пространство В2 будет находиться под да-
влением меньшим, чем h^ т. е. давление на
эту часть колеса будет направлено не в сто-
рону всасывающей трубы, а обратно.
Радиусы а,-, Г], га часто мало отличаются
друг от друга, и можно считать
— Л2 = ha — h2 —
tin
B8)
где ЯИр — величина потерь в турбине.
Равенство B8) подставляют в равенства B4)
и B5) для указанного выше вычисления по-
терь в уплотнениях.
По графику распределения давления по
внешним контурам рабочего колеса подсчи-
тывают (аналитически или графически) осе-
вое усилие, действующее на колесо. Затем из
него при работе турбины с полной мощ-
ностью вычитают передаваемую на колесо
реакцию, возникающую вследствие изменения
в рабочем колесе направления потока из ра-
диального в осевое:
QV,
B9)
V5m — меридиональная слагающая абсолютной
скорости в начале всасывающей трубы сразу
за выходом из рабочего колеса. Сила Яд при
малых открытиях уменьшается вместе с рас-
ходом и почти равна нулю при холостом ходе
турбины. При расчётах прочности всех кон-
струкций, передающих осевую силу на осно-
вание турбины, силу Pq учитывать не следует.
Все расчёты пят производят с учётом пре-
дельных величин износа уплотнений, допу-
стимых по условиям уменьшения к. п. д. тур-
бины.
Для ориентировочных подсчётов осевой
нагрузки турбин Френсиса служит эмпири-
ческая формула
C0)
кг,
где коэфициент К'-
К
IOO
13<э
85
1бо
«5
зоо
IS*»
Зоо
Зоо
4оо
50О
Вес рабочего колеса турбины Френсиса для
= 150 -н 400:
О= 1100 D\ кг.
C1)
Определение осевого усилия для турбин
Каплана и пропеллерных проще, так как в
Опорное кольцо t jianop
by
/ Сегменты
Маспораспределитель Кнасосу
От насосе'
Фильтр
Указатель
Фиг. 68- Габаритные размеры
сегментных пят.
них нет уплотнений, осложняющих расчет
Характер графика нагрузок на колесо и спо
соб их подсчёта будет таким, как было из-
ложено выше для области зазора между ра-
бочим колесом и направляющим аппаратом у
турбин Френсиса.
Динамическая слагающая осевого усилия
Pd У турбин Каплана и пропеллерных отсут-
ствует. Эмпирическая формула для опреде-
ления осевой силы у турбин Каплана и про-
пеллерных
#masI К = 0,8 -i- 0,93.
C2)
Конструкция сегментной пяты вертикаль-
ной турбины на 85 т и габаритные размеры
подобных пят с нагрузками 8 — 600 т даны на
фиг. 68 и в табл. 7.
Поверхность трения сегментов заливается
высококачественным баббитом. Некоторые
шведские фирмы изготовляют сегменты из
особого плотного чугуна без покрытия баб-
битом. Опорные кольца делают из литой стади
с тщательной шлифовкой поверхности и по-
следующей притиркой.

300
ГИДРОТУРБИНЫ
[РАЗД. IV
Габариты сегментных пят
Таблица 7
Iе
ксима.
рузка
ё, х
8,7
12,О
]6,5
22
27-5
34,°
4°, о
5°-°
57-5
66, о
76,5
87,о
j НО
136
165
195
23°
270
3°°
345
38о
43°
49°
55°
б со
Размеры в мм (обозначения см. фиг. 6
Диаметр
пяты
125/250
15°/3°°
*75 35°
200/400
225/45°
25°/5°°
275/55°
Зоо/боо
325/65°
35°/7О°
375/75°
400/800
425'85°
45°/9оэ
500/1000
550/1100
6oo/l200
650/I30O
7ОО 14OO
75O/I5OO
8Э0/1600
850/I70O
9O0/l8oO
950/IOOO
ЮСО/20ОО
Ю5О/2ЮО
d
85
95
но
13°
15°
175
iqo
210
230
250
275
Зсо
31°
325
35°
Збо
375
4оо
425C9°)
475
5оо
525
55°
58о
боо
боо
а
47°
55°
б^о
75°
8оо
85о
9од
95°
Ю_о
1050
НОО
12ОЭ
13°°
1400
15°°
IOOO
1700
1800
1000A850)
2100
2300
2450
2600
2850
3000
3200
Ъ
5°°
58о
675
780
835
88о
93°
99°
i°35
г 090
И35
1240
133°
143°
*54°
1640
I74O
2170
295°
h
175
185
205
230
250
270
300
325
35°
375
400
425
435
44°
455
475
500
55°
55°
боо
625
65°
7оо
8оо
ооо
юоэ
i
80
105
120
'35
160
175
200
225
240
255
275
285
3°5
315
320
35°
375
475
480
8)
к
42,5
52.5
6о
7Э
72-5
77-5
85
оо
9)
юо
1О5
125
125
13°
Но
155
175
2бо
На фиг. 69
пяты вместе с
дана конструкция сегментной
коренным подшипником, при-
меняемая для горизонтальных, спиральных и
фронтальных турбин малой мощности.
Удельное давление на трущейся поверх-
ности сегментной пяты Р « 25 — 45 кг;,см?.
РАСЧЁТ СПИРАЛЬНЫХ КАМЕР
Низконапорные турбины малой мощности
устанавливают в открытые камеры без спи-
рального подвода.
Для турбин большой и средней мощности
применяют спиральную камеру, так как её
устройство позволяет сократить расстояние
между центрами агрегатов. При низких на-
порах указанные камеры изготовляют из бе-
тона и делают в виде неполных (сру<360°)
спиралей (фиг. 70) с тавровыми радиальными
сечениями. При средних напорах спиральные
камеры выполняют полными (ср_у —360°), сва-
ривают из листовой стали и приклёпывают
или приваривают к литому стальному ста-
тору. При высоких напорах спирали также
делают полными и отливают из углеродистой
стали, а в турбинах малой мощности — из чу-
гуна с залитыми стальными анкерами. Пред-
варительный выбор типа спиральной камеры
делают, руководствуясь номограммой фиг. 23.
Ориентировочный расчёт основных габа-
ритных размеров неполных спиральных камер
(фиг. 71):
Фиг. 69. Разрез пяты и подшипника турбины Френсиса на высокой стойке

ГЛ. VII]
РАСЧЁТ ОСНОВНЫХ ДЕТАЛЕЙ
301
скорость в подводящем канале
Vy = Ку \r2gH; К у = 0,1 до 0,15; C3)
скорость в первом сечении /~/
vx = Kj YigH; Кi = 0,15 до 0,23. C4)
Меньшие значения коэфициентов берутся
для больших напоров, и обратно.
Предельная допустимая скорость воды около
бетонных стенок спирали не должна превышать
Соответственно расстояния между центрами
агрегатов 5 = C,0 ч- 3,5) ?>3 и 5 == 2,8 Ds.
Внешний диаметр направляющего аппарата
при максимальном "его открытии:
для турбин Френсиса
C6)
Фиг. 70. Бетонная спиральная камера.
4,5 м/сек. В местах возникновения больших для сверхбыстроходных турбин Френсиса
скоростей бетонные стенки надо покрывать п5^>350 и турбин Каплана
защитной одеждой ив листовой стали.
В функции от диаметра D3 начала всасы- Dt - ?>2[ 1+0,02 J/ 7Г )• • C7)
вающей трубы ширина подводящего канала:
Вул = B,9 -н 3,3) D3 в немецких
конструкциях; \C5)
ВуЛ = 2,4 D3 в шведских конструкциях. J
Формулы C6) и C7) для определения внеш-
него диаметра направляющего аппарата могут
применяться для предварительных расчётов.

302
ГИДРОТУРБИНЫ
{РАЗД. IV
Внешний размер статора по данным ЛМЗ
им. Сталина:
г — переменная высота сечения спирали на
различных радиусах. Допуская, что направля-
Диаметр рабочего
колеса D в мм ....
Диаметр статора
Drm в мм
I2OO
20бо
i6oo
3700
200с
334°
2500
4обо
Зооо
472O
37оо
5оос
45°°
7осхз
55°°
8430
к> 3°° 12 4°°
9°оо
13 4°о
Входное сечение /—/ спирали симметрич-
ного таврового профиля (см. фиг. 71) опре-
деляют из соотношений: углы: 7=45° -*- 75°;
/=-—== 0,2 -г- 0,35. Площадь сечения Fr =
h
h +B0 h— Bo
к—- • »._ , отсюда
= Л
4/tgT
C8)
В формуле C8) Fj определяют по расходу
Q через сечение /—/, равному Q9 =
— -*™ С и по средней скорости, взятой из
ооО
соотношения C3).
В случае необходимости увеличить вы-
соту h входного сечения спирали /—/ в пре-
деле она может быть взята равной ЬВ$.
Очертания спиральной камеры после се-
чения /—/ выбирают по форме струи, не со-
Фиг. 71. Эскиз непол-
ных спиральных камер
.1 таврового сечения.
здающей на омываемой ею стенке момента.
Подобное так называемое нерабочее движение
воды характеризуется постоянством момента
скорости во всём потоке
var = const =
C9)
По равенству C9) можно найти расход,
протекающий через любое радиальное се-
чение спирали, расположенное под углом «р
от языка спирали в виде интеграла
zdrvtt=J zdr-=klJ
-dr,
г
ющий аппарат по окружности диаметра ?),¦
снабжается водой равномерно, получим
D0)
Равенство D0) применимо для любого ра-
диального сечения спирали.
Применив равенство D0) к входному се-
чению /—/, для которого ср = <ру, находим ве-
личину &i — постоянную спирали
D1)
rl
Интеграл в равенстве D1) определяют гра-
фически. По полученному значению kx опре-
деляют вектор скорости воды на радиусе г,-,
где вода вступает на лопасти статора напра-
вляющего аппарата. При этом входной уча-
сток этой лопасти должен по направле-
нию совпадать с найденным вектором ско-
рости.
Руководствуясь сечением/—/, вычерчивают
произвольно ряд меньших сечений, уменьшая
постепенно их геометрические размеры (см.
фиг. 70). Применяют к ним уравнение D0),
определяя из него величину угла <р, т. е. на-
ходят, на каком угловом расстоянии от языка
спирали должно быть
расположено каждое из
вычерченных сечений.
Описанным приёмом пол-
ностью определяется
конфигурация спирали.
Переходный участок от
подводящего канала к
сечению /-/ осущест-
вляется подбором плавно
изменяющихся сечений
с постепенным нараста-
нием скоростей отг/уДО v j
(фиг. 71). Интеграл в ра-
венстве D0) определяют
графическим способом
(фиг. 72). Сечение спирали берётся в произ-
вольном масштабе. На произвольном расстоя-
нии L от оси проводят прямую уИ/V, парал-
лельную оси турбины. Преобразуют искомый
интеграл
Ul = —- I иГ
Фиг. 72. Эскиз графи-
ческого интегрирова-
ния радиального .сече-
ния спирали.
и для определения значений нового интеграла
все ординаты z искомого сечения перестраи-
вают, умножив их на отношения Из кон-

ГЛ. VII]
РАСЧЁТ ОСНОВНЫХ ДЕТАЛЕЙ
303
цевых точек А и В какой-либо ординаты z
радиуса г проводят лучи к центру О. Они
пересекают ось MN в точках С и D, рас-
стояние CD = z —— представляет собой инте-
ресующее нас подинтегральное выражение.
Полученный отрезок CD откладываем на ра-
диусе г, так что ЬF = CD.
Таким образом перестраиваем всё сечение
спирали (на фиг. 72 изображено штрихпункти-
ром). Спланиметрировав полученную фигуру,
R
Г zL
получим интеграл \~jrdr, а разделив его на
L, определим интеграл
dr в том линей-
ном масштабе, в котором было вычерчено
наше сечение.
Полные спирали (еру и 360°) для средне- и
высоконапорных турбин Френсиса строят с
круговыми радиальными сечениями. Коэфи-
циент kj входной скорости в формуле C3),
определяющий размер входного сечения /—/
спирали, здесь берётся в пределах ftj =
= 0,15 -е- 0,18. Абсолютные значения средних
скоростей Vj во входном сечении спирали
Фиг. 73. Эскиз полной спирали с круглыми поперечными
сечениями.
руют правильность обтекания направляющих
лопаток и рёбер статора.
Для построения промежуточных сечений
спирали задаются значениями <р и определяют
соответствующие им значения р.
720*1
——я и решая уравнение
Q
Обозначая с =
D2) относительно р, получим
Р =
D3)
ср берётся в градусах.
Для предварительных соображений габа-
риты спирали определяют в зависимости от
диаметра D3 (начала всасывающей трубы) по
соотношениям, данным на фиг. 73.
Спиральные камеры для турбин, не имею-
щих направляющего аппарата Финка, описан-
ные выше (см. фиг. 65 и 66), имеют постоян-
ную высоту z=b. Применяя к ним равен-
ство D0), получим
R
360
= *, Г— dr = кф \п — •
D4)
Обозначая с, =
Q
получим уравне-
360 kxb
ние логарифмической спирали, определяющее
внешние очертания спиральной камеры:
R = г-/'
D5)
Постоянное значение создаваемого спи-
ралью момента скорости k\, входящее в равен-
ства D4) и D5), должно быть равно моменту
скорости (vur)\ при входе в рабочее колесо.
Его определяют из основного уравнения тео-
рии турбин
— (Vu ГJ,
обычно равны 4—6 м/сек; в стеснённых усло-
виях допускают повышенные скорости до 8—
12 Mjcett.
Расчёт радиальных сечений полных спи-
ралей ведут, используя равенство D0), кото-
рое для круглого сечения (фиг. 73) будет
Подставляя в уравнение г=2|/рз—(/?'-|-р—гJ
и интегрируя между пределами R' и R =
= /?'-}- 2р, получим
720 k
принимая для расчётного режима момент ско-
рости на выходе из колеса (varJ = 0,ll (far),
ш • 0,89
РАСЧЕТ ВСАСЫВАЮЩИХ ТРУБ
Всасывающая труба имеет назначение уве
личить располагаемый напор, используя вы-
соту всасывания Hs, и максимально исполь-
зовать кинетическую энергию потока тр-
на выходе из рабочего колеса за счёт умень-
Рг
<? = ——- гс [R1 -f р — V R' (R' -t 2p')J • D2) шения энергии давления
в этом се
Применяя уравнение D2) к входному се-
чению спирали (<pj/ = 360°), определяют по-
стоянную спирали k\ = vu г. По kt контроли-
чении.
Второе назначение всасывающей трубы
показывает, что она работает как диффузор
и её качество определяется коэфициентом

304
ГИДРОТУРБИНЫ
[РАЗД. IV
диффузорности (его иногда называют к. п. д. Обозначая потери во всасывающей трубе
всасывающей трубы)
Ч
V2
Здесь hvd — динамический вакуум под рабочим
а
колесом (фиг. 74); 2 Л — все гидравлические
2
потери во всасывающей трубе; при этом вы-
ходная кинетическая энергия ^— обычно
приравнивается нулю, т. е. считается поте-
оянной.
Зависимость гидравлического к. и. д. тур-
бины от коэфициента диффузорности всасы-
вающей трубы даётся равенством
Здесь
т— — гидравлические
' ti
D8)
потери на
участке от входа в турбину до выхода из
рабочего колеса в долях от напора, a kv^ —
коэфициент скоро-
сти выхода. Ра-
венство D8) пока-
зывает, что роль
всасывающей тру-
бы в общем ба-
лансе энергии тур-
бины возрастает
вместе с увели-
чением быстроход-
ности, так как у
быстроходных тур-
Фиг. 74. Эскиз всасывающей
трубы.
р у
бин (Каплан, про-
пеллер) сильно ра-
стёт величина коэ-
фициента скорости выхода kv%4 На фиг. 75
дан экспериментально полученный автором
баланс энергии в модельной турбине Каплана
диаметром 460 мм быстроходностью ns = 550—
600 об/мин.
Из графика видно, что на оптимуме (Q, =
— 1100 л/сек) суммарные гидравлические по-
тери в рабочем колесе и направляющем аппа-
рате (составляющие 7<ty0 от напора) оказы-
ваются равными потерям во всасывающей
трубе, а при перегрузке (Qj = 2000 л/сек]
потери' всасывающей трубы почти в 6 раз
больше, чем в рабочем колесе и напра-
вляющем аппарате, и достигают 20% от
напора.
Из сказанного следует, что геометрическая
форма очертания всасывающей трубы для бы-
строходных турбин сильнее влияет на к. п. д.
турбины, чем форма лопастей рабочего ко-
леса.
2 vl
D7) и подставляя их в равенство D7), получим
Здесь 1в т коэфициент, оценивающий гид-
равлические сопротивления во всасывающей
трубе; а5—коэфициент Кориолиса для сече-
4Потери в рабочем колесе и направляюще
У/А
Гидравлические потери
во всасывающей
Фиг. 75. Баланс энергии в турбине Каплана.
ния 5 при выходе из всасывающей трубы,
а Гг и Fg —плош.ади сечений входа и выхода
из в-сасывающей трубы.
Равенство E0) показывает, что хороший
коэфициент диффузорности может быть по-
лучен помимо уменьшения гидравлических
потерь увеличением (в известных пределах)
площади выхода Fb.
Коэфициент Кориолиса, определённый опыт-
ным путём для режимов, близких к расчёт-
ному, может быть принят равным as =
= 1,5 -2,0.
Геометрические размеры проточной ча-
сти всасывающих труб. Из-за отсутствия
строгого расчёта течения во всасывающих
трубах, для определения геометрических форм
их очертаний, в самых широких размерах
применяется эксперимент, проводимый на
моделях в лаборатории и в натурных усло-
виях.
Практикой выработаны следующие схемы
всасывающих труб: прямоосные, изогнутые,
коленчатые, американские гидроконы.
Оценка свойств перечисленных труб дана
в таблице на фиг. 76 по величине их коэфи-
циента диффузорности.
Для турбин Френсиса различных быстро-
ходностей размеры всасывающих труб могут
быть определены по графику фиг. 77 в зави-
симости от допустимой скорости выхода v5
и напора.
Номограмма составлена в предположении,
что угол конусности 6 = 12°. Если по строи-

ГЛ. VII]
РАСЧЁТ ОСНОВНЫХ ДЕТАЛЕЙ
305
тельным соображениям приходится укоротить
длину всасывающей трубы, определённую по
графику фиг. 78, то к. п. д. турбины умень-
шится на величину
2gH
Как видно из таблицы фиг. 76, изогнутые
трубы имеют худший коэфициент диффузорно-
сти, чем прямоосные, вследствие чего при про-
чих равных условиях турбина с изогнутой
трубой будет иметь к. п. д. ниже той же тур-
150<у0—при полной нагрузке;E1) бины с прямоосной. Ориентировочно в этом
случае уменьшение к. п. д. турбины можно
определить, руководствуясь формулой D8),
принимая, что
Дт; о = Дтг) *0,93 — при нагрузке 0,9 от полной
и т. д.
Здесь v5— фактическая средняя скорость
воды в выходном сечении всасывающей трубы,
а ч5 — скорость по гра-
фику фиг. 77.
Необходимо следить,
чтобы выход из всасы-
вающей трубы был доста-
точно просторным. Необ-
ходимые размеры выход-
ного сечения для кони-
ческих прямоосных труб
даны на фиг. 78.
Подсчитанные по фор-
мулам h —yDb', b — xDs
размеры h и b будут до-
статочны лишь при усло-
вии, что диаметр D$ вы-
бран по графику фиг. 77.
Если этого нет, то необ-
ходимо подсчитать этот
диаметр по графику фиг. 77 и по нему уже
определить hub, пользуясь приведёнными
формулами. Величина у выбирается по мест-
ным условиям в пределах 0,6—1,0. Величина х
определяется по кривой фиг. 78.
Изогнутые всасывающие трубы (см.
фиг. 76) применяют в громадном большинстве
L=xD3
У5н/сек
3.2
3.0
2.8
2,6
2,4
гг
to
V
w
f.4
1,2
1,0
as
Фиг. 76. Схемы основных типов всасывающих труб.
Полагая
трубы и
здесь
d = 0,85 для прямоосной
= 0,75 для изогнутой трубы, можно
подсчитать уменьшение к. п. д. турбин для
o}
!
——
.....^
**-
**-
,—
«= e - <
<¦•«"¦
S
Y'
**•
>
/
0,5 0.7 1,0 121,4 IS 2.0 3.0 4.0 5.0 6,0 8.0 10' 12 П №1820 25 30 40 50
Напор Им
Фиг. 77. График для расчёта всасывающих труб турбин Френсиса.
5
4
3
2
1*
-J0
100 150 200
случаев для реактивных турбин большой мощ-
ности, так как в этом случае прямоосная вер-
тикальная труба потребовала бы больших
различных быстроходностей, что и сделано
для полной нагрузки в табл. 8.
При частичных мощностях приведённые
выемок под зданием гидростанции, что эконо- в табл. 8 Дг) следует множить на квадрат
мически невыгодно
20 Том 12
отношения этих мощностей к полной.

306
ГИДРОТУРБИНЫ
[РАЗД. IV
Одновременно с уменьшением к. п. д.
изогнутая труба уменьшает и максимальный
пропускаемый расход, а следовательно, и
мощность турбины.
Опытным путём установлены следующие
принципы выбора геометрических размеров
проточной части изогнутых всасывающих
труб.
Таблица 8
Уменьшение к. п. д. турбин
Показатель
ns
kl3 B %
n о/
в /0
.50-
2-
O,2-
-125
-4
-0,4
Турбина
125—200
4—6,25
о,4—о,6
Френсиса
200—300
6,25—10,2
О,6—1,О
ЗОО—450
ю,2—13,9
1,о—1,4
Турбина Каплана
45O- боо
16-27
1,6—2,7
боо—8оо
37-33,5
а, 7-3,35
8оо— iooo
33,5-49
3,35—5
9 V\
Примечание.^ = —~•_, * 10° ПРИ полной мощности.
По немецким данным для турбин Френсиса
с ns х 200—300 уменьшение расхода выра-
зится величинами, приведёнными в табл. 9.
Таблица 9
Уменьшение расхода для турбин Френсиса
Нагрузка в долях от
Уменьшение к. п. д.
А У) В °/п
Уменьшение максималь-
ного расхода ikQ в °10 . ,
I О
5
о,9
о,8
4
о,8
о,6
3
о,7
о, 4
2
0,6
О, 2
I
о,5
о
о
У турбин Каплана это уменьшение макси-
мальною расхода становится ещё больше.
X
0,6
05
Ой
\
1—.
0.6 0,7 0.8 0S
Фиг. 78. График для определения размеров отводящего
канала h = yD5; b = xl)s Величина у выбирается по
местным условиям в пределах 0,6 и 1,0. Величина х
определяется по кривой в зависимости от выбранного у.
Предполагается, что v5 выбрано по нормам фиг. 76.
Если «s задаётся больше, то и в этом случае нужно
найти DE, задавая скорость vs по кривой, и для найден-
ного условного Д, определить Л и ft, пользуясь указан-
ной зависимостью у и х.
Опыты автора с турбиной Каплана ns =
= 500 -г- 600 дали уменьшение максимального
расхода и мощности у турбины с изогнутой тру-
бсй на 20—25%.
1. Нарастание площадей сечений вдоль по
оси трубы не должно быть очень большим,
например, превышать нарастание площадей
у эквивалентной конической трубы с углом
расхождения 6 = 12-=- 13°.
2. Выгодно делать трубу с большой высо-
той h (см. фиг. 76, б).
3. При повороте потока в колене следует
трубу сужать в вертикальном направлении
и расширять в горизонтальном.
Фиг. 79. Влияние высоты трубы
на к, п. д. турбины.
4. Радиусы поворота струй в колене должны
быть возможно большими.
5. Увеличение горизонтального участка и
длины трубы L до некоторого предела (-ёг =
= 5-=-6| увеличивает г\ф но менее эффективно,
чем увеличение высоты h.
6. Увеличение выходного сечения Fb до
некоторого предела -^- = 5-f-6 увеличивает
к. п. д. на величину, определяемую форму-
лой E0); при дальнейшем увеличении F&
к. п. д. падает.
Влияние высоты трубы и её длины на
к. п. д. турбины по данным ЛМЗ дано на
графике фиг. 79.
Форма всасывающей трубы у турбины
определяет также и её кавитационные харак-
теристики. Если известен критический коэфи-
циент кавитации окр для турбины с какой-либо

ГЛ. VII]
РАСЧЁТ ОСНОВНЫХ ДЕТАЛЕЙ
307
всасывающей трубой, имеющей козфициент
диффузорности г\ф то его значение а^для
той же турбины, но с другой всасывающей
Вычитая из первого уравнения
а из третьего — четвёртое, получим
второе,
Фиг. 80. Эскиз блока гидростанции.
трубой, коэфициент диффузорности кото-
рой t]'d, можно подсчитать, если известны
к. п. д. турбины с первой и второй всасываю-
откуда
E2)
Равенство E2) показывает, что при улуч-
шении коэфициента полезного действия тур-
бины за счёт улучшения коэфициента диффу-
зорности всасывающей трубы кавитационный
коэфициент её увеличивается, т. е. кавита-
ционные свойства турбины ухудшаются. Равен-
ство E2) нашло себе хорошее подтверждение
на практике в применении к гидротурбинам
Френсиса. Применение его для турбин Каплана
требует проверки.
Колено №4
Цилиндрическая
поверхность
Ионическая
поверхность
Колено №7
Поверхность тора
1
\
/
у
ч.
-—а,
L.
С i
—J
\
Цилиндрическая
поверхность
Поверхность тора
щими трубами тг) и г)'. КГ п. д. и критический
коэфициент кавитации турбины с первой и
второй всасывающими трубами:
Фиг. 81. Колена № 4 и 7 ЛМЗ
им. Сталина: / —конус; 2—тор;
3— цилиндр с горизонталь-
ными образующими; 4—ци-
линдр с вертикальными обра-
зующими; 5 — переходная по-
верхность.
Подбор размеров изогнутых
всасывающих труб для турбин
Френсиса начинают с определения ши-
рины В$ выходного сечения из эскиза агре-
гатного блока (фиг. 80):
D О D
Размер S определяется размерами спира-
лей, толщина бычка В2 определяется стати-
ческими расчётами. .
Далее выбирают тип колена. На фис- 8.1
показаны два колена № 4 и 7, которые по

308
ГИДРОТУРБИНЫ
[РАЗД. IV
опытам лаборатории ЛМЗ им. Сталина оказа- считанная по средней скорости, должна быть
лись лучшими и экономными по габаритным v%
размерам. Принимая предварительно В6 = Вь, равна н-^. 100 = 0,2—0,5% и не больше 0,8%.
определяют все размеры колена по данным " *g"
табл. 10, в том числе и диаметр D± входного
диаметра колена.
Подбор размеров изогнутых
всасывающих труб для турбин
Таблица 10
Относительные размеры колен № 4 и 7 (обозначения см. фиг. 81)
Тип
колена
№ 4
№ 7
*>°
г,о
г,о
°,5
а
0361
-
1,091
1,091
O.O794
-
а»
0,298
-
0,28
-
0,860
-
R7
0,603
о,597
Rg
0,58
-
1,283
1,49
Д.
2>ОЗ
2.O5
а
11—13°
и-13с
Нормальный угол (J =• 6ч-6,5° для турбин Френсиса; предельный угол 8—9°
Нормальный угол р — 11° для турбин Каплана; предельный угол 13°.
Высота hB вертикального диффузора вычи-
сляется по диаметру D3, взятому из расчёта
колеса, и допустимому углу конусности р =
, = 6 -f- 6,5° (предельный
для турбин Френсиса
р = 8 -ь 9°). Высоты ^
и Л3 определяются габа-
J
/
-—,
¦—
"^
• .
1 L
-4т
^—II
"*—.
*
** —
2,0
W
0J5
Фиг. 82. График для расчёта всасывающих труб турбин
Каплана.
ритами рабочего колеса. Если суммарная
высота h = h\ + Л2 + Л3 + h± будет слишком
велика, надо повторить вычисление, взяв
В6<ВЪ. -"-"-
Для турбин Френсиса не следует брать
h < 2D, желательно иметь h = 2,4-i-2,6D.
Длину L2 и высоту Л5 (фиг. 81) горизон-
тального диффузора определяют: а) по ско-
рости i/6, взятой из графика фиг. 77; б) по
углу о=11-5-13° (фиг. 81).
При этом скорость i/5 не рекомендуется
брать больше 2,6—2,8 м[сек, а величина кине-
тической энергии в выходном сечении, под-
Каплана методически аналогичен описан-
ному для турбин Френсиса. Форма колена для
этих труб та же (№ 4 и 7, фиг. 81). Выход-
ные скорости i>5 и ширина Вь определяют по
графику фиг. 82. На том же графике дан
способ определения габаритов всасывающих
труб.
По этим данным длина трубы по средней
линии Lu = k (Об — ??4)> где ^5 определяется
= — , а коэфициент Л =
из равенства¦
= 15,6-д^-. Здесь D\ и Вь—в м, причём В$
берётся по кривым графика (фиг. 82) в зави-
симости от Qj и Н.
Не рекомендуется брать Л<2,15О; ?<3,3 D;
Бе <С 2,4D. Желательно иметь h = 2,4D; L =
= 4,0-4,2D; B& = 3D; Л5 = 1,1—1,2D.
Для турбин большой мощности изогнутые
всасывающие трубы делают из бетона. Началь-
ный участок трубы, где скорость больше
4,5 лЦсек, облицовывают листовой сталью
в целях предотвращения износа бетона. Обли-
цовка тщательно анкеруется в окружающем
бетоне.
Изображённые на фиг. 76, виг коленча-
тые трубы применяются для горизонтальных
турбин малой мощности. Американские вса-
сывающие трубы гидроконы (фиг. 76, д и е)
имеют назначение восстановить не только
меридиональную, но и тангенциальную слагаю-
щую скорости выхода из колеса. Они имеют
хорошие коэфициенты диффузорности, однако
за последние годы их перестали применять,
что объясняется сложностью их конструкции
и удорожанием здания гидроэлектростанции,
так как они требуют большого заглубления
фундамента вследствие их большой высоты;
форма колена и горизонтального диффузора
современной американской изогнутой трубы
дана на фиг. 83. Габаритные размеры их при-
ведены в табл. 11.
Вертикальный конический диффузор у этих
труб может быть выбран по указаниям, дан-
ным выше.

ГЛ. VII]
РАСЧЁТ ОСНОВНЫХ ДЕТАЛЕЙ
309
-
!
¦с
R
/
Ч_
4? "——
>з
1
r д
J
/' =/"
/7 7? 73 « 7Г~Ж '7 Г^Т
принято t)( =1000
3738
1200
1200
982
14 » « 77 7<? » ">0 21 22 23 г\ 25 26 2728
Фиг. 83. Колено и горизонтальный диффузор американских всасывающих труб,
сечения
i
2
3
4
5
б
2
9
ю
II
12
13
14
15
i6
17
18
19
2О
21
22
«3
=4
25
26
2
i
Габариты
А
IOOO
1032
1038
IOI2
953
900
822
75°
702
671
659
654
657
671
692
720
755
792
829
860
890
921
951
982
1012
1040
1074
1080
Л'
1536
1288
1040
8ю
544
415
276
1б7
8о
25.4
- 2,15
о
3.6
12,65
28,2
48
7°. 7
95.5
12О,5
15°, 5
18о
208
240
270
300
33°
35O
366
колена
h"
1536
1409
1284
ибо
i°35
93°
835
756
7°5
672
ббо
653
66i
683
72O
767
825
886
95°
]
]
]
]
]
О15
юю
[130
190
250
310
1375
1432
1443
и горизонтального
V
—5оо
-5°9
—475
-396
-233
—
86
Зоб,о
539.5
77°. 5
i°3°.5
I2OO
1372
1543
1714
i885
2056
2228
2400
2564
2728
2890
3°54
32i8
3382
354б
37Ю
3738
1"
5°°
5i6
533
551
58о
6 24
690
772
858
947
1027,5
I2OO
1372
1543
1714
1885
2056
2228
240О
25б4
2728
2890
3°54
32i8
3382
3546
371°
3738
диффузора (обозначения см. фиг. 83)
а'
о
о
о
о
5.3
21,9
45.4
77.8
Иб,о
Г37.3
*59>°
169.0
169,0
169,0
169,0
169,0
169,0
lop,о
169,0
169, о
169.0
169,0
169,0
169,0
169,0
169.0
169,0
169,0
а"
IOOO
1032
1038
IOI2
948
878
777
672
586
534
500
485
488
502,0
523
551
586
623
ббо
691
721
752
782
8i3
843
871
9°5
911
Ь
о
о
о
о
о
о
о
о
о
о
о
о
183
267
333
372
394
394
394
394
394
394
394
394
394
394
394
394
о
о
о
о
12,4
З1,6
4°.5
46,9
53.7
53.3
5°'8
45.3
38.3
з°.б
23-9
18,2
12,0
5.8
0
0
0
0
0
0
0
0
0
0
о
7.1
4°<2
о8,о
187
2б3
4OI
553
68о
789
891
968
95°
985
Ю23
1051
II2O
И75
1235
1240
1245
1250
1255
12бо
12б5
I27O
1275
I2O9
Таблица 11
R
5оо
517
51^
5о6
477
45°
412
375
357
ззб
3°7
279
249
21б
179
148,5
94,5
48
О
О
О
О
О
О
О
О
О
О
В
IOOO
1048,2
1116,4
1205,4
1352,8
1489,2
1707
1949.8
2169,4
2356,6
2497-6
2584,6
2657,6
2735.2
2784,8
2817,4
2847
2851,6
2864
2874
2884
2894
2904
2914
2924
2934
2944
2954

310
ГИДРОТУРБИНЫ
[РАЗД. IV
РЕГУЛИРОВАНИЕ
ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ
Гидротурбины снабжаются автоматическими
регуляторами, имеющими также и ручное
управление. Регуляторы с одним ручным
приводом применяются иногда для регулиро-
вания турбин малых и реже средних мощ-
ностей.
Основным назначением автоматических
регуляторов является поддержание нормаль-
ного числа оборотов турбины.
При параллельной работе гидроагрегатов,
включённых в общую электрическую сеть,
нормальное число оборотов должно поддер-
живаться регулятором в некоторых пределах
в зависимости от величины нагрузки агрегата.
Эта зависимость определяет собой рабочую
или нагрузочную характеристику регулятора.
Турбины, работающие на изолированную сеть
или непосредственно связанные с машинами-
орудиями, могут иметь нормальное число
оборотов постоянным при всех установив-
шихся режимах нагрузки.
Помимо этого регуляторы используются
для поддержания верхнего уровня воды перед
сооружением гидростанции путём ограничения
расхода, потребляемого турбиной. Последнее
осуществляется вручную или автоматически
при помощи поплавкового устройства в верхнем
бьефе, связанного с механизмом ограничи-
теля регулятора.
Регулирование числа оборотов может быть
выполнено:
а) воздействием на момент сопротивления,
который приложен к валу турбины, т. е. авто-
матическим введением дополнительной нагруз-
ки турбины при повышении или снятием части
нагрузки при понижении числа оборотов;
б) воздействием на действующий момент
со стороны рабочего колеса, т. е. изменением
расхода воды, потребляемой турбиной, при
помощи автоматической перестановки регули-
рующего органа (направляющего аппарата,
сопла и т. п.).
Регулирование изменением на-
грузки турбины осуществляется механиче-
ским путём (введением тормозящего действия),
что применяется иногда при непосредственной
связи вала турбины с рабочей машиной (на-
пример, в случае непосредственного привода
к дефибреру меняется его загрузка) или, если
турбина работает на электрический генера-
тор, введением в электрическую сеть доба-
вочного сопротивления.
Электрический регулятор этого типа целе-
сообразно применять в качестве дополнитель-
ной меры, облегчающей регулирование путём
изменения расхода воды.
Регулирование изменением рас-
хода воды требует больших усилий для
привода регулирующего механизма. Необхо-
димая работа регулирования не может быть
развита центробежным маятниковым регуля-
тором. Поэтому для регулирования гидротур-
бин применяют регуляторы непрямого дей-
ствия, производящие необходимую работу
регулирования при помощи сервомоторов,
состоящих из цилиндра и поршня (или плун-
жера), действующих путём подачи под давле-
нием рабочей жидкости (масла, реже воды).
Масло в сервомоторе распределяется в про-
точных регуляторах при помощи золотников,
к которым оно подаётся непосредственно от
насоса, а в котельных регуляторах через
масло-воздушный котёл.
Работа регулирования, под которой пони-
мается произведение из потребного макси-
мального перестановочного усилия на полный
ход регулятора, в большой мере зависит от
конструкции передачи к регулирующему
органу турбины и определяется на основании
расчётов и опытных данных.
Работоспособность регулятора Аг (макси-
мальное усилие, развиваемое сервомотором,
помноженное на путь поршня от полного от-
крытия до полного закрытия турбины) при-
нимается с запасом не менее 20—30% от
необходимой работы регулирования. Ориенти-
ровочно для турбин Френсиса и пропеллерных
она может быть подсчитана по формуле
Ar = 3CQ
где Q — расход через турбину в л$/сек, Н —
напор гидроустановки ъ м п Dp — диаметр
рабочего колеса турбины в м.
Тип и конструкция регулятора в основном
определяются величиной работоспособности и
типом турбины. Регуляторы малых работоспо-
собностей от 25 до 1000 кгм и в некоторых
случаях до 2000 кгм изготовляются проточ-
ного типа. Регуляторы больших работоспособ-
ностей, достигающих 400 000 кгм, изготовля-
ются исключительно котельного типа. В связи
с большим удобством осуществления полной
автоматизации управления регуляторы котель-
ного типа применяются, начиная с работоспо-
собностей от 300 кгм.
ПРИНЦИПИАЛЬНЫЕ СХЕМЫ
РЕГУЛИРОВАНИЯ
Основные элементы регулятора — центро-
бежный маятник, золотник и сервомотор —
связаны между собой соответствующими кине-
матическими звеньями и маслопроводами.
В технике турбостроения эта связь имеет
много разновидностей.
По принципу действия различают схемы
регулирования с жёстким включением, приме-
няемые только на малых регуляторах, и с
податливым выключением или с изодромным
механизмом, имеющие наибольшее распростра-
нение. ;
Схемы с жёстким выключением (фиг. 84)
характеризуются обычно применением главного
рычага YZS, связывающего муфту маятника У,
точку выключения Z, кинематически соединён-
ную системой рычагов и тяг с штоком поршня
сервомотора, и точку управления золотником S.
Рычаг YZS закреплён шарнирно в точках YnZ.
Золотник под влиянием замыкающей пружины
упирается помощью тяги в точку S рычага YZS.
Если в начальный момент времени турбина
полностью нагружена, то главный рычаг зани-
мает положение /. При сбросе нагрузки

ГЛ. VII]
РЕГУЛИРОВАНИЕ
311
с турбины число оборотов увеличивается,
грузы маятника расходятся и перемещают
муфту Y вверх; рычаг YZS поворачивается
вокруг неподвижной в первоначальный момент
времени точки Z, вследствие чего точка S
опускается, что вызывает смещение золотника
и движение поршня сервомотора на закрытие.
Движение поршня вызывает с помощью
механизма выключателя (по схеме в виде
рычага и тяги) перемещение точки Z вверх,
что производит в свою очередь поворот
рычага YZS вокруг точки Y влево (против
часовой стрелки), вследствие
чего открытие золотника умень-
.1 шается. Движение такого ха-
Фиг. 84. Схема регулирования с жёстким выклю-
чением: / — маятник; 2—механизм изменения
числа оборотов; 3 — сервомотор; 4— золотник;
5—ограничитель открытия.
рактера происходит до тех пор, пока золог-
ник не придёт в среднее положение и не
наступит равновесие системы. При новом по-
ложении сервомотора, соответствующем новой
величине нагрузки турбины, установившейся
после сброса, точка Z займёт по схеме более
высокое положение. Таким образом, рычаг
YZS после регулирования окажется в поло-
жении II. Очевидно, что установившееся нор-
мальное число оборотов турбины после сброса
окажется большим, чем было до сброса на
величину, определяемую смещением муфты Y
вверх. Если число оборотов маятника до сброса
нагрузки было пт1 и после сброса пш, то
величина 8Г= —т2 "**... 2 называется коэфи-
циентом неравномерности регулирования.
В случае полного сброса нагрузки для рас-
сматриваемой схемы с жёстким выключателем
коэфициент неравномерности регулирования
будет равен коэфициенту неравномерности ре-
гулятора Ь. При практически прямолинейной
зависимости между числом оборотов и сме-
щением муфты маятника, с одной стороны,
й между смещением точки Z и изменением
нагрузки турбины — с другой, можно считать,
что при сбросе части нагрузки, равной NQ~
—iV^=X//max, неравномерность регулирования
будет 8Л = Х8, где N—мощность турбины
в кет, Nmax—её максимальное, NQ — началь-
ное, Nk — конечное значения, X — относитель-
ная величина сброса мощности.
Для приведения числа оборотов после регу-
лирования к требуемым, а также вообще для
установления необходимого числа оборотов
служит специальный механизм для измене-
ния числа оборотов. Механизм изменения
числа оборотов показан на фиг. 84 в виде
устройства, при вращении которого происхо-
дит перемещение опорной точки О^ выключа-
тельного рычага. При медленном движении
точки О\ вверх или вниз может быть достиг-
нуто новое равновесное положение системы
с требуемым числом оборотов. Так, например,
при движении точки О] вниз золотник не-
сколько прикрывает турбину, число оборотов
несколько падает и золотник снова занимает
среднее положение под влиянием опускания
• муфты Y вниз и частичного смещения точки Z
вверх от выключающего действия сервомо-
тора. Кроме того, механизм изменения числа
оборотов используется для перераспределения
нагрузки между параллельно работающими
агрегатами на одну общую сеть, а также д ш
регулирования частоты сети. Если агрегат
работает на электрическую сеть большой
ёмкости, то при перемещении точки Z вверх
или вниз и последующем изменении мощности
число оборотов почти не изменится и рычаг
YZS в результате перемещения поршня серво-
мотора займёт снова практически старое по-
ложение. Таким образом, действуя механиз-
мом изменения числа оборотов, возможно
нагружать в той или иной мере параллельно
работающие агрегаты и введением в общую
сеть той или иной добавочной мощности вести
подрегулировку частоты с требуемой точ-
ностью.
Для установления предельно допустимого
открытия турэины и соответственно мощности
агрегата служит ограничитель открытия,
который, кроме того, может быть также
использован и для принудительного перерас-
пределения мощности между параллельно ра-
ботающими агрегатами и регулирования
частоты. Механизм ограничителя открытия
показан на фиг. 84 в виде дополнительной
системы рычагов а и б. Точка О2 подвеса
рычага б выполнена по аналогии с механиз-
мом изменения числа оборотов подвижной.
С помощью аналогичного механизма произво-
дится поворот рычага до соприкосновения
его выступа с выступающим элементом по-
движного золотника или его иглы, после чего,
как бы ни падало число оборотов турбины,
движение поршня сервомотора на открытие
происходить не будет и силовое замыкание
в точке S нарушится, поскольку правый конец
главного рычага YZS при снижении числа
оборотов будет подниматься. При дальнейшем
нажатии на золотник будет происходить за-
крытие турбины и движение поршня серво-
мотора вверх, которое путём поворота рычага а
вызовет подъём правого конца рычага б,
вследствие чего золотник вернётся в среднее
положение. Действуя механизмом ограничи-
теля, можно закрыть турбину на любую вели-
чину до полного закрытия, а также и откры-
вать до тех пор, пока золотник не придёт
в соприкосновение с точкой S. При дальней-
шем выводе ограничителя выступ ограничи-
тельного рычага разобщится с выступом
золотника; после этого открытие и число обо-
ротов турбины установятся соответственно
нагрузке и положению механизма изменения
числа оборотов. При пользовании ограничи-

312
ГИДРОТУРБИНЫ
[РАЗД. IV
телем для регулирования частоты и перерас-
пределения мощности обычно рычаг YZS
отводится так, чтобы при максимальном рабо-
чем открытии и нормальном числе оборотов
между золотником и точкой S рычага YZS
оставался лишь небольшой просвет. Тогда
в случае резкого увеличения числа оборотов,
например, по причине выключения агрегата
из сети, быстро вступит в действие авто-
матическое регулирование для закрытия тур-
бины.
Схема с изодромным механизмом (фиг.85)
характеризуется применением пружинного
масляного катаракта, который
служит для приведения числа
оборотов после процесса регу-
Фиг. 85. Схема изодромного регулирования с масляным
катарактом: 1 — маятник; 2 — механизм изменения числа
оборотов; 3 — сервомотор; 4 — золотник; 5 — ограничи-
тель открытия; 6 — обойма катаракта; 7 — игла ката-
ракта; 8 — цилиндр катаракта; 9 — поршень катаракта;
10 — клин неравномерности.
лирования к первоначальным или отличаю-
щимся от них на небольшую величину, опре-
деляющую остающуюся неравномерность регу-
лирования. В силу этого изодромное регули-
рование имеет преимущество по сравнению
с регулированием с жёстким выключением.
Кроме того, это же свойство позволяет выби-
рать неравномерность регулятора достаточно
большой, что выгодно с точки зрения устой-
чивости регулирования. Изодромный меха-
низм (фиг. 85), обычно включаемый в меха-
низм выключателя, состоит из цилиндра, свя-
занного кинематически с поршнем серво-
мотора, и поршня, соединённого с точкой Z
главного рычага YZS. В цилиндр залито масло,
перекрывающее поршень, в котором имеется
небольшое регулируемое дроссельное отвер-
стие. Шток поршня двумя буртиками в сред-
нем положении соприкасается с двумя шай-
бами, которые разжимаются вставленной"
между ними пружиной и упираются в выступы
обоймы катаракта. При смещении поршня
сервомотора обойма катаракта остаётся непо-
движной или перемещается в небольших пре-
делах, тем самым перемещая среднее положе-
ние поршня катаракта. Это перемещение осу-
ществляется с помощью углового рычага
в зависимости от угла наклона клина нерав-
номерности, прикреплённого к штоку поршня
сервомотора, и служит для введения необходи-
мой величины остающейся неравномерности
регулирования.
Чисто изодромное регулирование имеет
место в случае установки плоскости клина
неравномерности параллельно движению штока
сервомотора, в связи с чем обойма катаракта
остаётся во время процесса регулирования
неподвижной. При сбросе нагрузки и увели-
чении числа оборотов поршень сервомотора
будет перемещаться вверх на закрытие. При
этом цилиндр катаракта, поднимаясь вверх,
будет увлекать через масляную подушку и
поршень, в результате чего произойдёт сжа-
тие пружины катаракта, как показано слева
на фиг. 85. Смещение поршня катаракта вызо-
вет перемещение точки выключателя Z глав-
ного рычага регулирования. Одновременно
с этим поршень катаракта под влиянием пру-
жины и собственного веса будет медленно
возвращаться обратно до упора за счет пере-
пуска масла через дроссельное отверстие
в поршне катаракта. При движении поршня
катаракта вниз он будет оказывать действие
на точку Z рычага управления по аналогии
с механизмом изменения числа оборотов,
в результате чего точка Z, заняв первоначаль-
ное положение, приведёт число оборотов
к тем, которые существовали в начале про-
цесса. При набросе нагрузки процесс будет
происходить аналогично описанному, но в дру-
гом направлении.
Изодромное регулирование с остающейся
неравномерностью регулирования отличается
введением смещения обоймы катаракта соот-
ветственно ходу поршня сервомотора. Это
достигается за счёт углового рычага, на ко-
торый воздействует клин неравномерности.
В связи с этим обойма катаракта будет зани-
мать различные положения соответственно
каждой мощности и каждому положению
поршня сервомотора. Благодаря этому и по-
ложение точки Z в конце процесса регулиро-
вания каждый раз будет отличаться от на-
чального, что в итоге приведёт к другим
числам оборотов. Клин неравномерности регу-
лирования устанавливается таким образом;
чтобы после сброса нагрузки обороты тур-
бины были выше начальных. Если при полном
изменении нагрузки коэфициент неравномер-
ности регулирования равен &,.тах, то при ча-
стичном изменении мощности X коэфициенг
неравномерности регулирования будет равен
3 ^
Отверстие в поршне катаракта, дроссели-
рующее масло, обычно образуется дроссель-
ной иглой переменного сечения с необходи-
мыми канавками или скосами. Дроссельная
игла связывается жёстко с подвесной обоймой
катаракта. Это позволяет: а) иметь дроссель-
ное отверстие закрытым, когда поршень ката-
ракта на упоре; б) за счёт размеров и скосов
канавок иглы получать требуемые скорости
возвращения катаракта в зависимости от сме-
щения поршня катаракта из своего равновес-
ного положения; в) путём смены или при
соответствующей конструкции поворота иглы
производить подрегулировку скоростей воз-
вращения поршня катаракта и степени нечув-
ствительности механизма.
Механизм изменения числа оборотов и
ограничитель открытия выполняют при изо-
дромном регулировании ту же роль, что и при
жёстком регулировании. Кроме ручного при-
вода эти механизмы снабжаются электродви-
гателями для дистанционного управления. Эти

ГЛ. VII]
РЕГУЛИРОВАНИЕ
313
механизмы с электроприводами могут быть
использованы также для автоматического регу-
лирования частоты и мощности станции.
Схемы новейших регуляторов включают
автоматические устройства, которые перево-
дят регулятор на ограничитель: 1) при нару-
шении передачи от турбины к центробежному
маятнику и 2) иногда на турбинах Каплана
при падении давления в котле маслонапорной
установки ниже допустимого (во избежание
излишнего расхода масла на закрытие серво-
мотора рабочего колеса). В последнем случае
турбина автоматически закрывается, при этом
механизм управления лопастями рабочего
колеса остаётся неподвижным. Это осуще-
ствляется специальным шарнирно закреплён-
ным в точке О2 рычагом в (фиг. 85), который
слегка прикасается к упору золотника и авто-
матически, при срабатывании соответствую-
щего реле, застопоривается в шарнире, после
чего регулятор оказывается на ограничителе.
Рычаг застопоривается давлением масла, под-
водимого со стороны опоры рычага ограни-
чителя. При дальнейшей работе турбины на
ограничителе роль правого
конца рычага б, который мог
оказаться отведённым от со-
Мр Откр.
Фиг. 86. Схема изодромного регулирования с фрикцион-
ной передачей: / — шайба изодрома; 2—фрикционный
диск; 3 — клин неравномерности; 4— шпиндель.
прикосновения с упором золотника, будет вы-
полнять рычаг в.
Схема регулирования с изодромным меха-
низмом, выполненным в виде фрикционной
лобовой передачи, изображена на фиг. 86. При
действии выключателя шайба изодрома сме-
щается вместе со шпинделем и возвращается
обратно в среднее положение по отношению
к фрикционному диску, навинчиваясь на шпин-
дель, тем самым восстанавливая обороты.
Остающаяся неравномерность получается за
счёт клина неравномерности и углового ры-
чага о — i, перестанавливающего рычаг вы-
ключателя.
Тенденции развития принципиальных
схем регулирования. Вводится автоматиза-
ция пуска и остановки с применением гидро-
механических и электрических блокировок
между механизмами турбины и регулятора.
В целях повышения чувствительности регуля-
тора вводятся дополнительные гидравлические
передачи между центробежным маятником и
элементами управления золотника [28]. При-
меняется так называемое гидромеханическое
выключение, освобождающее схему от золот-
никовых рычагов управления (см. фиг. 92).
Помимо обычного центробежного маятника
применяется импульс от ускорения турбины
для привода золотникового устройства. Это
обеспечивает возможность получения регуля-
тора, реагирующего более быстро на измене-
ния режима турбины и тем самым позволяю-
щего получить при тех же максимальных
скоростях действия сервомотора меньшие
отклонения чисел оборотов при регулирова-
нии.
Взамен центробежного маятника приме-
няется гидродинамический, основанный на
использовании масляного насоса, с приводом
от вала турбины, который в сочетании с дрос-
селирующим пружинным устройством выпол-
няет роль маятника. Находят также примене-
ние электрические схемы регулирования,
в которых электрические контуры и реле за-
меняют центробежный маятник и распреде-
лительное устройство, управляющее золотни-
ком регулятора.
Двойное регулирование гидротурбин
[14, 23] характеризуется применением до-
полнительных устройств или механизмов, при-
водимых в действие от основного сервомо-
тора регулятора. В зависимости от вели-
чины перестановочных усилий эти механизмы
имеют механический или гидравлический при-
вод со специальным золотником и сервомо^
тором.
Двойное регулирование турбин Каплана
характеризуется поворотом лопастей рабо-
чего колеса в зависимости от открытия на-
правляющего аппарата в целях достижения
наивысшего к. п. д. при различных режимах
работы турбины. На малых турбинах Каплана
иногда применяют механический привод к ра-
бочим лопастям рабочего колеса. На боль-
ших вертикальных турбинах Каплана приме-
няется гидравлический сервомотор, помещае-
мый во втулке рабочего колеса, с золотни-
ком внутри сервомотора, или между фланцами
турбинного и генераторного валов. Наиболее
совершенная конструкция ЛМЗ характери-
зуется расположением золотника у верхнего
конца вала над генератором для турбин сред-
них размеров (фиг. 876) и в отдельной колонке
комбинатора на полу машинного зала для
крупных турбин [23]. Необходимая зависимость
между открытием направляющего аппарата и
позоротом лопастей рабочего колеса дости-
гается с помощью комбинаторного устройства,
снабжённого комбинаторным кулаком или
клином, имеющим требуемый профиль. В слу-
чаях сильно меняющегося напора произво-
дится замена комбинаторных кулаков или
устанавливается пространственный комбинат
тор, позволяющий вручную и в случае надоб-
ности автоматически с помощью поплавкового
устройства изменять комбинаторную зависи-
мость соответственно изменяющемуся напору
установки (фиг. 87а).
Помимо автоматического привода к пово-
ротным лопастям предусматривается устрой-
ство для ручного управления, позволяющее
турбине работать как пропеллерной на тре-
буемых углах поворота лопастей, а также
пусковое устройство, устанавливающее рабо-
чие лопасти в открытом положении для облег-
чения пуска турбины. Время действия сервомо-
тора рабочего колеса при открытии (То\

314
ГИДРОТУРБИНЫ
[РАЗД. IV
берётся примерно равным времени открытия
направляющего аппарата, а время закрытия (Т'Л
принимается значительно больше соответ-
ствующего времени закрытия направляющего
аппарата, а именно порядка 25—40 сек., во из-
бежание вредного влияния гидравлического
Фиг. 87а. Схема регулирования турбин Каплана: / — клин
комбинатора; 2 — ролик; 3— тяга комбинатора; 4 — зо-
лотник рабочего колеса; 5— сервомотор рабочего колеса;
6— шпинлель комбинатора; 7—супорт; 8, 9 — ручной
привод управления лопастями рабочего колеса; 10 — ма-
ховлчок для перестановки по напорам.
удара во всасывающей трубе, возникающего
при сбросах нагрузки.
Двойное регулирование турбин Френ-
сиса характеризуется применением холостых
спусков, открывающихся при быстрых закры-
тиях турбины во врел:я регулирования при
сбросах нагрузки, в целях смягчения влияния
гидравлического удара в напорном трубопро-
воде. Холостые спуски имеют механический
(фиг. 88) или гидравлический привод (фиг. 89)
в зависимости от величины перестановочных
усилий и размеров. В конструкцию привода
к холостым спускам во всех случаях вводится
масляный пружинный катаракт с дроссельным
отверстием и обратным клапаном, который
устанавливается с целью получения следую-
щих условий работы холостых спусков: при
медленных закрытиях масло переливается
через дроссельное отверстие и холостой спуск
остаётся закрытым; при быстрых закрытиях
холостой спуск открывается на некоторую
величину, и если турбина более не откры-
вается, то после этого холостой спуск мед-
ленно закрывается за счёт действия пружины
катаракта; при быстром закрытии турбины
с немедленным последующим открытием хо-
лостой спуск вначале открывается, а затем
закрывается синхронно с турбиной; если в на-
чальный момент холостой спуск закрыт, он
остаётся закрытым и при открытии турбины
(при этом масло в катаракте переливается через
обратный клапан). Холостые спуски снабжа-
ются также ручным приводом, который позво-
ляет открыть и держать открытым холостой
спуск при любом открытии турбины в целях
водосброса.
Двойное регулирование турбин Пель-
тона имеет то же назначение, что и турбин
Френсиса. Осуществляется оно также с по-
мощью холостых спусков, но чаще установкой
в дополнение к соплам отклонителей струй.
В первую стадию регулирования вступают
в действие при сбросах нагрузки отклонители
струй, после чего иглы медленно прикры-
вают сопла. В равновесном положении откло-
нители должны оставаться в таком положении,
чтобы между струёй и режущей кромкой от-
клонителя оставался небольшой зазор. Это
достигается путём введения комбинаторной
связи между сервомотором отклонителей и ме-
Фиг. 876. Золотник рабочего колеса (конструкция
В. А. Тиме): 1 -золотник; 2 — комбинаторный привод;
3— подвод масла под давлением; 4—слив масла; 5—выклю-
чательная штанга; 6 — вал турбины; 7 — сервомотор
рабочего колеса.
ханизмом управления иглами. Привод к иглам —
механический или в виде специальной гидра-
влической передачи с отдельным сервомото-
ром и золотником. На фиг. 90 показана уста-
новка одного сервомотора для отклонителей и
второго — для игл, действующего от первого.
В случае нескольких сопел отклонители и'
иглы имеют механическую связь с соответ-
ствующими сервомоторами. Применяются также
вспомогательные сервомоторы дополнительно
на каждой игле.

ГЛ. VII]
РЕГУЛИРОВАНИЕ
315
Турбина закрыт*
холостой спуск
закрыт
Закрытое*
положение
холостого -^^
спуска Щ^ ^
Закрытое положение
2 турбины
Г
Закрытие
турбины
Открытий
турбины
Фиг. 88. Холостой спуск конструкции ЛМЗ
с механическим приводом: 1 — трубопровод
для промывки; 2— разгрузочная труба; 3—пор-
шень холостого спуска; 4—дроссель; 5—пор-
шень катаракта; 6— ось штока сервомотора
регулятора скорости; 7—обратный клапан.
Фиг. 89. Холостой спуск конструкции ЛМЗ с гидра-
влическим приводом: / — сервомотор холостого спуска;
2— золотник; 3—обратный клапан; 4 — масляный ката-
ракт; 5— ручное регулирование; 6— дроссель; 7 — тяга
регулирующего кольца; 8 — клапан холостого спуска.
Фиг. 90. Схема регулирования турбины. Пельтона с по-
следовательной гидравлической передачей от отклони-
теля к игле: / — маятник; 2 — сервомотор; 3 — золотник;
4— отклонитель; 5— игла; 6 ~ комбинатор.

316
ГИДРОТУРБИНЫ
[РАЗД. IV
ТИПЫ И КОНСТРУКЦИИ РЕГУЛЯТОРОВ
Проточные регуляторы. В регуляторах
проточного типа масло подаётся насосом не-
посредственно в золотник, имеющий отрица-
тельные перекрытия (регуляторы типа Т и Л
[18,27]). Масло в среднем положении золотника
переливается через эти перекрытия обратно
в масляный резервуар. В некоторых регуля-
торах проточного типа применяются редук-
ционные клапаны (фиг. 92). Все элементы ре-
гулятора вместе с сервомотором обычно ском-
понованы на одной станине. Передача от серво-
мотора к направляющему аппарату турбины
осуществляется с помощью рычажной передачи
и регулирующего вала. Проточные регуляторы
снабжены механическим ручным регулирова-
нием в виде разобщающегося винтового или
23
Фиг. 91. Регулятор типа Т-25 ЛМЗ им. Сталина: 1 — маят-
ник регулятора; 2 — шкив регулятора; 3—вал маятника;
4—штифт маятника; 5 —серьга; 6 — рычаг золотника; 7 —зо-
лотник; 8 — зубчатый масляный насос; 9 —всасывающая трубка
насоса; 10 — нагнетательная трубка к золотнику; И — трубка
от золотника к сервомотору на закрытие; 12 — трубка от зо-
лотника к сервомотору на открытие; 13— сервомотор; 14—стойка
выключателя; 15 — клин выключателя; 16— поршень выключа-
теля; 17 — маховик ручного регулирования; 18 — рычаг вклю-
чения ручного регулирования; 19—маховичок для открытия
предохранительного клапана; 20 — предохранительный клапан;
21 — указатель открытия; 22 — маховичок механизма измене-
ния числа оборотов; 23—маховичок механизма ограничения
открытия; 24 — тахометр.
тия, то передачу к насосу выбирают, исхо-
дя из меньшей величины, а ббльшее время
(на закрытие или открытие) получают за счёт
специальных дросселирующих масло отверстий
в корпусе золотника. Механизмы регуляторов
снабжены централизованной смазкой, которая
подаётся из насоса в маслосборник, откуда по
смазочным трубкам подаётся к местам смазки.
предохранительного (фиг. 91, позиции 19 и 20).
В номенклатуру проточных регуляторов завода
им. Сталина в Ленинграде входят типы Т-25,
Т-50, Т-100, Л-200, Л-400,Л-750,Л-1200,Л-1800
и Л-2500, из которых два последних изго-
товлялись редко. Цифры соответствуют работо-
способности регулятора, выраженной в кгм.
Регулятор Т-25 (фиг. 91) выполнен по жёсткой
схеме с неравномерностью регулирования
8—10%. Характерной особенностью этого типа
является установка масляного насоса на одном
валу с центробежным маятником. В целях
облегчения работы золотника и насоса в сред-
нем положении золотника, уменьшения нагрева
масла и вследствие ряда конструктивных сооб-
ражений в золотнике применён байпас. Послед-
ний образуется заточкой на золотнике и коль-
цевыми канавками в корпусе золотника и слу->
жит для перепуска масла в нерабочем
(среднем) положении золотника. При
смещении золотника в одну или другую
сторону байпас закрывается, и масло
целиком устремляется через соответ-
ствующее рабочее окно золотника в
полость сервомотора.
Регуляторы типа Л [18] имеют вы-»
полненный в виде фрикционной переда-
чи изодромный механизм с приводом от
вала маятника регулятора. Остающаяся
неравномерность регулирования прини-
мается порядка 2—2,5%.
Регулятор снабжён золотником двой^
ного действия в целях уменьшения пе-
рестановочного усилия. Главный рычаг
регулятора воздействует на иглу золот-
ника, которая в свою очередь приво-
дит в движение тело рабочего золот-
ника. Для осуществления гидравлической
связи между иглой и телом золотника
служит второй, малый насос, действие
которого используется в случае малых
колебаний системы регулирования. При
больших смещениях иглы выключается
байпас, предусмотренный на теле глав-
ного золотника, после чего включается
для работы на сервомотор и первый
большой насос. Для регуляторов боль-
ших работоспособностей проточного
типа применяется также и 3-й насос,
служащий только для связи между золот-
никами.
Центробежный маятник и насос для
регуляторов типа Т и Л имеют ремён-
ный привод от вала турбины. Они рас-
считаны для времени регулирования,
начиная с 1,4—1,5 сек. при нормаль-
ных числах оборотов насоса, которое
может быть увеличено за счёт переда-
точного числа ремённого привода к
насосу до требуемой величины. В том
случае, если из условий регулирования
требуется время открытия иметь суще-
ственно отличным от времени закры-
червячного ручного привода к штоку серво-
мотора. Одновременно с включением ручного
регулирования выключается и масляный насос
нажатием на специальный клапан, который
выпускает масло обратно в сливной резервуар,
причём насос продолжает работать вхолостую.
Этот клапан обычно выполняет также роль
В целях удобства установки регуляторов вра-

ГЛ. VII]
РЕГУЛИРОВАНИЕ
317
21
Фиг. 92. Регулятор типа VK: 1 — центробежный маятник; 2— распределительный золотник; 3 — зубчатый
насос; 4 — всасывающая труба; 5 — сливная труба; 6 — напорная труба; 7 — манометр; 8— перепускной
(редукционный) клапан; 9—напорная труба к перепускному клапану; 10 — поршень сервомотора; 11— ци-
линдр сервомотора: 12—зубчатый сектор ручного регулирования; 13 — регулирующий вал; 14 — станина;
15 — регулирующий рычаг; 16 — рычаг механизма неравномерности; 17 — тяга механизма неравномерности;
18—выключающий механизм; 19—изодромный механизм; 20 — ручное управление механизма изменения
числа оборотов; 21 — электромотор механизма изменения числа оборотов; 22 — маховик ручного регули-
рования; 23 — рукоятка для включения ручного регулирования; 24 — эксцентриковая втулка; 25 — червяк
ручного регулирования; 26 — спускной кран; 27—тахометр.

318
ГИДРОТУРБИНЫ
(РАЗД. IV
щение маятника, насоса, направление закры-
тия, расположение ручного и автоматического
привода (справа или слева), а также положе-
ние регулирующего вала горизонтально (сверху
или внизу) или вертикально (спереди или сзади)
может выбираться произвольно путём переста-
новки или замены соответствующих элементов
конструкции. Угол поворота регулирующего
вала, соответствующий полному ходу поршня
сервомотора, равен 45 + 5°.
На фиг. 92 показан регулятор конструк-
ции типа VK. Его перепускной клапан выпол-
нен в виде редукционного, который устана-
вливается на необходимое рабочее давление.
Излишек масла перетекает в сливной резервуар.
Регулятор снабжён эвольвентным маятником,
вращающимся на одном валу с насосом с ги-
дравлическим пружинным катарактом и ги-
дравлическим выключателем. Сервомотор—ди-
ференциального действия. Ручной механиче-
ский привод имеет червячную передачу с чер-
вяком, установленным в эксцентричной втулке.
Это позволяет разобщать передачу ручного
привода к направляющему аппарату турбины
при переходе на автоматическое регулирова-
ние.
Котельные регуляторы. В котельных ре-
гуляторах [19, 20, 28] применяется масло-воз-
душный котёл, где масло находится под давле-
нием сжатого воздуха. Воздух в котёл пред-
варительно нагнетается воздушным компрес-
сором или масляным насосом, работающим на
котёл, который совместно с маслом засасывает
воздух через специальное перекрываемое от-
верстие в зоне всасывания. Нужное количество
воздуха в котле для покрытия утечки и расхода
воздуха, увлекаемого маслом, поддерживается
периодической подкачкой воздуха от ком-
прессора или с помощью специальных воз-
душных насосов, работаю-
щих от давления масла в
котле. Золотник котельных
регуляторов имеет поло-
Фиг. 93. Схема маслонапорной установки: / — мотор;
2 — насос; 3 — обратный клапан; ^ — перепускной кла-
пан; 5—предохранительный клапан; 6 — сливной трубо-
провод от золотника регулятора; 7 — напорный трубо-
провод к золотнику регулятора; 8 — воздухопровод от
компрессора.
жительные перекрытия, благодаря которым
в среднем положении золотник запирает рабо-
чие окна и тем самым отключает сервомотор
от маслонапорной установки (фиг. 93). Возме-
щение масла, расходуемого на регулирование
и утечки через клапаны и золотники, произ-
водится специальными масляными насосами
с приводом от вала турбины или or электро-
двигателя. Существуют две схемы использовав
ния насосов: а) непрерывная работа насоса
на котёл с дросселированием лишнего расхода
масла через предохранительный клапан, от-
регулированный на рабочее давление в котле;
эта схема для основных насосов применяется
редко, поскольку в результате непрерывного
дросселирования масло нагревается, что обусло-
вливает необходимость специальной установки
для его охлаждения и, кроме того, насос, всё
время работая под давлением, требует боль-
шого расхода энергии; б) насос работает пе-
риодически на котёл и на слив, поддерживая
необходимое давление в котле напорной уста-
новки. При этом включение и выключение
насоса производятся двумя методами: 1) с по-
мощью перепускного клапана (фиг. 94), имею-
Спиб
Фиг. 94. Перепускной клапан конструкции ЛМЗ: /—пор-
шень клапана; 2 — игла; 3—пружина; 4—регулирующая
гайка; 5 — регулирующий дроссель; 6 — трубка от котла;
7 — сливная трубка.
щего импульс от давления в котле, или 2) от
реле давления, действующего на пускатель,
приводного электродвигателя к насосу. Послед-
ний метод является более экономичным с точки
зрения потребления энергии, поскольку по
достижении нормального давления в котле
насос останавливается. Этот метод управления
насосом обычно применяется в совокупности
с непрерывно действующим масляным вторым
насосом, благодаря чему основной насос вклю-
чается редко, лишь в случаях резких измене-
ний нагрузки. Второй насос может быть рассчи-
тан только на покрытие утечек масла в системе.
В целях упрощения конструкции насос уте-
чек включается иногда по схеме, описанной
в пункте „а". При этом относительно малый
расход его по сравнению с общим обменом
масла не представляет опасности в отношении

ГЛ. VIII
РЕГУЛИРОВАНИЕ
319
нагрева масла. Приводится этот насос также
от электродвигателя, а в некоторых случаях
непосредственно от вала турбины, что обеспе-
чивает большую надёжность управления агре-
гатом. Независимо от установки перепускного
клапана на трубопроводе между насосом и
котлом устанавливается предохранительный
клапан, отрегулированный на давление не-
сколько выше нормального, а также обратный
клапан, который закрывается при остановлен-
ном насосе или при его работе вхолостую (на
слив). Между обратным клапаном и котлом
устанавливается также клапан с ручным при-
водом, служащий для отключения котла в слу-
чае ревизии или замены элементов арматуры
насосного агрегата.
Котельные регуляторы малых работоспособ-
ностей скомпонованы в одной станине, которая
в некоторых случаях выполняет роль воздуш-
ного котла. Для работоспособностей около
3000 кгм отдельные элементы регулятора
получают значительные размеры, и раз-
мещение их на одной станине привело
бы к громоздким решениям. Поэтому
для этих работоспособностей конструк-
ции регулятора разделяются. В первую
очередь выносится сервомотор ближе к
турбине, в связи с чем обычно надоб-
ность в регулирующем вале отпадает, и
выделяется маслонапорная установка с
воздушным котлом, сливным резервуа-
ром и насосными агрегатами. Золотники
совместно с центробежным маятником,
распределительным устройством и орга-
нами управления компонуются в колонке
управления. Для регуляторов очень боль-
ших работоспособностей порядка 100—
400 тыс. кгм (Рыбинск, Роухиала) золот-
ник выносится из колонки управления и
устанавливается в непосредственной бли-
зости от сервомотора или даже непосред-
ственно на самом сервомоторе. Котель-
ные регуляторы, скомпонованные в од-
ной станине (комплектного типа), имеют
обычно механическое ручное регулиро-
вание (по аналогии с проточными). Круп-
ные же регуляторы при Аг ]> 3000 кгм
во всех случаях снабжаются гидравличе-
ским ручным управлением, состоящим
обычно из специального золотника ручного
регулирования, приводного механизма и устрой-
ства для перевода работы регулятора с руч-
ного регулирования на автоматическое. Рабо-
чий трубопровод от золотника ручного регу-
лирования приключается соответственно к
двум ветвям, идущим от главного золотника
к сервомотору. При включённом ручном ре-
гулировании глаьный золотник отключается
закрытием двух клапанов (или одного двой-
ного), расположенных на рабочих трубопро-
водах от золотника к сервомотору (фиг. 95).
Колонки управления этого типа имеют золот-
ник с двойной гидравлической передачей и
отдельным вспомогательным сервомотором.
При переводе на автомат с помощью переклю-
чателя золотник ручного регулирования засто-
поривается в среднем положении, и одновре-
менно переставляется золотничок управления
двойными клапанами на открытие в положение,
указанное на схеме.
На некоторых регуляторах отдельный зо-
лотник ручного регулирования отсутствует.
Ручное регулирование производится главным
золотником регулятора с помощью специаль-
ного выключающегося механического привода
(регулятор ГЭС Роухиала). Это решение зна-
чительно упрощает схему, однако несколько
понижается надёжность управления агрегатом,
поскольку остаётся только один способ ава-
рийного закрытия турбины с помощью глав-
ного золотника регулятора.
Колонка управления содержит механизмы
изменения числа оборотов и ограничителя
с ручным и дистанционным управлением, ги-
дравлический привод к стопору направляющего-
аппарата, сигнальные лампы включённого и
выключенного положения стопора. Привод
к центробежному маятнику осуществляется
с помощью ремённого привода от вала тур*
бины, а на более совершенных конструкциях —
с помощью электрической передачи с соот^
ветствующей защитой на случай нарушения
0т котла
Фиг. 95. Конструктивная схема колонки управления типа К-25»-
ЛМЗ им. Сталина: 1 — главный запорный клапан; 2 — главный
золотник; 3 — двойной клапан к сервомотору турбины; 4—сер-
вомотор главного золотника; 5 — механизм изменении числа обо-
ротов; 6—переключатель с ручного на автоматическое регули-
рование; 7—механизм ручного регулирования; *—¦ золотник
ручного регулирования; 9—маятник; 10— электромотор маятника.
электропривода маятника. Старые схемы ре-
гулирования в этом случае предусматривали
остановку турбины. В новейших конструкциях
регуляторов турбина не останавливается:произ-
водится фиксирование золотника регулятора
в среднем положении и перевод работы ре-
гулятора на ограничитель. При этом включается
лишь тревожная сигнализация. Автоматическая-
аварийная остановка турбины производится
путём воздействия: 1) на главный золотник и
2) если турбина на ручном регулировании — на
золотник ручного регулирования с помощью-
специального гидравлического привода, упра-
вляемого соленоидом. Останавливающий соле-
ноид включается в цепь защитных реле. В не-
которых случаях автоматическое закрытие
турбины осуществляется включением электро-
двигателя на закрытие механизмом ограничи-
теля открытия. Автоматическая остановка
турбины происходит при разгоне турбины (по-
вышении числа оборотов свыше гарантирован-
ных), при падении давления в маслоиапорной.
установке регулятора ниже допустимого, при:

320
ГИДРОТУРБИНЫ
[РАЗД. IV
потере смазочного масла в подшипнике тур-
бины (от поплавкового устройства), а также
в случаях перегрева подшипников турбины,
генератора и пяты и в других случаях, исходя
из специфических условий установки. Аварий-
ная остановка сопровождается тревожной си-
гнализацией с указанием причины остановки.
Регуляторы снабжаются указателем открытия
и тахометром, расположенным на колонке
управления, манометрами на характерных
участках трубопровоаов и масло-воздушном
котле, а также поплавком уровня масла в слив-
ном резервуаре, масло-воздушным указатель-
ным стеклом на котле с пробными краниками.
Масло-воздушный котёл имеет, как правило,
воздушный и масляный спускные вентили.
Согласно правилам Котлонадзора котёл должен
иметь люк для возможности осмотра внутрен-
ней поверхности.
КОНСТРУКТИВНЫЕ ОСОБЕННОСТИ И
ОСНОВНЫЕ ПОЛОЖЕНИЯ ДЛЯ РАСЧЁТА
ГЛАВНЫХ МЕХАНИЗМОВ РЕГУЛЯТОРА
Центробежный маятник. Основные раз-
меры центробежных маятников,имеющих много
разновидностей, определяются величиной по-
требной энергии маятника Е, представляющей
собой силу,эквивалентную силам, действующим
в маятнике, приведённым к муфте, в предполо-
жении, чго маятник находится в покое.
Энергия маятника Е может быть получена
по началу возможных перемещений. Для схемы
маятника согласно фиг. 9о'а
кг,
где Ьу и 8у2—проекции перемещений точек
приложения сил тяжести муфты Рг и грузов Рд
на вертикальную ось; hxB — горизонтальное пе-
Фиг. 96а. Схема и характеристики центробежного
маятника.
ремещение точки закрепления пружины с натя-
жением F.
В пределах полного хода муфты _утах вели-
чина Е меняется, однако в незначительных
пределах, в связи с чем в расчётах обычно
принимается средняя величина Fm, подсчитан-
ная исходя из полных величин соответствую-
щих перемещений [12]. Приведённая сила маят-
ника к центру тяжести грузов и действующая
перпендикулярно оси вращения:
Кривая изменения Qp = f(x), где х — рас-
стояние центра тяжести груза от оси враще-
ния, носит название характеристики регуля-
тора (фиг. 96а).
Приведённую массу центробежного маят-
ника Цр получают, заменив живую силу маят-
Фиг. 966. Центробежный маятник ленточного типа с ци-
линдрическими грузами ЛМЗ им. Сталина: 1 — грузы;
2 — стальная лента; 3 — регулирующий штифт.
ника равновеликой живой силой некоторой
фиктивной массы, сосредоточенной в муфте.
Вообще говоря, ixp—f(y). В расчётах её
обычно заменяют некоторой средней величи-
ной, которая в нашем примере будет равна
где Sp — путь центра тяжести груза, соответ-
ствующий ходу муфты .Утах-
Приведённая центробежная сила к муфге
А —

ГЛ. VII]
РЕГУЛИРОВАНИЕ
321
приведённая центробежная сила к центру тя-
жести груза
Условие равновесия маятника
APwm - Я = 0 или Сро>2т - Qp = О,
01 куда
Равновесная кривая маятника_у = /(ш) мо-
2 Е
жет быть построена из уравнения шт = -j
(фиг. 96а). Обращаясь к характеристике маят-
ника Qp=f(x) и отмечая, что Ср = 2Мрх,
где Мо = — , имеем
г а
<2M
где <р — угол между осью ох и прямой, пере-
секающей кривую Qp—f(x) в точке с орди-
натой Qp = .QPQ.
Для того чтобы регулятор был устойчив,
необходимо, чтобы с увеличением числа обо-
ротов увеличивалась и ордината у [см. кри-
вую у =/((и)]. Штрихпункгиром аЬ на фиг. 9ба
показана равновесная кривая неустойчивого
маятника. Об устойчивости можно судить
также по характеристике Qp — f(x), на кото-
рой величина Qp должна расти таким обра-
зом, чтобы tgcp, пропорциональный квадрату
чисел оборотов маятника, также увеличи-
вался. '
Коэфициент неравномерности маятника
SOT=(Um2~"<u —-2 (где ш
— равновес-
ные угловые скорости в крайних положениях
муфты) будет больше нуля для устойчи-
вого маятника и меньше нуля для неустойчи-
вого.
Коэфициент нечувствительности опре-
деляется суммой сил трения/?j в самом центро-
бежном маятнике, приведённых к муфте, и
силами трения R2 перестановочного органа,
преодолеваемых муфтой.
Уравнение равновесия регулятора
=-Q. где
2 E + R л
откуда <»т = —Т—; таким образом, полу-
„2
чаются две равновесные кривые ">от —
EA-R
—j—
р
'2 E — R
H(Dm = —1—» которые дадут некоторую
Ар
зону нечувствительности, заштрихованную на
21 Том 12
фиг. 96а. Величина коэфициента нечувствитель-
// г
ш — и>
ности определяется из уравнения е = ——— —,
шт
которая, если пренебречь величинами второго
порядка, будет равна -е = гх -J- 62 = ¦
где ?1 =
/?2
и е2 = —р- — соответствующие
козфициенты нечувствительности от внутрен-
него трения в центробежном маятнике и тре-
ния перестановочного органа.
Коэфициент нечувствительности системы
регулирования в современных новейших ре-
гуляторах не превышает 0,1%. Увеличение
чувствительности достигается особыми кон-
структорскими приёмами. Так, например, на
центробежном маятнике типаТ-25 (см. фиг. 91)
все шарниры заменены ножами, муфта как
таковая отсутствует: движение к золотнику
передаётся с помощью штифта, опирающегося
на перемещающуюся серьгу, связывающую
ножки грузов. Маятник регулятора типа VK
(фиг. 92) отличается полным отсутствием шар-
ниров. В нём трение скольжения заменено тре-
нием качения грузов, имеющих очертание по
эвольвенте,на которую натянута стальная упру-
гая лента, связывающая их с пружиной. Наи-
более совершенным является центробежный
маятник ЛМЗ (фиг. 966). Кроме того, уменьше-
ние ? производится за счёт уменьшения трений
в золотнике и в передаточных устройствах.
С этой целью в распределительное устройство
регулятора вводится дополнительная гидравли-
ческая передача, так что на долю маятника
остаётся лишь преодоление перестановочного
усилия золютниковой иглы или втулочки не-
большого диаметра (порядка 6—8 мм). В связи
с этим величина энергии Е может быть соот-
ветственно уменьшена. На новейших чувстви-
тельных регуляторах величина Е принимается
равной 100—150 кг. Ход маятника принимается
равным 15—25 мм; коэфициент неравномер-
ности 8 изодромного регулятора равен 0,2 ~
-т- 0,35; при жёстком выключателе — 0,06 -г- 0,1.
Коэфициент неравномерности маятника от вы-
бирается с запасом, обеспечивающим величину
перестановки нормальных чисел оборотов в
пределах около ^ 5%-
Основное уравнение движения регулятора,
применимое для неустановившегося движения
-0, гдеТ
есть половина времени свободного падения
.V
— относитель-
муфты регулятора; у\ =
-''max
ДA)
ное смещение муфты маятника; <р = —- =
— ^ — относительное изменение числа
оборотов турбины. Чем приведённая масса ре-
гулятора \хо и время Тг меньше, тем динами-
ческие свойства его выше. В связи с этим уве-
личивают энергию Е за счёт увеличения числа
оборотов самого маятника (до 500—600 об/мин)
с соответствующим усилением пружин. Для

322
ГИДРОТУРБИНЫ
[РАЗД. IV
исследования общих условий регулирования
при совершенных конструкциях центробежных
маятников, в значительной мере освобождён-
ных от вредных трений, применяется основ-
ное уравнение в виде 8*] -f cp = O, полагая, что
Т^ке ничтожно малы.
Золотники регуляторов. Основные пара-
метры золотников — диаметры и ход — опре-
деляются потребным максимальным расходом
масла через золотник при регулировании.
В проточных регуляторах этот расход опре-
деляется установленной производительностью
насосов. Вообще же потребный расход может
быть подсчитан по формуле qp= r л /сек
или по размерам сервомотора qp =1000 ~~, где
VCH— объём сервомотора направляющего ап-
парата в м*.
В случае простейшей конструкции золот-
ника зависимость между диаметром, ходом
золотника s в см vi расходом масла будет
qp = 0,1r.rfjSW,$, где ds — диаметр золотника
в см, a us — скорость масла в окнах в м/сек.
С целью уменьшения протечек масла в
средних положениях золотников котельных ре-
гуляторов применяют прерывистую отсечку,
при которой рабочие кромки с малыми пере-
крытиями занимают только часть цилиндри-
ческого тела золотника и полным сечением
золотник начинает работать только при боль-
ших смещениях. Диаметр золотников по отно-
шению к ходу выбирают большим с целью
иметь минимальный ход золотника, что вы-
годно с точки зрения конструкции распреде-
лительного устройства. Проточные регуляторы
имеют диаметры золотников от 12 до 80 мм
в зависимости от работоспособности. Диаметры
для котельных регуляторов принимаются от
60 до 350 мм для работоспособиостей от 1500
до 400 000 кем, при этом ход золотников при-
нимается от + 5 до + 15 мм. Перекрытия зо-
лотников для проточных регуляторов коле-
блются от 0,1 до 0,5 мм на сторону и в бай-
пасах—от 0,5 до 1 мм на сторону. Скорости
масла в золотниках допускаются до 20 —
25 м/сек. Перекрытия золотников котельных
регуляторов принимаются от 0,05 до 0,5 мм
на сторону в зависимости от диаметров. На-
ружные диаметры золотников изготовляются
обычно по формулярам отверстий с макси-
мальным зазором от 0,02 до 0,04 мм в зависи-
мости от номинального размера диаметра.
Золотники, служащие для привода серво-
моторов диференциального действия, имеют
две отсекающие кромки, а двухстороннего
действия —две пары отсекающих кромок. Для
привода вспомогательных сервомоторов золот-
ников широко применяются золотники с ги-
дравлическим выключением соответственно ди-
ференциального или двухстороннего действия
(фиг. 97, а и б), в которых перемещение упра-
вляемой иглы влечёт за собой равновеликое
перемещение тела золотника. В передачах к
золотникам широко применяется замыкание
кинематических звеньев передачи с помощью
пружин, что устраняет в большой мере
влияние мёртвых ходов и предохраняет от
излома отдельных элементов в случае их за-
едания.
Изодромные механизмы применяются ме-
ханического типа — с фрикционной передачей
и чаще гидравлические с масляным пружин-
ным катарактом. Зарекомендовавшая себя с
положительной стороны конструкция ЛМЗ
От кома-
Фиг. 97. Гидравлический привод для золотников:
а—двухстороннего действия; б — диференциаль-
ного; в—схема регулирования с жёстким вы-
ключателем и двойной гидравлической передачей.
/ — игла золотника; 2 — тело золотника или
поршня.
им. Сталина (фиг. 98) имеет устройство для
установки различных скоростей возвращения
поршня катаракта путём перестановки ры-
чага 4. Основные размеры механизма выби-
раются соответственно размерам приводя-
щегося от него золотника или иглы и главным
образом с учётом возможности получения не-
обходимой величины так называемого времени
изодрома Т,-, определяемого расчётом устой-
чивости регулирования.
Сервомоторы двухстороннего и дифе-
ренциального действия. Усилие, развиваемое
сервомотором, в первом случае будет
где De — диаметр поршня, Ошт — диаметр
штока в см (для обоих направлений движения)
и во втором случае (фиг. 97,6)
Pi
для одного направления и
Pi
для другого, где Dc\ — больший, a D^ — мень-
ший диаметры поршня; pt — индикаторное да-
вление сервомотора в кг/см2; Pi — полная сила
на штоке сервомотора в кг.

ГЛ. VH]
РЕГУЛИРОВАНИЕ
323
Работоспособность сервомотора
Ar=Pi max*mmax'
где mmax—полный ход сервомотора.
Скорость движения поршня сервомотора
проточного регулятора после смещения золот-
ника почти постоянна и равна
л-3
I
• м/сек,
где VCH — объём сервомотора в м3; QH — про-
изводительность насоса в л/сек; Ts - время за-
крытия регулятора в сек. В случае двух по-
следовательно включающихся насосов скорость
носит ступенчатый характер.
В котельных регуляторах скорость движе-
ния поршня сервомотора определяется силой
сопротивления направляющего аппарата, ги-
дравлическими потерями в маслопроводах в
Фиг. 98. Изодромный механизм ЛМЗ им. Сталина: 1—ци-
линцр катаракта; 2 — поршень; 3—игла; 4 — рычаг
механизма неравномерности.
золотнике и величиной открытия золотника.
При полезном сопротивлении в сервомоторе
с площадью давления Fc в см2 относительная
скорость поршня сервомотора выразится урав-
нением
— Tv
в котором
„/я
— Р
сопр
тг — масса движущихся частей и масла, при-
ведённая к поршню сервомотора; Рсопр — сила
сопротивления сервомотора; а
сительное открытие золотника
— отно-
'И'
где ?,-— соответствующие коафициенты сопро-
тивления (стоящие перед квадратом скорости)
и fi — сечения каналов маслопровода. Коэфи-
циент р означает такое предельное относитель-
ное открытие золотника, свыше которого уве-
личение открытия практически не даёт при-
роста скорости поршня сервомотора. Если
массой тг пренебречь, то ц' = ^- и для
1
'= + -=—. Величина
* S
1
=—
' S
переменная и
зависит от положения сервомотора и открытия
золотника. Однако, предполагая Рсопр посто-
янным и допуская замену открытия золотникам
в выражении as2 + b некоторой средней вели-
чиной (вследствие малости as2 по сравнению
с Ь), рассматриваемый коэфициент -=— также
будет постоянной величиной. Величина Ts
представляющая собой время действия серво-
мотора при s = 0smax, равна
5тах V
— Р
сопр
В практике проектирования расчёт времени
закрытия и соответственный выбор размеров
золотников ведут с некоторым запасом. При
этом требуемая величина Ts получается за
счёт введения дополнительного сопротивления
в маслопроводах, учитываемого коэфициен-
том а. Потеря давления в маслопроводах и
золотнике достигает 25—30% от полного да-
вления в котле, т. е.
Го - Pi = @,25-i-0,3) рй.
Требование к конструкции сервомотора
сводится, помимо обеспечения необходимой
работоспособности и механической прочности,
к защите от внутренних и наружных утечек
масла и созданию нормальных условий смазки
рабочих поверхностей. Для этой цели поршни
больших размеров снабжают пружинящими
дополнительными кольцами. Поршни средних
и малых размеров изготовляют обычно с уплот-
нительными канавками, имеющими закруг-
лённые края (на наружных же кромках поршня
закругления не допускаются из-за возможности
втягивания случайных небольших тел и грязи
в зазор между поршнем и цилиндром). В край-
них положениях поршень должен свешиваться
несколько с направляющей поверхности ци-
линдра во избежание его местной выработки,
ведущей к возможности заедания. Наружные
утечки устраняются применением на штоках
кожаных манжет. Для малых диаметров што-

324
ГИДРОТУРБИНЫ
[РАЗД. IV
ков B0—80 мм) обычно применяют манжеты
Г-образные, а для больших диаметров —V-об-
разные. Допуски на обработку посадочных
мест выдерживаются по 2-му классу точности
При коротких сервомоторах три направления
подвижной части не допускается. Например,
яри наличии двух штоков они обычно рас-
сматриваются , как направляющие, а между
поршнем и цилиндром обеспечивается некото-
рый зазор, рассчитанный из предельных от-
клонений в размерах штоков и их направле-
ний.. В котельных регуляторах сервомоторы
снабжаются стопором с гидравлическим при-
водом, управляемым от золотника на колонке
управления.
Расчёт на прочность сервомоторов ведётся
по полному давлению в котле pQ. При двух
спаренных между собой сервомоторах, имею-
щих привод к одному регулирующему кольцу,
крышки с упорами и болты для их крепления
рассчитываются на усилие от двух сервомо-
торов. При наличии регулирующих валов их
проверяют на деформацию, причём критерием
служит не допускаемый угол скручивания на
1 пог. м (как в приводных валах), а отноше-
Дф •¦.-•¦: :'
иие -г-1 , где Д<р — угол скручивания в случае
максимально приложенной силы, а <р — полный
угол поворота, регулирующего вала. Эта ве-
личина допускается не выше 0,5—1°/о.
Масляные насосы применяются шестерён-
чатые и винтовые (см. гл. VIII).
Мошность, потребляемая насосом:
N»=Mt
10,2 у\н
где ря — давление насоса; г1н « 0,6. Расчёт
производительности насосов и особенности
конструкции см. гл. VIII.
Число оборотов шестерёнчатых насосов
500—1000 в минуту, предельная скорость на
начальной окружности около 5—6 м\сек. Вин-
товые насосы допускают числа оборотов до
li500 в минуту.
Котел маслонапорной установки. Раз-
меры масло-воздушного котла выбираются в
зависимости от объёма рбслуживаемых серво-
моторов. Обычно они принимаются исходя
из возможности осуществления двух полных
колебаний поршня сервомотора направляющего
аппарата, на которые уходит 4 объёма серво-
мотора (если нет других сервомоторов). В со-
ответствии с этим, принимая во внимание за-
пас масла при спущенном уровне порядка
4—5 объёмов сервомотора, общий объём
масла в котле должен быть порядка (8-4-9) V'сн.
Уровень масла в котле поддерживается на
середине его высоты или несколько выше, в
связи с чем общий объём котла получается
ориентировочно равным A5 -=- 18) VCH.
Более подробный расчёт котла и его основ
яых параметров ведётся в следующем по-
рядке. Вначале задаются рабочим давлением
р%, которое является нижним пределом при
работе перепускного клапана, обычно прини-
маемое равным 17—20 кг/см2. Затем опреде-
ляют минимальное давление, необходимое для
закрытия направляющего аппарата, Рийп> кото-
рое берётся с некоторым запасом, порядка
0,5—1 кг/сл?2, и определяют рабочий объём
масла, равный для турбин Френсиса
1
Р " " СН рЧр 1 АЛЛ >
где о — кратность ходов сервомоторов, tp —
время регулирования и qp — средний потреб-
ный расход в л\сек и для турбин Каплана
W=a IV,
СН~Г
2VcPKTs
где VcpK — рабочий объём сервомотора рабо-
чего колеса; Ts — время закрытия направляю-
щего аппарата; TO,TS—время открытия и
закрытия рабочего колеса.
Необходимый начальный объём воздуха в
котле будет
где k — показатель политропы, равный 1,4.
Полныйобъём котла
V =
Ро
где Д Л — допускаемое колебание уровня масла
при нормальном давлении р0 в связи с поте-
рей воздуха в котле за счёт утечек и
V'ост'—остающийся объём масла, гарантиру-
ющий непопадание воздуха в напорный трубо-
провод.
Критическое давление в котле рк, при ко-
тором должно сработать реле минимального
давления с оставлением запаса рабочего масла,
достаточным для полного закрытия турбины
и покрытия некоторой аварийной утечки рас-
хода <7о« без учёта работы насоса, будет
Рк*=Рипа
+ V
?
кг/см2.
Давление pmin в некоторых случаях прини-
мается из расчёта возможности закрытия на-
правляющего аппарата без натяга, даже с не-
которым остаточным открытием, меньшим
открытия холостого хода. В этом положении
предусматривается включение стопора напра-
вляющего аппарата специальной конструкции
на первую ступень.
Верхний уровень масла устанавли-
вается объёмом V= Vq — FKkh', отсчитанным
с верхней стороны котла, где ДЛ' — колеба-
ние уровня, вызываемое работой перепускного
клапана.
Нижний уровень масла при сра-
ботке реле давления определится объёмом
воздуха, равным V = (Vo+ bhFK)y ^.Сле-
' Рк

ГЛ. V1IJ
РЕГУЛИРОВАНИЕ
S25
довательно, минимальная длина масломерного
стекла
Производительность насоса QH
определяется временем восстановления te ра-
бочего объёма масла Vp с учётом работы на-
соса в течение полного времени регулирова-
ния tp, за которое израсходован объём Vp
(утечками масла qn за время регулирования
можно пренебречь, так как при этом они ни-
чтожны вследствие смещения золотников),
тогда
ta —
Qh — Яп
Qh
te принимается от 1 до 3 мин. в зависи-
мости от величины запаса в рабочем объёме
масла.
Режим работы насоса Ая, определяемый
отношением времени работы насоса под на-
грузкой tHp к времени работы вхолостую tHX,
к = ^?. .= Яп
1нх Qh Qn
принимается нормально не ниже !/4—Vs-
Период включения насоса Тн определится
конструкцией и настройкой перепускного кла-
пана
A
Яп \ У
в зависимости от перепада давления Ар, не-
обходимого для работы перепускного клапана
(при давлении />о+Д/> происходит его откры-
тие и насос работает вхолостую, при падении
давления до р0 клапан закрывается и насос
работает на котёл). Этот перепад, обычно
равный 1—-1,5 кг\см\ зависит от жёсткости
пружины иглы перепускного клапана, вели-
чины перекрытий в игле, а также времени
открытия и закрытия клапана. Включения
насоса допустимы с периодом Тн не менее
20-25 сек.
Размеры арматуры и трубопроводов масло-
проводной системы выбираются по проход-
ным сечениям, исходя из допустимых скоро-
стей масла в напорных трубопроводах до
3,5—4 м/сек и в сливных 1,5—2,5 м/сек. Исклю-
чение составляют золотники, дроссельные
устройства и предохранительный клапан, где
скорости достигают 20—25 м\сек. При расчёте
предохранительного клапана следует задаться
превышением нормального давления на вели-
чину не более 4—5 кг]см2, при котором дол-
жен быть обеспечен пропуск масла всех одно-,
временно работающих насосов маслонапорной
установки.
ИССЛЕДОВАНИЕ ДИНАМИЧЕСКИХ ,
СВОЙСТВ СИСТЕМЫ РЕГУЛИРОВАНИЯ
Эти исследования носят преимущественно
качественный характер и сводятся к опреде-
лению критериев устойчивости и характера
колебательных процессов регулирования в за-
висимости от параметров гидроагрегата в це-
лом и параметров регулятора. Сопоставление
результатов исследований при различных па-
раметрах распределительного устройства, цен-
тробежного маятника и т. п. позволяет предъ-
являть к ним определённые конструктивные
требования для обеспечения наиболее совер-
шенного регулирования.
В предположении отсутствия мёртвых
ходов в системе передачи, постоянства энер-
гии маятника Е, пропорциональности хода
муфты маятника числам оборотов — вращаю-
щего момента турбины, открытию направляю-
щего аппарата и ходу сервомотора и прене-
брегая влиянием вредных сопротивлений и масс
движущихся элементов регулятора, задачу ис-
следования схем регулирования приводят к
решению системы линейных диференциальных
уравнений [12, 24].
Ниже рассматриваются четыре схемы, для
которых уравнение машины, учитывающее ма-
ховые массы агрегата, т' = ¦=— , где Т„== ~~;
'а , "Ч
/= —— представляет собой момент инерции
масс вращающихся частей агрегата в кгмсек1;
Мй — начальный крутящий момент турбины
в кем; ц =
— относительное открытие
сервомотора, которое в схемах с жёстким вы-
ключателем равно относительному смещению
точки выключателя С = •
гтах
Схема с жёстким выключателем (см.
фиг. 84) приводится к системе диференциаль-
ных уравнений движения:
маятника
ср = 0;
машины
сервомотора
золотника
О = 7) - (А.
A)
B)
C)
D)
Совместнее решение системы по отношению
к параметру <р даёт диференциальное уравне-
ние колебания числа оборотов
характеристическое уравнение

326
ГИДРОТУРБИНЫ
[РАЗД. IV
общий интеграл в случае мнимых корней
9. = е^' (At cos qt -f- А2 sin qt),
где рад определяются корнями характери-
стического уравнения
w1=p-\-iq\ W2=p — iq,
а коэфициенты А\ и А2 — из начальных дан-
ных при i — 0.
В случае вещественных корней общий
интеграл
что имеет место при малых Ts
43
Схема с двойной гидравлической пере-
дачей и жёстким выключателем (фиг. 97, в).
Диференциальное уравнение движения:
маятника
*| + <Р=0; A)
машины
* а
сервомотора основного
~ 8Т4 '
сервомотора вспомогательного
'_ ?1_ .
золотника
Cj = Y] — [А — fl^.
Уравнение колебания числа оборотов
B)
C)
D)
E)
Характеристическое уравнение
с3 = 0.
Критерии устойчивости:
I—co>O; Ci>0; с2>0 всегда соблюдён;
II — Л
> 0 соблюдён при В Га> Рх Т51.
Общий интеграл <р = Л^ е -j- е^' (Л2 cos qt -f-
{4 /)
Коэфициенты i4lt ^2 и у48, определяемые
по начальным данным при f = 0, будут:
-2/>(T;-?To) + (<Fo-
Схема регулирования с фрикционным
изодромом (см. фиг. 86). Диференциальные
уравнения движения:
маятника
машины
золотника
сервомотора
выключателя
изодрома
S-») + <р = 0;
Т П* >
о = т) —С;
и/ =
С=
V = |А' -
"т,
A)
B)
C)
D)
E)
F)
v — относительное перемещение изодромной
шайбы ;
"max
коэфициенты
__ о 1Я а .,.„
«з =
Ъ
время изодрома Т,- =
R ¦ 60
nmkhg
, где /? — радиус шайбы изодром-
ного механизма; nm — число оборотов маят-
ника; k — передаточное число от маятника
к диску изодрома; hg — шаг резьбы на шпин-
деле изодромного механизма.
Уравнение колебания числа оборотов
= 0.
р2)] =р'
Характеристическое уравнение
w2 + с2 ю -f- с3 = 0.
Критерии устойчивости:
I — с0>0; Cj>0; c2>0;c3>0 всегда соблюдён;
II — Д
= СХ €2 — С0 С3 > 0
или
5T«3i [Т5р -f (?! + р8) Т,] + (Р, -f р2) Т? > О
тоже всегда соблюдается.
Как следует из основных диференциальных
уравнений движения, остающаяся степень не-

ГЛ. VI1J
РЕГУЛИРОВАНИЕ
327
равномерности регулирования определяется
величиной коэфнциента fa из уравнения <ро =
— ~ *h Fd» в котором при 1*9 == 1 (полный
сброс) <p|S= —»fo = _V
Схема регулирования с пружинным ма-
сляным катарактом согласно фиг. 85 имеет
диференциальные уравнения движения того
же вида, что и предыдущие для схемы с
фрикционным изодромным механизмом, за
исключением уравнения иэодрома, которое
будет
при этом коэфициенты
момента М = Ну
турбины, будет
действующего на вал
при
имеем:
и Г1т =
«1
где а1 =
а3 = -i- tg
«8
клина неравномерности) и Т; =
^—жёст-
кость пружины катаракта, a fy — коэфициент
сопротивления дросселя катаракта.
Выбор параметров регулирования в слу-
чае разобранных выше схем и аналогичных им
производят таким образом, чтобы колебатель-
ный процесс числа оборотов носил не периоди-
ческий, а апериодический характер. Приведён-
ный метод применяется преимущественно для
исследования малых колебаний, в связи с чем
уравнение сервомотора принято в виде ц — г^-.
т. е. скорость сервомотора предполагается
пропорциональной открытию золотника. Для
колебаний при значительных сбросах нагру-
зок, вызывающих открытие золотника свыше
^тах. рационально пользоваться уравнением
сервомотора ц' = i ^г- • Тогда диференциаль-
' s
ное уравнение преобразуется, общий инте-
грал для вычисления числа оборотов будет
иметь вид
и1\т
~да~п
(у — угол наклона откуда
Г/ Чт д<Э О дч\т
/
\
переходя к относительным величинам
4 =
Qo
s = ¦
br\
_ o
I), — . j
0
где обозначения переменных с индексом ноль
соответствуют их равновесным значениям,
Join
и делая подстановку Та — —~ , имеем уравне-
*
ние машины
где
ОТ Т
*•* a* s
и максимальная величина амплитуды полу-
чится при t -¦- f*o Ts равной
То =
ТГа
Исследование малых колебаний регули-
рования при различных режимах работы
с учётом универсальной характеристики
турбины. При составлении уравнения машины
рассматривается расход воды Q и коэфициент
полезного действия турбины т\т как функции
угловой скорости турбины <о и открытия на-
правляющего аппарата а$. Тогда приращение
Величины
С1Венво
, е , q и е , равные соответ-
есть частные производные от относительного
расхода и коэфициента полезного действия по
относительному открытию и числам оборотов,
которые определяются графическим методом
по универсальной характеристике турбины,
заданной, например, в виде линий д0 = const и
т)г = const, построенных в координатах Q,
и п
' dQ
Так, например, для нахождения Ц»=-гь-
строят, пользуясь универсальной характери-
стикой турбины, серию кривых «а = const в

328
ГИДРОТУРБИНЫ
[РАЗД. IV
координатах а0 и Q; отношение
dQ_
да0
находят
как тангенс угла наклона касательной к кри-
вой ш = const в соответствующей точке. Так
как
мод
*OModQl ~ dfl° Qo '
где Oq мод ~ открытие на модели испытатель-
ной установки, то для определения величин
производных q^ можно пользоваться расхо-'
дами, приведёнными к 1л диаметра рабочего
колеса и 1 м напора, и модельными откры-
тиями. Это же замечание справедливо и для
нахождения других производных. Полученное
уравнение машины в совокупности с другими
диференциальными уравнениями выбранной
схемы позволяет исследовать условие регули-
рования при любом режиме турбины.
В частности, для жёсткой схемы (см.
фиг. 84) диференциальное уравнение движе-
ния
<р = О
и критерии устойчивости будут
Г/а>0; Гв-р7у
и А_
из которых два последних при Т„ — $TsB% — § и
-~— Bs = 0 определяют собой устойчивую
зону регулирования универсальной характе-
ристики. Особый интерес для такого рода
исследований представляют большие открытия
турбины/ близкие к срыву мощности вслед-
ствие падения к. п. д.
Аналогичное уравнение машины может
быть составлено и для случая двойного регу-
лирования. При исследовании двойного регу-
лирования в некоторых случаях можно счи-
тать, что при малых колебаниях на турбинах
Каплана зологник рабочего колеса остаётся
в покое, а на турбинах Пельтона при малых
колебаниях вступает в работу только игла,
отклонитель же в струю не врезается.
ГАРАНТИИ РЕГУЛИРОВАНИЯ
Расчёт гарантий регулирования сводится
к определению наибольшего отклонения чисел
оборотов от нормальных при изменениях на-
грузки агрегата и для случая закрытых турбин,
кроме того, к определению величины гидравли-
ческого удара в трубопроводе. Попутно про-
веряются и окончательно устанавливаются
такие параметры, как время открытия и за-
крытия турбины, величина маховых масс и
определяется надобность в установке допол-
нительных механизмов (холостых спусков,
отклонителей струй, клапанов для срыва ва-
куума и т. п.). Эти расчёты подразделяются
на предварительные, производимые по наи-
более ограниченным данным, и более точные
с учётом универсальной характеристики тур-
бины, подробных данных по напорному тру-
бопроводу и с учётом местных условий уста-
новки 127].
Гарантии регулирования открытых тур-
бин. Отклонение числа оборотов при полной
нагрузке турбины
где Nmax — полная мощность турбины в кет
и GD2 — маховой момент в тм2. Для регу-
лирования открытых турбин преимущественно
применяются проточные регуляторы или
малые котельные с временем закрытия по-
рядка Ts = 1,5 сек. Гарантии для сртах при-
нимаются в пределах 0.12 — 0,2 A2 — 20%)
при сбросе полной нагрузки. Для изменения
нагрузки в 50 и 25% колебание числа обо-
ротов соответственно равно около 0,4 и 0,2
от значения сртак при полном сбросе. В слу-
чае необходимости установки дополнительных
маховых масс, вращающихся с числом обо-
ротов П\, отличным от числа оборотов тур-
бины пТ их учёт производится пропорцио-
нально —s-, так что полный маховой момент
будет
GDI
где GD\—маховой момент масс, вращаю-
щихся на одном валу с турбиной, и GDX —
вращающихся с числом оборотов П\.
При длинных всасывающих трубах про-
верка вакуума во всасывающей трубе произ-
водится по формулам гидравлического удара,
приведённым ниже.
Гарантии регулирования закрытых тур-
бин. Отклонение чисел оборотов при полной
нагрузке
,. лап *s JVmax /
<Pmax = 182 " 7 ^
Время закрытия регулятора берётся обычно
в пределах 1,5—4,5 сек. Коэфициент / опре-
деляется по кривой фиг. 99 по параметру
где 2 ? v = 2 LT VT2
сумма произведений средних скоростей в от-
дельных участках на длину этих участков,
подсчитанных соответственно для напорного
трубопровода B^Г1;7'} (-!11!оальной камеры
(или котельного кожуха) ^Lcnvca и всасы-
вающей трубы 2^8ve по проектным данным
и чертежам при максимальном рабочем рас-

ГЛ. У И)
РЕГУЛИРОВАНИЕ
329
ходе Qmax через турбину. При определении Наибольший напор перед турбиной
?jLcnvcn для спирали следует пользоваться • „ . „
формулой, учитывающей уменьшение расхода тах '
по мере перехода от больших сечений спи-
рали к меньшим, а именно: Проверку давления во всасывающей трубе
п. п. можно производить по формуле
где L{ и Qi — соответствующие длины участ-
ков спирали (подсчитанные по средним сече-
ниям) и расходы через среднее сечение рас-
сматриваемого участка площадью Fi (влияние
1.0
О 0.1 0,2 0,3 0,1* 0.5 б
Фиг. 99. Изменение коэфициента / в зависимости от и.
кожуха закрытых турбин небольших разме-
ров см. [27]). Приближённый расчёт максималь-
ного повышения давления ведётся по диа-
грамме (фиг. 100) по параметру а и отноше-
п
нию —-, где v
v
cp
cp
некоторая средняя ско-
p
рость, равная vcp = _— (под ?? понимается
полная длина потока в сооружении). По оси
абсцисс фиг. 100 отложена величина ga =
= ~—Tj- и по оси ординат отложено относи-
1 s 
„ АН
тельное повышение напора ? = -—.
/Уд
Общее изменение напора АН распределяется
на напорную часть турбины и всасывающую
Ю0%
50
20
Ю
0,5
1
1,5
1
У^У
у
f t
у
У
У
У
У
J
г—
t
-
•*
г
у_
. ;
у.
У
|в
У
t>
&
у
>
т
'
У/-
• у
3 4 5
1ZL*
Ts Но
Фиг. 100. Диаграмма ЛМЗ им. Сталина для определения
повышения давления в трубопроводе.
трубу пропорционально соответствующим зна-
чениям ?Lv. Повышение напора перед турби-
Понижение давления в начале всасываю-
щей трубы
не + 4tfe < 8,5 м.
Относительное повышение давления С =
АН
= Jf~ в закрытых трубопроводах допускается,
как правило, не более 0,4—0,5. Повышение да-
вления в турбинах с коротким железобетон-
ным трубопроводом принимается до 60% И,
наоборот, в случае больших напоров и длин-
ного трубопровода максимальные значения
для С не допускают выше 30—35%. При не-
возможности увеличить маховые массы и время
закрытия устанавливается холостой спуск.
Расчёт гарантий для оборотов при наличии
холостого спуска производится по той же
формуле. Благодаря асинхронности работы
холостого спуска повышение давления С
остаётся порядка 0,15—0,25; это учитывается
соответствующей величиной коэфициента /.
Изменение давления вследствие гидравли-
ческого удара может быть подсчитано по фор-
муле, вытекающей из теории Жуковского:
где знак минус соответствует открытию, про-
исходящему при нагрузке турбины.
Гарантии понижения числа оборотов при
набросах подсчитывают по той же формуле,
что и при сбросах нагрузки.
Колебания числа оборотов при полном
сбросе нагрузки допускаются до 30—35% и
соответственно при сбросах 50 и 25<у0 для тур-
бин Френсиса 0,4 сртах и 0,2 <ртах, а для турбин
Каплана 0,5 Тп]ах и 0,25 сртах.
Гарантии при набросах иногда даются для
случаев мгновенного включения нагрузки не
свыше 50%. При этом падение числа оборо-
тов допускается не ниже 35—45% и пониже-
ние давления не ниже 50—60%.
Расчёт гарантий регулирования с учётом
упругости трубопровода, сжимаемости воды
и универсальной характеристики тур-
бины. В случае подробных данных по тру-
бопроводу максимальное повышение давления
Стах может быть получено по номограмме
фиг. 101 по параметрам -=- ——- и р =
2gH0
волны да-
где а — скорость распространения
вления, которая вычисляется по формуле
13 980
У 96,6 + А
nD
где А = —- , s — толщина стенки трубопро-
S
вода, D — его диаметр ил — коэфициент, рав-
ный для стали — я=1, чугуна — п = 2, бе-
тона — л = 10, дерева — п = 20.

330
ГИДРОТУРБИНЫ
[РАЗД. IV
В случае различных участков трубопро-
вода в расчёт вводится средняя величина а^,
подсчитанная по формуле
для п участков трубопровода.-Эта номограмма
яостроена для прямолинейного закона закры-
тия турбины.
По заданной универсальной характеристике
рабочего колеса можно сделать более полный
расчёт как повышения давления, так и гарантий
регулирования чисел оборотов. Расчёт произ-
водится обычно из предположения линейного
Фиг. 101. Диаграмма для расчёта повышения давления
в случае упругого трубопровода.
закона закрытия сервомотора направляющего
аппарата. Задаваясь постоянной скоростью
сервомотора из кинематики механизма напра-
вляющего аппарата, находят кривую открытия
направляющего аппарата как функцию от вре-
мени t, т. е. UQ-=f{t), и по универсальной
характеристике находят соответствующие от-
носительные расходы Qu/Q]0= q и строят
кривую q = f(t), которой в качестве первого
приближения задаются при расчёте. Если в
выражение для скорости в трубопроводе v из
теории гидравлического удара [11, 31]
i=n-\
подставить значения
где F — площадь поперечного сечения трубо-
провода в м'2, то получается
2Р pi C'
0и^
Q'io
Эта зависимость позволяет воспользо-
ваться диаграммой (фиг. 102), которая даёт
возможность графически определять величины
С* последовательно в конце всех п фаз регу-
лирования в моменты времени t—tr; t—2tr
и т. д. до t~ntr, где tr — время пробега
волны давления вдоль всего трубопровода
1L
туда и обратно, равное tT = — . Тогда лучи,
аср
проведённые на диаграмме (фиг. 102) под
углом а с tg а = — 2р на пересечении с кривыми
q = const, дадут по оси ординат искомые С,-.
На фиг. 103 представлено построение значе-
ний С для случая полного сброса и полного
наброса мощности при числе интервалов л=5.
Для построения кривой числа оборотов по
методу ЛМЗ им. Сталина строят кривую
мощности N;. =f(t), подсчитанную для напо-
ров:
по формуле
Ш
где
которая даёт с достаточным приближением
кривую мгновенных мощностей. Пользуясь
этой кривой, строят кривую числа оборотов
по формуле
«V
730
где Ыц — средняя мощность за соответствую-
щий промежуток времени. Значения к п. д. бе-
рут по универсальной характеристике. Кривая
к. п. д. пересекает ось абсцисс при q, соответ-
ствующем расходу холостого хода. Примерное
построение указанных кривых дано на фиг. 104.
Зависимость между Ts и tr выражается фор-
мулой Ts=ntr. Произведя несколько вариан-
тов расчётов, сводят их результаты в график
для Ттах и 'max B зависимости от Ts, на осно-
вании которого и выбирают окончательные
значения.
Строго говоря, согласно данному методу
кривую q, а также С, N,. и л у- следует строить
одновременно, учитывая изменения самих
оборотов по универсальной характеристике
вследствие изменения напора, в связи с чем
для больших отклонений оборотов и значи-
тельного изменения напора делается вторич-
ный пересчёт по исправленной кривой q. Рас-
чёты при набросах мощности ведутся анало-
гично описанному. Кривая оборотов строится
по формуле
п
74*4-1)
= 1/ Пт: —
В случае установки холостого спуска, поль-
зуясь законом его открытия, строят кривую

гл.
РЕГУЛИРОВАНИЕ
331
I
I I I I I
I
Т Г I
I
III!///
U / /
1112
i i / ii п /1
/ // L //////
ТТТ/ / /////¦//¦//
LLLI I t ////////
ТТТТТТТ7ТТ7ТТ7 -
I I II /I I///7///////
111IIII/I//////////
111111 / //Г/////////
ПШШ///777////
IIII///////777///
IIU////////77777?
Фиг. 102. Диаграмма для расчёта гидравлического удара по относительному расходу.
Фиг.
103. К расчёту гидравлического удара по
диаграмме фиг. 102.
Фазы
Фиг. 104. Кривые регулирования-

332
ГИДРОТУРБИНЫ
[РАЗД. IV
суммарного расхода через агрегат, после чего
расчёт гарантий ведут тем же способом. Сле-
дует проверить, чтобы при отказе в действии
холостого спуска величина гидравлического
удара не была для гидростанции катастрофи-
ческой.
Распределение общего изменения напора
на повышение давления перед турбиной и по-
нижение давления во всасывающей трубе про-
изводится по аналогии с описанным при регу-
лировании закрытых турбин. Максимальный
напор перед турбиной определяется по фор-
муле, приведённой там же. Вакуум во всасы-
вающей трубе может быть проверен за всё
время регулирования по формуле
где AHV - составляющая вакуума от действия
скоростей во всасывающей трубе AHV =<х
v%
— скорость в начале всасываю-
%
— тг— I где
2g
щей трубы в м]сек; v2 — скорость в конце
всасывающей трубы в м\сек\ а — коэфициент,
учитывающий неравномерность скоростей во
входном сечении всасывающей трубы. Для
величины максимального вакуума должно быть
выдержано условие АНвак <! 10 — 0,001//#,
где Ни — высота местности над уровнем
моря.
Во избежание разрыва непрерывности по-
тока во всасывающей трубе и явления обрат-
ных ударов в случаях больших значений ва-
куума ни турбинах Френсиса и Каплана уста-
навливаются воздушные клапаны для срыва
вакуума.
Повышение давления в трубопроводе сле-
дует проверять не только при полных, но и
при частичных сбросах, так как в некоторых
случаях при сбросах весьма малых мощностей
величина С принимает значения, превышаю-
щие таковые при полных сбросах нагрузки.
В этих случаях на сервомоторах направляю-
щего аппарата устанавливают приспособления,
служащие для замедления скорости закрытия
при малых открытиях направляющего аппа-
рата.
ПАРАЛЛЕЛЬНАЯ РАБОТА АГРЕГАТОВ
Для определения устойчивой работы агре-
гатов между собой на одну общую электри-
ческую сеть вводится остающаяся неравномер-
ность регулирования, определяющая собой ра-
бочую характеристику регулятора, которая
выражается зависимостью nT—f(N). Если
пренебречь нечувствительностью регулятора,
то обычно она имеет вид наклонной линии аЪ
в координатах (nTN) с наклоном в сторону
увеличения мощности (фиг. 105). Рабочая ха-
рактеристика может быть смещена вверх или
вниз, в положение п\Ъх или а2Ь2 с помощью
действия механизма изменения числа оборо-
тов или повёрнута (например, в положение aft')
за счёт перестановки механизма остающейся
неравномерности. Величина о,, из рабочей ха-
рактеристики получится в виде отношения
отрезка Ди к средним числам оборотов пср.
Следует рассмотреть следующие случаи
работы.
Сеть весьма большой ёмкости. В слу-
чае идентичности характеристик параллельно
работающих одинаковых турбин, например, /
и Л на фиг. 106, регуляторы будут поровну
распределять нагрузку между агрегатами.
Если при этом одну из характеристик ахЪ\
приподнять в положение я^, то мощность
на этом агрегате увеличится на величину
iVj — N\ = AN\, обороты же практически оста-
нутся без изменения.
Если характеристики имеют различный на-
клон (различные &Д то в случае увеличения
м
Фиг. 105. Рабочая характеристика регулятора.
или уменьшения общей мощности, потребляе-
мой сетью, нагрузка турбины, имеющей более
пологую характеристику, будет возрастать бо-
лее интенсивно. Этим обстоятельством пользу-
ются при параллельной работе отдельных стан-
ций. Тогда на станции, которая является пико-
вой, характеристики агрегатов принимают более
пологие и располагают их так по отношению,
Ш
Фиг. 106. Рабочие характеристики параллельно
работающих регуляторов.
например, к характеристике // базисной тур-
бины, как указано на характеристике III(ли-
ния а$Ь%). Тогда при увеличении нагрузки, по-
требляемой сетью, турбина с характеристи-
кой Л, примет дополнительную нагрузку AN3 =
= iV2 — iV2, а турбина с характеристикой ///
AN5 = N3 — N3 относительно большую, опре-
деляемую соотношением
В некоторых случаях характеристике /// в
этих условиях работы придают вид а^Ь% из тех

ГЛ. Vllj
РЕГУЛИРОВАНИЕ
333
соображений, чтобы турбина с этой характе-
ристикой в случае малой общей нагрузки
сети всё же работала с небольшой нагрузкой.
Параллельная работа двух агрегатов
на одну общую изолированную сеть (см.
характеристики IV и V). При подъёме одной
из характеристик, например^ характеристики
ГУна величину Апт, мощность на данной
турбине возрастает на величину AiV4, на другой
же нагрузка упадёт на ту же величину AN3 =
= AN4, так как суммарная мощность остаётся
неизменной. При этом число оборотов в слу-
чае идентичных агрегатов возрастёт на вели-
чину —я- = Апт. При изменении суммарной
нагрузки мощность между агрегатами будет
распределяться аналогично разобранному
выше.
В действительности характеристики не
являются прямыми линиями, а представляют
собой полоски, ширина которых зависит от
нечувствительности регулятора в целом. Рабо-
чие характеристики турбин, отражающие не-
чувствительность регулятора, представлены
на фиг. 106, VI—VII. При этом внутри очер-
Таблица 12
: Габариты регуляторов типа С с вертикальными
: валами ,
О х О.-&
А
Б
В
Г
д
ь
ж
3
И
к
Тип регулятора
и
75°
«7О
Я5<>
56°
5°°
5°°
5бо
580
и
85°
Збо
юоо
бю
боо
55°
5,=>о
боо
670
145
95°
под
760
боо
650
650
боо
75°
1бО
?* s
0,1 Е.-&
Л
м
И
0
п
р
с
ф
X
Тип регулятора
и
SOO
66о
760
I2OO
6ю
2бо
аб5
во
IOO
и
58о
760
870
12бО
7Ю
295
34°
8о
IOO
и
65о
850
980
135°
840
33°
385
8о
IOO
ченных зон для каждого значения пт мощ-
ность может меняться в некоторых пределах, в
результате чего при параллельной работе на-
блюдаются иногда по этой причине колебания
мощности. В рассматриваемом случае колеба-
ние мощности одного агрегата может происхо-
дить в пределах от JV6 до N6-\-AN6 и на вто-
ром от N7 до N7 -\- AN7, причём суммарная
нагрузка при этом может оставаться неизмен-
ной. Особенно заметны эти колебания при
малых нагрузках. Поэтому для чёткой парал-
лельной работы агрегатов необходимо иметь
минимальную нечувствительность регулятора.
Для получения полной характеристики в по-
левых условиях необходимо снять замкнутую
кривую, обнимающую зону нечувствительности
что производят при последовательном наборе
и съёме мощности, не меняя направления про-
изводства испытания.
МОНТАЖ И ЭКСПЛОАТАЦИЯ
РЕГУЛЯТОРОВ
Монтаж регуляторов ведётся с соблюде-
нием следующих требований: 1) регулятор,
колонки управления и другие элементы должны
быть точно установлены по осям; 2) должны
быть обеспечены лёгкость хода механизмов пе-
L
Фиг. 107. Схема регуляторов типа С с вертикальными
валами маятника и насоса конструкции ЛМЗ им. Сталина.

334
ГИДРОТУРБИНЫ
[РАЗД. IV
Таблица 13
Габариты регуляторов типа Т
Т-50
Т-100
Яч
с
абото
О. X
5°
IOO
ротов
инуту
о г
исло
icoca
)ОТОВ
минут
о «
О ев
ИСЛО
ятни!
500
500
Обозначения си
А
421
523
Б
292
386
В
195
Г
,5
88
Д
4<5о
520
фиг. 108
Е
555
боо
Ж
328
349
3
418
44З
м
в
и
а>
a
300
Фиг. 103. Схема проточных регуляторов типа Т-50
и Т-100 конструкции ЛМЗ.
.3—
—1
Таблица 14
Габариты регуляторов типа Л
«S
О сх
Е
15
/г
1Я
Фиг, 109. Схема регуляторов типа Л-200, Л-400, Л-750
и Л-liOO конструкции ЛМЗ.
Тип регулятора
I45O 1480
62О|
14о; 175
35°
27O
265
475
44°
бро
435
240
375
345
275
55°
480
7бь
495
2б0
34Р
i66o 176
790 950
220, 265
410
380
290
559
5Ю
800
484
260
34°
45°
500
300
625
57°
Збо
53е
Зэо
35°
5 2
Тип регулятора
О
П
Р
С
Т
У
X
ш
щ
э
ю
495
Зоо
8о
IOO
7о
45
415
670
76о
9о
5°°
650
4°°
8о
66о
4оо
8о
13°
9о I
185 215
49°, 545
8351 975
б б
55°
355
б25
5
1265
i7o
8оо

ГЛ. VII]
РЕГУЛИРОВАНИЕ
335
редачи, отсутствие перекосов и заеданий в тя-
гах, передачах и золотниках; 3) минимальные
мёртвые ходы в передачах; 4) все ответствен-
ные детали должны быть очищены, вымыты в
керосине; внутренние полости,омываемые ма-
слом, не должны содержать элементов для за-
грязнения масла (шерстяные концы при обтирке
не допускаются); 5) разметка и градуировка
шкал открытий должны производиться тща-
тельно; 6) до пуска турбины параллельно с мон-
тажом производится ряд проверок действия
механизмов регулятора и их испытание со-
гласно специальной программе; на котельных
регуляторах производится испытание маслона-
порной системы на гидравлическое давление и
утечки масла, как внутренние, через арматуру
и золотники, так и наружные, через неплот-
кости соединений; проверяются все приводы
ность должны соблюдаться при наладке высо-
конапорных турбин Френсиса; 3) устранение
различного рода дефектов, выявленных при
пробных пусках турбины; наиболее характер-
ным является качание регулятора, сопровожда-
ющееся колебанием числа оборотов, причина
которого может лежать в наличии чрезмер-
ных мёртвых ходов, заедания в передачах,
распределительном устройстве или золотни-
ках, в расстройстве работы маятника, непра-
вильности перекрытий золотников; истинная
причина находится путём исключения возмож-
ных причин в указанной выше последователь-
ности (обычно спокойная работа регулятора
на холостом ходу обеспечивает нормальную
работу его и под нагрузкой;; 4) проведение
поверочных испытаний регулятора на сброс
и наброс нагрузки.
Таблица 15
Габариты регуляторов типа С
Фиг. ПО. Регулятор типа С конструкции ЛМЗ
с горизонтальными валами маятника и насоса.
управления, автоматические клапаны, насосы,
защита и сигнализация; производится предва-
рительная установка времени закрытия и от-
крытия турбины.
При наладке регулирования производятся:
1) проверка действия всех механизмов регуля-
тора в работе на холостом ходу и под нагруз-
кой; 2) подбор времени закрытия и открытия
турбины, необходимых для соблюдения гаран-
тий регулирования;особое внимание и осторож-
Обозначение
размеров
по фиг. ПО
А
Б
В
Г
д
Е
Ж
3
Тип регулятора
6
°75
830
25°°
5оо
4°9
54°
5бо
38о
с»
6
72О
95°
2QOO
475
63°
6з°
4°о
т
и
8оо
32OO
53°
7°о
72O
45°
| 2
У О .
га о* t-1
SuS
«1 So
О ас
И
К
л
м
и
о
II
р
Тип регулятора
(j
80
170
93°
°55
2230
45
670
и
8о
зоо
IIOO
34°
75°
2боО
145
77°
со
0
8о
220
I25O
385
8.5°
2СЮО
i6o
При эксплоатации регуляторов необхо-
димо: 1) своевременно сменять масло; при
первом спуске масло сменяется через 2. недели
работы или центрифугируется, затем через
один месяц и в дальнейшем меняется 1 раз в-
год; 2) подавать смазку во все места, преду-
смотренные по проекту; 3) не допускать за-
грязнения фильтров, производить своевременна
чистку и их смену; 4) содержать в чистоте
механизмы и не допускать пыльного воздуха;

336
ГИДРОТУРБИНЫ
[РАЗД; IV
5) производить периодические осмотры и ре-
визии механизмов и капитальные ремонты;
6) составлять и хранить техническую докумен-
тацию по испытаниям, ревизиям, ремонтам и
авариям.
Фиг. Ш. Напорные установки ЛМЗ им. Сталина
(см. табл. 16).
Во время ежегодных ревизий производятся
поверочные испытания механизмов, уставок
реле, работы защиты, состояния золотников и
насосов. При ревизии снимаются формуляры
Таблица 16
, ' Тип-.-.
МНУ-1,7
МНУ-4
МНУ-7
МНУ-14
МНУ-20
Объём
котла
вм3
Ь7
4
:7
14
2О
Объём
масля-
ного
бака
в м3
4,5
7.2
ю,4
19,7
23,0
D
IOOO
Г400
l6po
2ООО
23l6
Я
2360
2857
3647
4625
5I9O
я,
IO24
1226
143°
1780
1930
А
ЗН°
Збго
388о
4680
53Ю
В
1640
19 X)
2I8O
2680
3110
Тип
МНУ-1,7
МНУ-4
МНУ-7
МНУ-14
,МНУ-20
Вес МНУ в т
4,5
7,8
и.З
17>2
2б,О
Вес МНУ с рабо-
чим объёмом мас-
ла в т
7.4
12,8
19,о
32,0
47,°
Тип насоса
МВН-б
МВН-10
МВН-10
МВН-18
МВН-25
Клапаны
обратный
0 5°
0 7б
0 7е
0IOO
0IOO
перепускной
038
05°
05°
065
076
предохрани-
тельный
038
05°
05°
065
0?б
Электро-
двигатель
насоса
потребная
мощность
в кет
17
32
32
47
б?
число
оборотов
в минуту
1500
1500
15°°
15°°
1500
замеров характерных мест износа и опреде-
ляется надобность в замене деталей. Наиболь-
шему изноеу в регуляторах подвергаются кром-
ки золотников и втулки насосов. В число запас-
Фиг. 112. Колонка К-150 ЛМЗ
им. Сталина (см. табл. 17).
Таблица 17
Основные данные колонок управления
ЛМЗ им. Сталина
Тип
К-75
К-100
К-125
К-150
К-200
К-250
К-350
Диаметр напор-
ного трубопро-
вода в мм
75
IOO
125
15»
2ОО
250
35°
Диаметр сливного
трубопровода
в мм
юэ
J25
15°
2ОО
25°
Зэо
425
ных частей должны входить съёмные буксы
золотников, комплектные насосы, запасные
6 7 8910
Фиг. 113. Номограмма ЛМЗ для выбора колонки
управления
Пример. Дано: Af = 40 000 кгм\ Т$ - 3,5 сек.
номограмма даёт тип колонки К-150.
втулки насосов, комплект пружин, манжет,
сеток для фильтров, набивка сальников и за-

ГЛ. VII}
РЕГУЛИРОВАНИЕ
337
пасный объём рабочего масла. Для регулято-
ров принимается масло марки Л, ЛМ, а также
турбинное УТ с вязкостью 4,8—5,3° Эн-
глера при 50° С при температуре вспышки
200-218° С.
Каждый регулятор должен иметь паспорт
установленного образца. Все испытания, про-
верка и ревизии должны быть запротоколи-
рованы и технически оформлены с приложе-
нием формуляров снятых размеров, съёмок с
натуры, характеристик маятника, замеров
утечек, устанок клапанов и реле и т. п.
По котлу маслонапорной установки ведётся
специальный журнал Котлонадзора, в который
заносятся основные параметры котла и резуль-
таты осмотров и испытаний.
Основные данные типовых регуляторов и
элементов регуляторного оборудования произ-
водства завода ЛМЗ им. Сталина даны на
фиг. 107—112 и табл. 12-17 (см. также [27]).
На фиг. 113 приведена номограмма для
выбора колонки управления типа К (цифра при
букве К обозначает диаметр напорного трубо-
провода в мм).
ЛИТЕРАТУРА И ИСТОЧНИКИ
1. Вознесенский И. Н„ О регулировании машин
с большим числом регулируемых параметров. „Авто-
матика и телемеханика" № 4—5, 1938.
2. Ж у к о в с к и й Н. Е., в) О гидравлическом ударе;
Труды IV Русского водопроводного съезда. Одесса
1901; б) Теория регулирования хода машин. ОНТИ, 1933.
3. Зубов И. Н. и Козловская В. К., Гидроэлек-
трические станции малой мощности, ОНТИ, 1941.
4. И в а н о в Е. А., Регуляторное оборудование Волхов-
ской ГЭС, Бюллетень Волховстроя.
5. И в а н о в Е. А., Регуляторы Нижнесвирской ГЭС,
Бюллетень Свирьстроя.
И., Водяные турбины, атлас,
и Златковский А. П.,
гидроэлектростанции, ОНТИ,
6. Куколевский И.
ОНТИ, 1937.
7 Кузнецов Н. К.
Сельскохозяйственные
1941.
8. Кригер В. и Джестин Дж., Гидроэлектриче-
ский справочник, пер. с англ., т. I и II, М. — Л.
1934—1937.
9. Кузнецов А- С, Гидротурбинное оборудование
Рыбинской и Угличской ГЭС, Производственно-тех-
нический сборник Ленинградского завода им. Сталина,
1940.
10. Лесохин и Симонов, Расчёт колеса типа
Каплана по выбранному распределению вихрей, Обо-
ронгиз, 1939.
П.Морозов А. А. и Ф о г т Ф. Ф., Трубопроводы
гидроэлектрических установок, Энергоиздат, 1934.
12. Н и к о л а и Е. Л., Регулирование машин, Кубуч,
Ленинград, 1930.
13. П р о с к у р а Г. Ф., Гидродинамика турбомашин,
ОНТИ, Энергоиздат, 1934.
14. П о п о в Н. Н., Турбины современных гидроуста-
новок (Гидротехнические сооружения, ред. Н. И. Ани-
симова, т. I, Энергоиздат, 1934).
15. П и н е г и и В. Н., Гидравлические двигатели,
М. - Л. 1934.
16. Петров А. С, Испытание червячно-винтового на-
соса типа 4ВН-9, Производственно-технический
сборник Ленинградского завода им. Сталина, 1940.
17. С а т к е в и ч А. А., Гидравлические турбины,
М. — Л. 1929.
18. Смирнов М. О., Автоматические регуляторы ско-
рости проточного типа, Каталогиздат, 1939.
19. Смирнов М. О., Автоматические регуляторы ско-
рости типа МК-100 и СК, Каталогиздат, 1939.
20. Смирнов М. О , Автоматический регулятор ско-
рости типа МК. Каталогиздат, 1938.
21. Те но А., Гидравлические турбины и автоматиче-
ские регуляторы скорости, т. 1, М. — Л. 1941.
22. Т о в с т о л е с Ф. П., Гидросиловое оборудование
гидроэлектрических станций, ОНТИ, М.—Л. 1936.
23. Т и м е В. А , „Механизмы поворота рабочих лопа-
стей пропеллерных турбин конструкции ЛМЗ", Сбор-
ник научно-технического совета Котлотурбины № 2,
1933.
24. Тиме В. А., К расчёту регулятора водяной тур-
бины с механическим фрикционным изодромом,
„Тепло и сила" № 11, ноябрь, 1930.
25. Уайт, Сверхчувствительный регулятор для гидра-
влических турбин. Transactions of the ASME № 3, 1940.
26. Ш п а н х а к е, Рабочие колёса насосов и турбин,
перевод, ОНТИ, Энергоиздат, 1934.
27. Щапов Н, М., Турбинное оборудование гидростан-
ции, Энергоиздат, 1941.
28. Энергооборудование СССР, ОНТИ, 1936, Гидро-
турбины (Атлас и текст).
29. Ашшз n, „Zahnradpumpen mit Evolwentenverzah-
nung", Mittellungen des Hydraulischen Institute der
Technischen Hochschule Munchen, Heft 1, Berlin 1926.
30. Bauersfeld, VDI, 1912, стр. 2045 (расчёт турбин
Френсиса).
31. L б w у, Druckschwankurigen in Druckrohrleitungen,
Wien 1928.
32. M e d i с i, Criteri di progettazione edi collolo per
turbine Pelton. L'Energia electrich, 1938, № 8 и 9.
33. M i s e s R., Theorie der WasserrSder, 1908.
34. R e i с h e 1 u. W a g e n b а с h, Versuche an Becher-
turbinen, VDI. 1913. стр. 493 и др.
35. W e n i g, Die Siromung um die Schaufeln von Turbo-
maschinen, Leipzig, 1934.
22 Tom 12

Глава VIII
НАСОСЫ
ЦЕНТРОБЕЖНЫЕ И ПРОПЕЛЛЕРНЫЕ НАСОСЫ
ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ
Насос представляет собой машину, пре-
образующую механическую энергию двигателя
в механическую энергию состояния потока
жидкости, складывающуюся из потенциальной
энергии давления и положения и кинетической
энергии. В лопастных насосах имеет место
значительное изменение кинетической энергии
потока.
К основным рабочим параметрам относятся
производительность Q, напор Н, полезная
мощность, передаваемая потоку, iV0 и к. п. д.
насоса тг).
Полное приращение механической анергии
потока в единицу времени равно
кгм/сек,
к. н. д. насоса
N
N
B)
где N — мощность, полученная насосом от дви-
гателя. Отсюда
кгм1сек =
C)
Принцип действия центробежных и осевых
насосов заключается в силовом взанмодей-
Ноштание
Фиг. 1. Схема центробежного насоса
сгвии лопасти с обтекающим её потоком жидко-
сти в отличие от объёмных насосов (порщ-
мевых, плунжерных, роторных и т. п.), где
жидкость вытесняется рабочим телом из за-
мкнутой камеры. Центробежные и осевые на-
сосы обладают одинаковой физической сущ-
ностью процессов передачи механической
энергии от рабочего тела потоку и сходными
эксплоатационными свойствами. Направление
течения потока в этих насосах различное:
в центробежных
поток имеет ра-
диальную соста-
вляющую скоро-
сти, вследствие че-
го создаются усло-
вия для работы
центробежных сил;
в осевых насо-
сах—поток осевой.
Как центробежный
(фиг. 1), так и осе-
вой (фиг. 2) насосы
состоят из корпу-
са 2 со свободно
вращающимся в
нём лопастным ко-
лесом/. При движе-
нии лопастей коле-
са в потоке жидко-
сти возникает раз-
ность давлений
по обе стороны
каждой лопа-
сти. Силы да-
вления лопа-
стей на поток
создают выну-
жденное враща-
тельное и поступательное движение потока,
увеличивая давление и скорости его, т. е. ме-
ханическую энергию.
Конструктивные схемы насосов
Схемы включения лопастных колёс. При-
менение нескольких лопастных колёс в одном
агрегате позволяет значительно расширить
область использования лопастных насосов.
Каждому лопастному колесу в агрегате
соответствует элементарный насос. Соедине-
ние таких элементарных насосов в агрегате
может быть параллельным или последователь-
ным (см. фиг. 3 и 4, а и б).
При параллельном соединении каждое ло-
пастное колесо подаёт лишь часть общей
Фиг. 8. Схема осевого насоса.

ГЛ.. VI И]
ЦЕНТРОБЕЖНЫЕ И ПРОПЕЛЛЕРНЫЕ НАСОСЫ
339
производительности, создавая полный напор;
поток в насосе делится на ряд параллель-
ных струй; такой насос называется многопо-
точным.
Q
О
5)
Фиг.3. Схема многоступенчатого и многопо-
точного насосов.
При последовательном соединении каждое
лопастное колесо создаёт лишь часть полного
напора при полной производительности; напор
в насосе нарастает ступенями; такой насос
называют многосту-
пенчатым.
Л \
вала через отверстие в корпусе расположено
сальниковое уплотнение 5, предупреждающее
проникновение жидкости из корпуса наружу,
если з корпусе имеется избыточное давление,
или проникновение атмосферного воздуха
внутрь насоса при наличии вакуума. Вал опи-
рается на подшипники 6, которые восприни-
мают радиальную нагрузку, вызываемую нор-
мально весом, и осевую, возникающую в ре-
зультате действия гидравлических сил.
Категории потерь в насосе
Полный к. п. д. насоса т) выражает долю
получаемой насосом от двигателя энергии,
преобразуемую им в полезную механическую
энергию потока жидкости. Для анализа ра-
боты насоса необходимо установить физи-
ческую сторону процессов, вызывающих по-
тери механической энергии в насосе.
Различают следующие категории потерь:
1) гидравлические, 2) объёмные и 3) механи-
ческие.
Гидравлические потери в насосе
где Нт — работа лопастного колеса на 1 кг
проходящей через него жидкости. Гидравли-
Фиг. 4. Схема расположе-
ния колёс в многоступен-
чатом и многопоточном
насосе.
Основные элементы конструкции ло-
пастного насоса. Лопастное колесо / центро-
бежного насоса (фиг. 5) представляет собой ка-
меру, образованную двумя телами вращения:
втулкой и диском; в камере расположена си-
стема лопастей.
При вращении колёса лопасти приводят про-
текающий поток жидкости во вращательное
движение, увеличивая этим его механическую
энергию.
Статор насоса .2 служит для конструктивного
объединения всех элементов его, подвода и
отвода потока жидкости от лопастного колеса
и для преобразования скоростной энергии по-
тока жидкости после отвода его от колеса в
энергию давления. Для предупреждения обрат-
ного возврата жидкости из области нагнета-
ния лопастного колеса в область всасывания
через пазухи между колесом и корпусом слу-
жит уплотнение 3.
Лопастное колесо закреплено на валу, ко-
торый служит опорой колесу и проводником
механической энергии от двигателя, с которым
вал соединяется муфтой 4. В месте прохода
ческий к. п. д. характеризует гидравлическое
совершенство элементов проточной части на-
соса. Гидравлический к. п. д.
Н
D)
Объёмные потери. Вследствие паразитных
течений внутри насоса через уплотнения ло-
пастного колеса, а также в иных элементах
конструкции насоса (в устройствах для урав-
новешивания осевого давления в насосе)
расход жидкости через колесо Q' больше
производительности насоса Q. Объёмные по-
тери
где Q' — расход жидкости через колесо;
Q — производительность насоса.
Объёмный к. п. д. характеризует произво-
дительность паразитных токов внутри наеоса:
^1/ =
_
E)
Механические потери обусловлены трением
наружной поверхности колеса о жидкость, тре-
нием в сальниках и в подшипниках. Эти по-

340
НАСОСЫ
(РАЗД. IV
потока в местах замера давлений; za н zs —
отметки расположения приборов для измере-
ния давления; g — ускорение сил тяжести.
Характеристика сети. Величина напора,
потребного для питания сети, зависит от раз-
ности энергии потока жидкости в начальной
ь
н
ш
tw -
^////Штггт?
-Т-ГТТТ77//////;
V/
р
Фиг. 5. Консольный насос типа ЗНК.
и конечной точках сети и от сопротивления
её (фиг. 8).
Потребные значения энергии в точках s и
а:
тери характеризуются механическим к. п. д.
насоса
lk N
Полный к. п. д. насоса
102N
т._ . .. jL
1 102N ~ Нт Q' 102/V
ХАРАКТЕРИСТИКИ ЛОПАСТНЫХ
НАСОСОВ И СЕТИ
Характеристики насосов. При постоянном
числе оборотов насоса напор его однозначно
связан с производительностью. Зависимость
напора от производительности называется ха-
рактеристикой H—Q насоса (фиг. 6).
Каждому значению производительности на-
соса соответствует также некоторое опреде-
лённое значение мощности N и к. п. д. yj, ко-
торым соответствуют характеристики N—Q
н *i — Q. Характеристики Н — Q и N—Q мо-
гут быть получены испытанием насоса, a yj — Q
вычисляется из двух предыдущих характери-
стик. Для определения напора насоса при
испытании (фиг. 7) достаточно измерить при
каждой производительности Q давление вса-
сывания ps, давление нагнетания ра и рас-
стояние между измерительными приборами по
вертикали:
Н — F F
\- Bа — zs
(9)
где Es и Еа — удельная энергия потока при
входе и выходе из насоса; са и cs — скорости
—
z\
откуда потребный напор сети Нс:
Н —F F —Р1~~Г\ , (9
пс — са — '-'S — г \г2
7
ч •> 2
V
A0)
1
Сумма сопротивлений в сети 2 hw и раз-
ности скоростных напоров в конце и начале
сети пропорциональны
квадрату расхода в сети; ^т
характеристика потреб-
ных напоров сети Ис — Q _^
Фиг. 6. Характеристики
лопастного насоса.
Z--0
Фиг. 7. Схема измере-
ния напора насоса.
принимает вид, представленный на фиг. 9.
В точке пересечения характеристики H — Q
насоса с характеристикой Нс — Q сети выпол-
няется условие энергетического равновесия

ГЛ. V1H]
ЦЕНТРОБЕЖНЫЕ И ПРОПЕЛЛЕРНЫЕ НАСОСЫ
341
системы насос — сеть: Н = Нс, при котором
имеет место установившийся рабочий режим.
г-о
Фиг. 8. Схема расчёта потребного напора
сети.
Точка А определяет рабочую точку системы
и рабочую производительность насоса Qp.
|ОСНОВЫ ТЕОРИИ ЛОПАСТНЫХ
НАСОСОВ
Поток жидкости в насосе
Материальными границами, определяющими
движение жидкости в насосе, являются непо-
движные поверхности проточной части корпуса
и движущиеся поверхности лопастного ко-
леса, вращающегося относительно неподвиж-
ной оси с постоянной угловой скоростью.
При исследовании движения жидкости в
области лопастного колеса рационально рас-
Фиг. 9. Характеристика сети;
рабочая точка.
сматривать относительное движение в системе
координат, связанных с лопастным колесом.
Абсолютная скорость частицы жидкости с
является геометрической суммой скоростей —
относительной w и переносной и (фиг. 10);
при этом переносная скорость и направлена
нормально меридиональной плоскости, прохо-
дящей через (фиг. 11) точку и ось, и равна
U =: ШГ,
где г —расстояние точки до оси вращения.
Если принять направление координатных
осей по оси вращения г и по радиусу г, а
третье ортогональное направление по пере-
носной скорости и, то связь между компонен-
тами абсолютной и относительной скорости:
сг = wz; cu = u-\- wu; cr = wr,
так как компоненты переносной скорости в на-
правлениях осей гиг равны нулю.
Вращающееся колесо приводит в движе-
ние протекающий поток жидкости, при этом
вследствие силового взаимодействия лопастей
с потоком давление с двух сторон лопасти
неодинаково. При вращении лопастного колеса
одну и ту же неподвижную точку простран-
ства проходят точки, различно расположен-
ные по отношению к лопастям колеса, и да-
вление в этой точке циклически изменяется.
Отсюда абсолютное движение в лопастном ко-
лесе является неустановившимся, но при не-
которых условиях относительное движение
может быть установившимся.
На некотором расстоянии до и после ло-
пастного колеса циклические возмущения ско-
рости и давления, вызванные лопастями ко-
леса, выравниваются; движение может стать
симметричным относительно оси вращения,
если размеры и форма элементов проточной
части корпуса не пре-
пятствуют этому. При
наличии до и после
лопастного колеса се-
чений потока с сим-
метричным относи-
тельно оси z полем
скоростей и давлений
относительное движе-
ние в лопастном ко-
Фиг. 10. План скоростей.
Фиг. 11. Цилиндриче-
ская система коорди-
нат.
лесе является установившимся; в этих же усло-
виях является установившимся абсолютное дви-
жение в элементах подвода и отвода потока в
корпусе. Режим с установившимся относитель-
ным движением в лопастном колесе исключает
гидравлические потери неустановившегося дви-
жения и наиболее доступен теоретическому
исследованию и поэтому принимается за
основу для расчёта.
Основное уравнение насоса
Работа L, совершаемая лопастным коле-
сом на 1 кг протекающей жидкости, равна
A1)
где Мk — равнодействующий момент взаимо-
действия колеса с потоком; ш — угловая ско-
рость колеса; Q' — расход жидкости через ко-
лесо.
Зависимость между равнодействующим мо-
ментом взаимодействия колеса с потоком Ми

342
НАСОСЫ
[РАЗД. IV
и возмущением, вызываемым лопастным ко-
лесом в потоке, выражается уравнением мо-
ментов количества движения, справедливым
также и для вязкой жидкости. Это уравнение
имеет вид
Мь = -L
cufJdQ-
л d (cur) , I
где индексы 1 и 2 относят величины к входу
и выходу рабочего колеса.
При наличии установившегося относитель-
ного движения изменение момента количества
движения внутри области во времени равно
нулю:
dt
чтв упрощает уравнение
v —
« - ~ Q Ксв
A2)
где с„г =
" f(cur)dQ
F
Q'
мента скорости по сечению.
Момент внешних сил
области
— среднее значение мо-
замкнутой
для
где Мк — момент взаимодействия стенок ко-
леса с потоком; Mzl и Mz2 — моменты каса-
тельных сил по контрольной поверхности при
входе и выходе из колеса.
Касательные к контрольным поверхностям
силы обусловлены силами внутрижидкостного
трения и турбулентным обменом частиц жид-
кости через эти поверхности. Эти силы в
условиях расчётного режима пренебрежимо
малы. При режимах, отличных от расчётного,
турбулентный обмен частиц может принимать
весьма значительную величину, и тогда мо-
ментами Мт1 и Мх2 пренебрегать нельзя.
Удельная работа колеса
Q'f
_ (гигJ - {сагI
g
A3)
Удельная работа L, затрачиваемая лопаст-
ным колесом на 1 кг жидкости, предста-
вляет теоретически возможное в условиях
отсутствия гидравлических потерь прираще-
ние удельной энергии жидкости Нт, т. е.
HT=L.
При нормальном входе потока в колесо
(c^r)i = 0 и
H-r =
g
Основное уравнение насоса справедливо
для реальной жидкости и даёт интегральную
зависимость равнодействующего момента взаи-
модействия лопастного колеса с потоком и
результирующего (среднего) изменения мо-
мента скорости в области колеса.
Распределение скоростей и давлений
в области лопастного колеса
При вращательном с постоянной угловой
скоростью переносном движении уравнение
энергии в установившемся относительном дви-
жении имеет вид
- [
= const.
A5)
Если в некотором сечении потока энергия
в относительном движении постоянна по
всему сечению, то уравнение A5) распростра-
няется на весь поток идеальной жидкости.
Связь между абсолютной энергией потока Е
и уравнением энергии в относительном дви-
жении после замены квадрата относительной
скорости ш2 абсолютной и переносной скоро-
стями (фиг. 10)
= С2 + Ф — 2UCU
A6)
выражается уравнением
Lzi
ис
_L
. _ jp !lr«_
g g
A7)
Следовательно, абсолютная энергия Е при
установившемся относительном движении
идеальной жидкости растёт пропорционально
ис„
величине —— •
g
Уравнение энергии в относительном дви-
жении вдоль отдельной трубки тока от входа
в колесо к выходу даёт
Pi
+
A-A
+
2*
Рг
7
или, переходя от относительных скоростей к
абсолютным,
7 2g
_ _P2_
g 7
откуда полное приращение энергии в колесе
_ P _ P%~Pl i r _
с2 л*
A4) =
g
СИ2Г2 — гн1г1 __
Уравнение A8) внешне сходно с основным
уравнением насоса A3), однако в нём фмгури-

ГЛ. Y11I1
ЦЕНТРОБЕЖНЫЕ И ПРОПЕЛЛЕРНЫЕ НАСОСЫ
343
руют вместо осреднённых значений моментов
скорости [сиг) частные значения саг для ка-
ждой струйки, но оно справедливо только для
потока идеальной жидкости.
Полное приращение энергии в колесе
складывается из приращения потенциальной
энергии — потенциального напора
Нр = - |- 22 ¦ Z\
и приращения кинетической энергии
мического напора
дина-
4
Потенциальный напор Нр в долях пол-
ного напора
A9)
где р — коэфициент реакции.
Распределение скоростей в канале
лопастного колеса
Давление рх в некоторой точке на ра-
бочей поверхности лопасти больше, чем да-
вление ру в точке, расположенной с нерабочей
стороны на том же радиусе, что необходимо
для передачи энергии от колеса потоку. Урав-
нение энергии в относительном движении
имеет вид
Рх_
t
Но так как точки х и у отличаются лишь
тем, что они расположены на одном и том
же радиусе с противоположных сторон ло-
патки, то zx~Zy) ux = Uy. Следовательно,
ПРИ Рх^>Ру wx<Cwy^ T- е« различие в да
г 2
Фиг. 12. Эскиз лопастного колеса к вы-
воду основного уравнения насоса.
влениях обеспечивается различием в значениях
скоростей. На фиг. 12 дан график изменения
относительных скоростей в канале лопастного
колеса.
Уравнение энергии в относительном дви-
жении позволяет дать принципиальную схему
распределения скоростей и давлений в канале
лопастного колеса.
Циркуляция скорости
Для установления связи между работой
системы (решётки) лопастей колеса с усло-
виями работы единичного профиля в потоке
необходимо определить зависимость между
напором колеса и циркуляцией скорости по
контуру, охватывающему лопасть. Контур
(фиг. 13), охватывающий лопасть, состоит
из отрезков, расположенных на расстоянии
Фиг. 13. Циркуляция скорости по контуру,
охватывающему лопасть.
шага t = — (z — число лопастей), линий тока
/—2 и Г—2' и дуг окружностей 2—2' и /—/
радиуса г2 и rv
Уравнение циркуляции скорости имеет
вид
Г,=
cds cos (с, ds) = cu2t%— cut, =
B0)
1,2,2', 1', 1
_2rc . -
z
так как циркуляции скорости по симметрично
расположенным отрезкам линий тока равны
по величине, но обратны по знаку в связи с
противоположным направлением движения по
контуру при интегрировании.
Напор, выраженный через циркуляцию:
HT =
B1)
Если принять, что поток перед лопастным
колесом был потенциальным, т. е. циркуляция
скорости по любому односвязному контуру
в нём равна нулю, то по теореме Томсона в
идеальной жидкости поток должен остаться
потенциальным и в области лопастного ко-
леса. В этих условиях циркуляция скорости
по любому контуру, охватывающему лопасть,
остаётся одной и той же, в том числе и по
контуру, идущему непосредственно по по-
верхности лопасти.
Закон подобия и моделирование насосов
Определение основных параметров насо-
сов при моделировании. При масштабном мо-
делировании геометрическое подобие должно
распространяться также и на выступы шерохо-

344
НАСОСЫ
{РАЗД. IV
ватости. Коэфициент отношения линейных раз-
меров модели и натуры -— = X.
Отношение скоростей подобных потоков
может быть взято по любой составляющей,
так как планы скоростей в соответственных
точках подобны. Для скорости v, нормальной
некоторому сечению F,
и
U и
B2)
Производительность Q пропорциональна
vF или vl*. Отсюда
B3)
Для отношения действительной произво-
дительности следует учесть отношение объ-
ёмных к. п. д:
п
У,М
B4)
При увеличении масштаба натуры зазоры,
определяющие объёмные потери, растут мед-
леннее линейных размеров насоса, и объёмный
к. п. д. возрастает.
Теоретические напоры Н-р модели и на-
туры относятся, как квадраты скоростей по-
тока:
'25)
"г="г. .(?)' =
Для действительных напоров следует
учесть отношение гидравлических к. п. д.
натуры и модели:
B6)
Чг, м
При равных значениях относительной ше-
роховатости в широких границах изменения
числа Рейнольдса гидравлический к. п. д на-
туры и модели одинаков. Однако по произ-
водственным условиям абсолютная шерохо-
ватость мало изменяется с изменением раз-
мера изделия, и, следовательно, с увеличением
масштаба натуры относительная шерохо-
ватость уменьшается; в таких условиях ги-
дравлический к п. д. натуры возрастает в
сравнении с моделью.
Мощность модели и натуры изменяется
пропорционально произведению производи-
тельности и напора, а также обратно прог.ор-
ционально полному к. п. д.:
или при y ==
пм Ъ, м \пм ) 1\г,
B7)
Ббльшую часть механических потерь со-
ставляет дисковое трение колёс насоса о воду,
которое, как гидравлическая мощность, про-
порционально Хб и я3. Потери в сальниках и
подшипниках нарастают с масштабом натуры
медленнее, и механический к. п. д. её не-
сколько улучшается.
Геометрическое подобие обтекаемых по-
верхностей для одного и того же насоса при
различных числах оборотов решается весьма
просто, так как масштабный коэфициент X = 1.
Опыт показывает, что в широких границах из-
менения числа Рейнольдса отношение объём-
ных и гидравлических к. п. д. остаётся неизмен-
ным, и уравнения B4) и B6) принимают вид:
Q — Qm ~ i
B8)
откуда
C0)
Это уравнение даёт геометрическое место
точек в поле ti — Q с режимами, подобными
режиму в точке (QM, HM). Кривая подобных
режимов представляет собой параболу с осью
симметрии Н и вершиной в начале координат.
Внутренняя мощность Л',-, учитывающая только
механические потери дискового трения,
По уравнениям подобия B8), B9) и C1)
можно с достаточной точностью при наличии
экспериментальных характеристик для одного
числа оборотов рассчитать характеристики
того же насоса для других чисел оборотов
(фиг. 14).
На фиг. 14, кроме кривых подобия, явля-
ющихся кривыми постоянного внутреннего
к. п. д. щ = const, нанесены экспериментально
полученные кривые постоянного значения пол-
Фиг. 14. Пересчёт характеристик
насоса по подобию.
ного к. п. д. г] = const. Отступление кривых
*) = const от парабол подобия становится су-
щественным при малых числах оборотов,
когда потери в сальниках и подшипниках
заметно возрастают.
Коэфициент быстроходности
Коэфициентом быстроходности насоса ns
называется число оборотов эталонного насоса,
геометрически подобного во всех элементах

ГЛ. VHlj
ЦЕНТРОБЕЖНЫЕ И ПРОПЕЛЛЕРНЫЕ НАСОСЫ
345
основному с тем же гидравлическим и объ-
ёмным к. п. д., но с напором Нм — 1 м и по-
лезной мощностью No м = 1 л. с, т. е. про-
изводительностью
:=шо-1=ода5л5/^
где f = /
На основании уравнений подобия
= 0,075X3--; Я=1Х2( —
П \2
ns) '
где Q, Н и л — величины, относящиеся к на-
турному насосу, откуда
л, = 3,65 л 1-зГ- C2)
Классификация типов лопастных колёс
и их характеристик по лЛ
При данных значениях производитель-
ности Q и напора Н коэфициент быстро-
ходности возрастает пропорционально числу
оборотов насоса л. Из основного уравнения
насоса следует, что при постоянстве отно-
шения окружной скорости потока к перенос-
ной скорости —— напор лопастного колеса
м2
пропорционален квадрату окружной скорости.
Следовательно, при данном напоре с возра-
станием числа оборотов наружный диаметр
лопастного колеса уменьшается. Уменьшение
Тихоходное
колесо
Центробежные насосы
Нормальное быстроход-
колесо
нов колесо
Колесо
диагонапън
насоса
Колесо
пропеллерн
насоса
Фиг. 15. Типы лопастных колёс различной быстроход-
ности.
диаметра отверстия входа потока в колесе ?H
при данной производительности и возрастании
числа оборотов выражено слабее, поэтому
увеличение быстроходности ns влечёт за
собой уменьшение отношения -=~ (фиг. 15).
0
Конструктивный тип лопастного колеса за-
висит от ns:
Колёса ns
Центробежные тихоходные 4°—8°
Центробежные нормальные 8о—ijo
Центробежные быстроходные 150—300
Винтовые (диагональные) з°°— 6°°
Пропеллерные боэ—1200
• Коэфициент быстроходности лопастного
колеса в значительной мере определяет тип
характеристик насоса. На фиг. 16, а, б, в при-
ведены типовые характеристики насосов с
лопастными колёсами различного ns соответ-
ственно номерам фиг. 15. Кривые без номера
отвечают пропеллерному насосу с поворот-
ными лопатками. Характеристики даны в без-
размерных координатах
Н
Qp
Np
где Qp, Np, Np и т\р — соответствую-
щие параметры в точке оптимального
значения к. п. д. Возрастание коэфи-
циента быстроходности ns ведёт к увеличению
крутизны характеристики Н—Q, возрастанию
н%
180
160
140
120
100
80
60
40
го
i
О 20 40 60 80 100 120 0%
ы%
180
т
40
'20
W
во
50
40
го
—
\
=
V
!
___
¦=-=.
1
1
ч
ч
¦111*1
\
•
-•-
5
.. 1
^~-
***
——-
Л
Кз

/
щ
20 40
60 НО
б)
100 120 0%
1%
90
80
70
SO
50
40
30
го
ю
О 20 40 60 80 100 120 Q.%
6)
Фиг. 16. Безразмерные характеристики насо-
сов с лопастными колёсами различного п
1
1
ш
/
§
W
/
/
[/,
м
А,
N
2
\
3
Л1
\
\
К5
W
\
\
величины мощности холостого хода N,
а-0
сокращению области высоких значений к. п. д.
с изменением производительности. При быстро-
ходности свыше ns = 300 мощность холостого
хода превышает рабочую мощность насоса.

346
НАСОСЫ
[РАЗД. IV
что необходимо учитывать при выборе при-
водного двигателя, если запуск насоса произ-
водится при закрытой напорной линии.
Безразмерные характеристики весьма
удобны для предварительного определения
характеристики вновь проектируемого насоса
по уравнениям
C3)
где Нр, Np и 1\р — значения напора, мощ-
ности и к. п. д. в расчётной точке.
Нормативные данные для расчёта
лопастных колёс
При расчёте лопастного колеса и элементов
проточной части корпуса насоса для обеспе-
чения высокого гидравлического к. п. д. не-
обходимо руководствоваться опытом выпол-
ненных конструкций, показавших высокие зна-
чения Y]ft.
Скорость поступления потока в отверстие
лопастного колеса Cq выбирают в зависимости
от величины переносной скорости щ так,
чтобы направление относительной скорости а/0
составляло угол 15—20° с направлением пере-
носной скорости щ = -^—-. Этим в основном
определяется характеристика относительного
потока при поступлении его на лопатки ко-
леса. В первом приближении с<) выбирается
по формуле
@,06-i-
C4)
в которой числовой коэфициент выбирается в
зависимости от степени стеснения потока
втулкой колеса.
Входной угол лопатки Pj выбирают так,
чтобы поток поступал на лопатку иод углом
атаки 8 = 3-4-6° (в специальных колёсах ма-
лого ns до 12").
Относительную скорость w в канале ло-
пастного колеса для предотвращения значи-
тельного отрыва потока от лопасти на выходе
из колеса следует рекомендовать сохранить
постоянной и допускать падение её лишь при
наличии проверенных опытом образцов.
Контуры меридионального сечения лопаст-
ного колеса и спиральной камеры целесооб-
разно выдерживать возможно близкими по
подобию с проверенными олытом образцами.
Часто меридиональную составляющую скорости
в канале колеса выбирают постоянной и рав-
ной СКОрОСТИ Cq.
Для центробежных насосов выбор числа
лопаток производят по формуле
ВЛИЯНИЕ УСЛОВИЙ ЭКСПЛОАТАЦИИ
НА РАБОТУ НАСОСА
Высота всасывания
Разность отметок оси насоса zs и свобод-
ного уровня воды в приточном канале Z\ носит
название высоты всасывания Hs (фиг. 17):
Hs = zs-zl. C6)
Высота всасывания представляет собой
строительную характеристику насосной уста-
новки, и уменьшение её, требующее снижения
отметки оси насоса, обычно связано со строи-
тельными затрата-
ми. Если насос
расположен ниже
уровня, как, напри-
мер, при перекачке
горячих жидко-
стей, то высог%
всасывания стано-
вится отрицатель-
ной и называется
подпором.
Для нормальной
работы насоса не-
обходимо, чтобы
минимальное абсо-
лютное давление
Рт\п, возникающее
в области лопастного колеса, было не менее
упругости насыщенного пара перекачиваемой
жидкости ра'.
Ptaln > Pef
Таким образом, для работы насоса имеет
решающее значение напор всасывания сверх
упругости пара перекачиваемой жидкости Нт\
Фиг, 17. Высота всасывания.
——
C7)
где ps — абсолютное давление в месте посту-
пления жидкости в насос, отнесённое к оси
насоса; cs — скорость потока жидкости в месте
замера давления.
Если выразить ps через геометрическую
высоту всасывания и величину сопротивления
всасывающего трубопровода, то напор
^ = а^-^-Л««, C8)
где pi — абсолютное давление на свободную
поверхность жидкости, при открытых резер-
вуарах равное атмосферному: р^=ра\ hws —
сопротивление всасывающего трубопровода.
Величина Hsv наиболее полно отражает
условия подвода жидкости к колесу.
C5)
где гт — радиус центра тяжести средней линии
8,-Ц ft?
лопатки; — средний угол лопатки; / —
длина средней линии лопатки в меридиональ-
ной плоскости; 13 — опытный коэфициент.
Кавитация
В местах потока жидкости, где абсолют-
ное давление падает до значения, равного pd,
жидкость вскипает, и образуются полости,
заполненные паром и частично выделившимися
из раствора газами. Возникшие пузырьки пара
увлекаются потоком и переносятся им в область

ГЛ. VIII]
ЦЕНТРОБЕЖНЫЕ И ПРОПЕЛЛЕРНЫЕ НАСОСЫ
347
с более высоким давлением, в которой они
конденсируются. Конденсация происходит со
значительной скоростью, и частицы жидкости,
заполняющие полость конденсирующегося пу-
зырька, стремятся к его центру с нарастающей
скоростью. В момент завершения конденсации
кинетическая энергия частиц жидкости пере-
ходит в давление, вызывая местный гидравли-
ческий удар. Процесс вскипания в местах па-
дения давления, вызванного динамикой потока,
и конденсации, сопровождающейся местными
гидравлическими ударами, носит название ка-
витации. Гидравлические удары в момент за-
вершения кавитации вызывают эрозионное
разрушение материала стенок; при этом имеют
место также явления коррозионного характера,
связанные с удалением при гидравлическом
ударе пассивирующей плёнки с поверхности
материала.
Бронза и нержавеющая сталь более стойки
к кавитационным явлениям, а чугун и простая
углеродистая сталь менее стойки.
Кавитация сопровождается нарушением
сплошности потока в насосе и нарушает нор-
мальную работу насоса. Начальная стадия ка-
витации, ограниченная небольшой областью, не
отражается заметно на производительности и
напоре насоса и выражается внешне в форме
характерного потрескивания в области всасы-
вания, обусловленного местными гидравличе-
скими ударами. Местная кавитация может при-
Фиг. 18. Влияние кавитации на
характеристики насоса.
вести к разрушению материала лопастного
колеса или корпуса. Кавитация более распро-
странённого характера приводит к уменьшению
производительности, напора и к. п. д. насоса,
а затем и к полному срыву его работы. На
фиг. 18 показано влияние кавитации на харак-
теристику насоса; пунктиром отмечен нормаль-
ный ход кривых без кавитации.
Срывные характеристики насосов
Для определения минимального значения
напора всасывания Hvsmla, допустимого при
работе насоса, производят специальные кавита-
Фиг. 19. Схема кавитационных испытаний
насоса.
ционные испытания и по ним строят срывные
характеристики. Схема таких испытаний дана
на фиг. 19. Насос с помощью задвижки на нагне-
тательном трубопроводе 1 устанавливают на
определённый режим, фиксируемый расходоме-
ром 2 и манометрами — на нагнетании ра и вса-
сывании ps — n отвечающий определённым
значениям Q, Н, п, N и т|. Затем уменьшают
давление на свободную поверхность жидкости
pi, что ведёт к уменьшению напора всасывания
Hsv [см. формулу C8)]. Так как система замкну-
та, то это приводит к общему падению давления
в системе без нарушения режима работы на-
соса. В определённых границах изменения Hsv
значения Q, Н и т\ остаются неизменными
(фиг. 20). При некотором значении Н6Х/—Н^ mJn
появляется
шум, характе-
ризующий на-
ступление мест-
ной кавитации,
и значения Q,
Н и Y) начинают
постепенно па-
дать. Дальней-
шее падение
Ню приводит к
срыву работы
насоса.
Установить
точно момент
начала появления кавитации трудно, поэтому
условно, в зависимости от точности наблюде-
ний, принимают за Hsv min то значение, при
котором напор насоса падает на 1—2% своего
первоначального значения. Значение Hsv mln
численно равно наибольшему динамическому
падению давления АЛ в потоке при поступле-
нии его в лопастное колесо.
Кавитационный коэфициент насоса
Величина максимального динамического па-
дения давления АЛ в потоке для подобных
режимов пропорциональна квадрату скоростей.
Кавитационные качества насоса характери-
зуются отношением АЛ к напору насоса Н,
который также в условиях подобия пропор-
ционален квадрату скоростей. Это отношение
получило название кавитационного коэфи-
циента Тома:
Фиг. 20. Срывные характеристики
насоса.
АЛ
Н
C9)
Использование коэфициента а для харак-
теристики кавитационных качеств насоса огра-
ничивается насосами одинаковой быстроход-
ности л^ при режиме оптимального к. п. д.
Однако опыт показывает, что максимальное
падение давления АЛ имеет место в области
поступления потока в колесо и в широких гра-
ницах не зависит от условий выхода из колеса.
Поэтому в насосах с одинаковыми условиями
входа потока в колесо, но различными наруж-
ными диаметрами колёс и, следовательно,
различными напорами физическое значение
величины АЛ одинаково, а коэфициенты а
различны за счёт различных значений напоров.
Таким образом, внесение величины напора
в значение коэфициента, характеризующего
кавитационные качества насоса, нежелательно.
Чтобы устранить это, широко пользуются поня-
тием кавитационного коэфициента быстроход-

348
НАСОСЫ
1РАЗЯ. IV
ности, вытекающим из отношения ДЛ к ско-
ростному напору при входе в колесо:
С = 5,62л
VQ
D0)
Кавитационный коэфициент быстроход-
ности С одинаков для насосов с подобными
условиями поступления потока в колесо;
однако и для насосов различных конструкций
он устойчив в условиях режима оптимального
к. п. д.; обычно С = 800-=-900. Для специаль-
ных конструкций насосов эта величина может
достигать 1200-1500.
Пользуясь ориентировочным значением С,
можно вычислить ожидаемое значение Ah:
= 10
м.
D1)
Динамическое падение давления Ah при
прочих равных условиях возрастает с увели-
чением числа оборотов насоса. На фиг. 21
Фиг. 21. Зависимость Д/г от режима
работы насоса.
дана типовая зависимость Ah от нагрузки
2gAh
насоса в безразмерных координатах: ——j—~
"о
и —^-, где Uq — окружная скорость обода
Qo л
колеса при входе потока; Qo — производитель-
ность, отвечающая безударному поступлению
потока на лопатки.
Из уравнения C8), приняв для абсолютного
напора всасывания минимальное значение
Hsvm[n — Ah, можно определить наибольшую
возможную высоту всасывания
A'l Pd ли и (АГ)\
которая носит название критической высоты
всасывания. Достаточно совершенных методов
определения Ah расчётно-теоретическим пу-
тём нет.
Работа одиночного насоса на сеть
Установившийся режим работы системы
насос _ Сеть определяется точкой пересече-
ния их характеристик, т. е.
Н = НС, D3)
где Н — напор, развиваемый насосом; Нс — на-
пор, потребляемый в сети.
Режим, определяемый этим равенством,
называется рабочей точкой (см. точку Л на
фиг. 22)« Если по условиям эксплоатации необ-
ходимо изменение производительности, то для
получения новой рабочей точки при другой
производительности необходимо произвести
изменения характеристики насоса или сети.
Такие изменения называются регулированием,
которое можно осуществлять изменением ха-
рактеристики сети (дроссельное регулирова-
ние) или насоса (изменением числа оборотов).
Каждому положению дроссельного клапана,
располагаемого на нагнетательной линии, соот-
Фиг. 22. Дроссельное регулирование про-
изводительности насоса.
ветствует новая характеристика сети (фиг. 22).
Уравнение энергетического равновесия си-
стемы принимает вид
H = Hc+hwxt D4)
где hwx—переменное сопротивление дроссель-
ного клапана. Изменением hwx можно полу-
чить любое значение производительности Qx
в пределах от нуля до QA. В связи с тем,
что при дроссельном регулировании не весь
располагаемый напор Н, создаваемый насосом,
полезно используется в сети, к. п. д. насосной
установки ниже, чем к. п. д. насоса г\\
Регулирование изменением числа оборотов
насоса осуществимо путём применения двига-
теля с переменным числом оборотов или соеди-
нением насоса с двигателем с помощью ги-
дравлической муфты. При изменении числа
оборотов насоса характеристика его принимает
новое положение, и рабочая точка определяет
новую производительность Qx или Qy, которая
может быть больше или меньше Q& (фиг. 23).
Регулирование изменением числа оборотов не
приводит к потерям в системе насос — сеть.
К. п. д. насосной установки -цну равен к. п. д.
насоса на режиме Qx, nx, in*. Если провести
параболу подобных режимов через точку Ах,
то она пересечёт характеристику насоса при
числе оборотов п в точке Ах> п, в которой
к. п. д. равен ч\хп. Принимая параболу подоб-
ных режимов приближённо за кривую постоян-
ного к. п. д., получим
"Чн.у =
, н *
Следовательно, регулирование изменением
числа оборотов повышает к. п. д. насосной

ГЛ. VIII]
ЦЕНТРОБЕЖНЫЕ И ПРОПЕЛЛЕРНЫЕ НАСОСЫ
349
установки y)h у в сравнении с к. п. д. насоса г\
при постоянном числе оборотов и уменьшении
производительности относительно её значения,
отвечающего наибольшему к. п. д. При опре-
делении к. п. д. насосной установки, включая
Фиг. 23. Регулирование изменением числа
оборотов.
двигатель, необходимо учитывать изменения
с числом оборотов к. п. д. двигателя.
Изменения рабочей точки в системе насос —
сеть могут быть вызваны изменением потен-
циального напора сети Нсп = ——— -j- г2 — г,
( разности геодезических отметок начала и
конца сети 22— Z\, разности давлений в начале
Do Р\'\ „
и конце сети —- ——— J. В таких условиях мо-
жет иметь место возникновение неустойчи-
вого режима работы системы (фиг. 24).
Насос подаёт воду в замкнутый резервуар
с отметкой уровня г2 и давлением/?2, из кото-
рого происходит пи-
тание сети. Если по-
требление сети Qc
(фиг. 25) будет мень-
Фиг. 24. Неустой-
чивая работа систе-
мы насос — сеть.
L— Ои —*
Фиг. 25. Характеристики неустой"
чивой работы.
ше, чем производительность насоса Q, то уро-
вень жидкости в резервуаре начнёт подни-
маться и вместе с тем станет расти давление/^;
таким образом, потенциальная составляющая
напора сети Нсп возрастает, вся характери-
стика сети поднимается параллельно самой
себе вверх, и рабочая точка смещается в
сторону уменьшения производительности на-
соса. Если потребление сети Qc меньше, чем
производительность, отвечающая точке каса-
ния характеристик сети и насоса QK, то
повышение потенциального напора достигает
значения, при котором характеристики на-
соса и сети касаются; дальнейшее повыше-
ние потенциального напора, происходящее
вследствие инерции жидкости, приведёт к
тому, что потребный напор сети станет
больше напора насоса. Насос прекратит по-
дачу и перейдёт на режим холостого хода.
Жидкость из резервуара потечёт обратно че-
рез насос в приёмный канал до тех пор, пока
потенциальный напор сети не достигнет напора
насоса Ио при Q = 0. Как только Нсп станет
меньше Н& насос снова вступит в работу и
даст производительность, отвечающую рабо-
чей точке Ао.
Таким образом, устойчивая работа насоса
с производительностью меньше Qx невозможна
и приводит к периодическим,толчкообразным
изменениям режима — помпажу. Восходящая
ветвь характеристики насоса является ветвью
неустойчивых режимов работы. Устойчивая
работа на этом участке характеристики воз-
можна лишь при наличии дроссельного ре-
гулирования и если потенциальный напор сети
не превосходит Но.
Совместная работа насосов на сеть
При значительных изменениях производи-
тельности, связанных с суточным или сезон-
ным графиком потребления сети, целесообразно
регулировать производительность изменением
числа совместно работающих насосов (фиг. 26).
Равновесие системы при совместной работе
насосов в сеть определяется давлением в
коллекторе рк; эта величина является общей
для совместно действующих насосов в сети:
Ркн,\ = Ркн,Ч ~ Рк,с-
D5)
Давление в коллекторе, создаваемое насо-
сом, определяется из уравнения энергии
с\ ~ск
Эта же величина, потребляемая сетью.
-f-*t
Установившийся режим работы насоса на
сеть из условий равновесия возможен при
ркн = ркс. Для определения производительно-
сти насосов при совместной работе на сеть
строят характеристики ркн = /i (Q«) и ркс =
= fz(Qc)- Складывая подачу насосов при
одинаковых значениях давления в коллекторе
и определяя точку встречи их суммарной ха-
рактеристики с характеристикой сети, нахо-
дят их режим при совместной работе.

350
НАСОСЫ
[РАЗД. IV
На фиг. 27 показана производительность
насосов при совместной и одиночной работе
на общую сеть.
Суммарная производительность насосов при
совместной работе меньше суммы их произво-
дительностей при оди-
ночной работе на ту
же сеть, так как при
возрастании произво-
дительности, потреб-
ляемой сетью, воз-
растает и давление
в коллекторе, что
ведёт к уменьше-
нию производитель-
0 У.
Фиг. 26. Совместная работа насосов
в сеть.
ности каждого из насосов в сравнении с
одиночной работой.
Если характеристики рк (Q) совместно
действующих насосов имеют неустойчивую
Фиг. 27. Производительность насосов при
совместной работе.
восходящую ветвь, то для нормальной работы
необходимо, чтобы давление в коллекторе не
превосходило давления нагнетания насосов
при нулевом расходе. х
РАСЧЁТ ЦЕНТРОБЕЖНЫХ НАСОСОВ
Расчёт рабочего колеса
В связи с тем, что лопасти колёс центро-
бежных насосов расположены относительно
на небольшом расстоянии друг от друга и
между ними образуются достаточной протя-
жённости каналы, элементарная теория расчёта
исходит из постоянства величины и направле-
ния относительной скорости потока по попереч-
ному сечению такого канала. Это означает,
что поле скоростей принимается полностью
симметричным относительно оси колеса так,
как будто бы было бесконечно много беско-
нечно тонких лопаток. Вследствие этого эле-
ментарная теория носит название теории бес-
конечного числа лопаток. Результаты расчёта
но элементарной теории дают недостаточно
точное совпадение с опытов и требуют по-
правки на влияние конечного числа лопаток.
В основу расчёта ра.шероз колеса по элемен-
тарной теории принимают расчётный, услов-
ный напор Н^, исправленный на несовершен-
ство метода расчета:
Ноо^И+Р)^ D6)
где р — поправочный коэфициент.
Определение основных размеров
лопастного колеса
При расчёте лопастного колеса центробеж-
ного насоса вначале определяют размеры
канала в меридиональном сечении и углы уста-
новки лопастей при входе и выходе из ко-
леса, а затем, имея начальные и конечные
размеры, профилируют канал в меридиональ-
ном сечении и контур лопастей.
Величина входного сечения канала колеса
определяет собой меридиональные составляю-
щие скоростей во всём канале колеса, так
как остальные сечения канала выбираются
согласованно с входным сечением. Для обес-
печения наиболее благоприятных условий
поступления потока на лопасти колеса в от-
носительном движении величина меридиональ-
ных составляющих скоростей должна быть
согласована со значением переносных скоро-
стей, поэтому выбор предварительного зна-
чения скорости входа с0 должен производиться
по уравнению C4). Сечение входа Fo опреде-
ляется по значению скорости с0 из уравнения
сплошности (фиг. 28)
Fo = ^~ = ^{dI — d2e). D7)
Диаметр втулки колеса da выбирают в за-
висимости от диаметра вала dQ. Определение
диаметра вала производится на основании
расчёта прочности и расчёта частоты собствен-
Фиг. 28. Эскиз основных размеров рабочего колеса
к расчёту.
ных колебаний вала, которая не должна совпа-
дать с числом оборотов вала или быть крат-
ной им.
Из уравнения D7) имеем
(«)
Сечение F\ канала колеса в меридиональ-
ном сечении, в котором располагается вход-
ная кромка лопасти, обычно принимается
таким же, как Fo.
Направление лопасти при поступлении по-
тока в колесо должно быть согласовано с на-
правлением относительной скорости. Напра-
вление лопасти характеризуется касательной t
к средней линии (фиг. 28). Угол р между ка-
сательной / и касательной х к окружности ра-
диуса г, проходящей через рассматриваемую

ГЛ. VIM}
ЦЕНТРОБЕЖНЫЕ И ПРОПЕЛЛЕРНЫЕ НАСОСЫ
351
точку лопасти, называется углом установки
лопасти. Направление касательной х прини-
мается обратным направлению переносной
скорости и для того, чтобы избегнуть значе-
ний р, превосходящих прямой угол. Напра-
вление относительной скорости при посту-
плении потока на лопасть, но ещё до того,
как она вынужденно примет направление ло-
U
Фиг. 29. План скоростей при входе в колесо.
пасти, определяется из плана скоростей при
входе (фиг. 29).
Переносная скорость средней точки вход-
ной кромки лопасти, к которой относится
план скоростей,
щ =
(.49)
Подвод потока к колесу насоса, как пра-
вило, проектируется так, что абсолютная ско-
рость cj до поступления на лопасть не имеет
окружной составляющей и, следовательно;
нормальна переносной скорости щ; она лежит
в меридиональной плоскости, и значение её
определяется уравнением сплошности
с-л ~тх~
— ст\
Q'
E0)
где Ь\ — ширина канала в меридиональном
сечении. При поступлении потока в область,
занятую лопастями, меридиональная составля-
ющая абсолютной скорости с'т1 возрастает в
связи со стеснением сечения телом лопаток
до значения ст\ — kx c'ml, где kx — коэфициент
стеснения. Коэфициент стеснения k\ предста-
вляет собой отношение площади без учёта
влияния толщины лопаток ъОЬ\ к площади,
реально имеющей место: nDb — z • su - b, где
г — число лопаток, su — толщина лопатки
Su /
в цилиндрическом сечении; sa = —-^к- (sH —
толщина лопатки по нормали к средней линии),
т. •.
E1)
tiDb
гд€ t «=¦ шаг лопаток.
z
Относительная скорость потока wlf возму-
щённого лишь стеснением сечения телом ло-
паток, определится как геометрическая раз-
ность «! и ст1, а угол между относительной
скоростью и направлением, обратным пере-
носной скорости рг, может быть рассчитан по
уравнению
tg р^ = . \р*У
Входной угол лопатки р следует выбирать
несколько большим угла рр т. е. так, чтобы
поток поступал на лопатку под некоторым
углом атаки
величина которого обычно находится в пре-
делах 3—6°. После поступления потока на ло-
пасть относительная скорость W\ вынужденно-
принимает направление, совпадающее с напра-
влением касательной к лопасти, и значение
её определится из уравнения
ту.
sinpj
E4>
При наличии угла атаки S абсолютная ско-
рость в момент поступления потока на лопа-
сти претерпевает конечное изменение от зна-
чения ст\ до значения си геометрическая
разность которых характеризуется вектором
cs\, численно равным си\. Такое конечное из-
менение скорости, сосредоточенное в одном-
месте, носит название удара, а вектор csl —
составляющей удара. Когда направление отно-
сительной скорости te>j совпадает с направле-
нием- касательной к лопасти при входе к
S = О, то имеет место безударный вход потока
в колесо.
Выходные элементы колеса проектируют
из условия обеспечения необходимого расчёт-
Фиг. 30. План скоростей при выходе
из колеса.
ного напора Н^ и обеспечения устойчивости
потока в пределах канала колеса, т. е. удо-
влетворяя определённому соотношению отно-
сительных скоростей входа и выхода — .
Это отношение должно быть близким еди-
нице, если нет проверенного опытом и пока-
завшего высокий к. п. д. образца, которому
в достаточной степени строго следуют при
проектировании нового колеса. Расчёт наруж-
ного диаметра колеса ?>2 вытекает из плана
скоростей при выходе потока из колеса
(фиг. 30). Меридиональную составляющую ско-
росш потока при выходе без учёта стеснения
сечения лопатками гот2 выбирают обычно
равной ?mi или меньшей до 0,5 от ст1, если
к тому есть специальные соображения, на-
пример, стремление получить более широкое

352
НАСОСЫ
[РАЗД.IV
на выходе колесо для облегчения его отливки.
В зависимости от принятого значения ст2 вы-
бирают выходной угол лопатки р2 так> чтобы
получить желаемое значение отношения —- :
w2
*2 ст2 &\ ст1
Sin
sin
откуда
w2
sin Bo = sin
sin
W2 k\
E5)
'ml
где k2 — коэфициент стеснения сечения на вы-
ходе из колеса, который выбирается предва-
рительно, а затем корректируется.
Из основного уравнения A4) следует:
«2 =
стг
2tgp
откуда наружный диаметр колеса
_60ы2
2 ~п
E6)
,. E7)
E8)
Ширина колеса на выходе Ьг определяется
по значению скорости ст2 из уравнения сплош-
ности:
Q'
E9)
ст2
Профилирование канала в меридиональном
сечении ведётся так, чтобы получить плавный
переход меридиональной
составляющей скорости
при входе с'т1 к её вели-
чине при выходе с'т2. Для
этого обычно задаются
графиком изменения ст
в функции радиуса г или
длины средней линии ка-
нала /, которая наме-
чается на основании пред-
варительного проекти-
рования. Имея для ка-
ждого значения / вели-
чину ст из графика, по
сплошности получают значение
Фиг. 31. Профилирова-
ние канала колеса в ме-
ридиональном сечении.
Q'
уравнению
ширины канала Ь:
Получив ширину канала b в функции
длины средней линии /, в ряде точек линии /,
как в центре, строят окружности диаметром Ъ
(фиг. 31). Контуры канала в меридиональном се-
чении получаются, как огибающие окружностей
диаметром Ь. В случае нужды контуры канала
корректируют по конструктивно-технологиче-
ским соображениям, и по этим исправленным по-
ложениям контура определяют окончательное
положение средней линии / и соответствующие
значения Ъ и ст.
Профилирование лопасти должно осуще-
ствляться так, чтобы обеспечить безотрывное
течение потока в канале колеса, что соответ-
ствует минимуму гидравлических потерь.
С этой целью принимают плавный, без мини-
мумов и максимумов закон изменения отно-
сительной скорости от начального значения o/j
до конечного w2 в функции длины средней
линии канала /. Имея функциональную зави-
симость w и ст от /, можно, задавшись зна-
чениями толщины лопатки sH от /, определить
угол наклона лопасти р:
tc.
tCm
sin В
откуда
t sin p — sH
~t '
F0)
Толщина лопатки sH выбирается или по-
стоянной, или тоньше по концам, с утолщением
посредине. Толщина лопатки по концам
должна быть выбрана по соображениям техно-
логии производства, но так, чтобы коэфициент
стеснения k не превосходил 1,1—1,15. При
переменной толщине её значение в средней
части рекомендуется согласовать с толщиной
диска и обода колеса, выбираемых по сооб-
ражениям прочности.
Диференциальное уравнение средней линии
лопасти в полярных координатах имеет вид
(фиг. 32)
dl
Ш
F1)
где R и d<\> — радиус и приращение централь-
ного угла, соответствующее приращению dl
на поверхности вращения образованной сред-
ней линии канала.
В плане элемент Rdty проектируется без
искажения, и
элемент dl в плане искажается и предста-
вляется элементом dr. Угол 0 в плане также
представляется в искажённом виде.
Из уравнения F1) следует:
F2)
так как г и р даны в функции /, то уравне-
ние F2) представляет собой диференциальное
уравнение средней линии лопасти с разделён-
ными переменными:
i
= J
dl

ГЛ. Vlll]
ЦЕНТРОБЕЖНЫЕ И ПРОПЕЛЛЕРНЫЕ НАСОСЫ
353
Полагая в начале лопатки при I = 1г «pt = о,
имеем
*=J
*
F3)
В связи с тем, что значения г и р от / заданы
не аналитически, а в форме графика или
таблицы, интегрирование приходится прово-
дить в численной форме.
Фиг. 32. Профилирова-
ние лопатки.
Обозначая подинтегральную функцию
= В, получим
JgS
где Дер — приращение центрального угла; Д/—
приращение средней линии; Bi и Bi+1—зна-
чение подинтегральной функции в начале и
конце рассматриваемого участка.
Весь расчёт профилирования канала и ло-
пасти может быть проведён в табличной
форме (табл. 1).
Полученная в табличной форме функци-
ональная зависимость г от у вдоль линии /
даёт возможность построить среднюю линию
лопасти в плане по точкам. Толщина лопасти
откладывается симметрично в обе стороны от
средней линии. В колёсах с широким каналом
вся область колеса разбивается поверхностями
вращения на каналы равновеликие в попе-
речном сечении, и ра-
счёт для каждого ка-
нала ведётся отдельно
по вышеприведённой
системе. В результате
получается ряд сече-
ний лопасти поверх-
ностями вращения, ко-
торые затем объеди-
няются в одну общую
поверхность (фиг. 33).
Для выполнения мо-
дели колёса строят по
правилам проекцион-
ного черчения сече-
ния поверхности ло-
пасти системой мери-
диональных плоскостей или плоскостей, нор-
мальных оси.
Влияние конечного числа лопастей. В
расчёте лопастного колеса по элементарной
теории предполагается, что направление отно-
сительной скорости при выходе из лопастного
колеса совпадает с касательной к выходному
элементу лопасти, а величина с,п2 постоянна во
всех точках окружности и определяется
уравнением сплошности. Однако в реальных
условиях конечного числа лопастей относи-
тельная скорость в различных точках окруж-
ности, проходящей через выходные кромки
лопастей колеса, меняет своё направление и
Пример расчёта лопатки центробежного насоса
Основные данные насоса: Q = 150 м'{час; Н — 18 м; п = 1450 об/мин.
Данные из расчёта основных размеров колеса:
Q'- 1,07 Q - 160 м?1час - 0,0445 м3/сек; Нт - — -^ = 19,75 м;
i i)t u,ai
- A + Р) Нт - 1,28 • 19,75 - 25,3; п - 125; г - 8; ?>„¦= 160 мм; d = 70 мм;
Таблица 1
X
4)
V
Q
%
I
2
3
4
S
6
7
Н
1
о
10
20
30
40
SO
6о
.7°
Со-
т
6S
72
8i
90
100
но
120
130
0,06 У Q
Ь
4о,о
37,»
44,о
31,3
20,0
27,0
26,0
2S,0
Ь
1
- 2,65 м\сек\ г, - 65 jwj
1ч.
см
- g
VI
2,70
2,62
2,SS
',47
2,40
',33
2,2s
2,17
W
7>/
7./
7,s
7,f
7./
7./
7,/
7./
1
fl,0
f6,f
63,6
71,0
78,6
86,3
94,o
102,0
s
3
4
s
6
6
s
4
3
и; p, - 25°; Dt -
sin p
0,433
0,422
0,418
0,41s
0,396
0,368
0,342
0,320
tgp
0,466
0,466
0,460
o,4s6
o,43i
0,396
0,364
0,338
260 мм
oo.
к
1
03
0,0330
0,0298
0,0269
0,0244
0,0232
0,0229
0,0229
0,0228
; Pa-
A/
10
10
10
10
10
10
10
18e40'; b, - 25 мм.
ОТ
•+¦
«Г
0,0316
0,0284
0,02S6
0,0238
0,0231
0,0220
0,0228
Atp
0,316
0,284
0,2 s 6
0,238
0,231
0,229
0,228
9-
1
i?*
0,000
0,316
0,600
0,8s 6
1,094
1,32s
i,SS4
1,782
0
0°
18° 1'
34°4'
49°o'
6з°7'
7<5V
8o°o'
102'
23 Tom 12

354
НАСОСЫ
[РАЗД. IV
величину в силу ряда причин, и направление
среднего значения относительной скорости
w2 уклоняется от направления касательной к
лопасти в сторону уменьшения угла р2
Фиг. 33. Лопасти двоякой кривизны.
(фиг. 34). Это вызывает уменьшение окруж-
ной составляющей абсолютной скорости до
значения си = -.  -, где р — коэфициент,
учитывающий влияние конечного числа ло-
пастей. В основное уравнение насоса A4)
Фиг. 34. План скоростей при выходе с
учётом влияния конечного числа лопаток.
в соответствии с уравнением количеств движе-
ния должна вноситься окружная составляю-
щая среднего значения реальных абсолютных
скоростей; следовательно, теоретический на-
пор колеса Нт в силу чисто кинематического
отличия реального по-
тока от предполагаемого
по элементарной теории
меньше значения напо-
ра Н'м , принимаемого
в расчёте по элементар-
ной теории. Величина ко-
эфициента определяется
по формуле
Р = ---<Г> F4)
Фиг. 35. Определение
статического момента
средней линии.
где z — число лопа-
стей; г2 — радиус наруж-
ной окружности колеса;
5 — статический момент средней линии
лопасти.
Из фиг. 35 следует:
'= f
s = yai.
F5)
При радиальном или почти радиальном на
правлении средней линии
-Г rdr-HZll
F6)
и выражение для р принимает вид
2W 1
F7)
Коэфициент ХГ зависит от угла §2 лопасти,
от качества обработки её поверхности и от
того, работает ли колесо в сочетании со спираль-
ной камерой или направляющим аппаратом.
По опытным данным
' == @,55ч-0,68) + 0,6 sin
F8)
Большие значения относятся к отводу по-
тока спиральной камерой и более низкому
качеству состояния поверхности лопатки. При
широко распространённом • значении угла
р2 = ЗО° Чг = 0,85-М,0.
Расчёт отводов потока от колеса
Отвод потока от колеса должен обеспе-
чить: 1) на выходе из колеса симметричное
относительно оси поле скоростей и давлений
и тем самым условия для наличия установив-
шегося относительного движения в области
колеса, 2) преобразование кинетической энер-
гии потока, выходящего из колеса, в давле-
ние. В соответствии с этим в конструкции
отводов имеется спиральный канал на выходе
потока из колеса и диффузор, не находя-
щийся в непосредственном контакте с выхо-
дом из колеса и служащий продолжением
спирального канала, в котором происходят
падение скорости потока и нарастание давле-
ния. В зависимости от конструкции насоса и
технологии производства отводы потока от
колеса выполняются в форме спиральных
камер или направляющих аппаратов. Спираль-
ные камеры имеют форму, которая не может
быть получена механической обработкой по-
верхности, а должны выполняться чистыми в
отливке. Поверхности проточной части напра-
вляющих аппаратов получают путём механи-
ческой обработки. При больших по абсолют-
ной величине размерах отводящих каналов,
когда величина шероховатости поверхности,
получаемой в отливке, играет относительно
меньшую роль, целесообразно отвод потока
от колеса выполнить в форме спиральной
камеры, при меньших размерах — в форме на-
правляющего аппарата.
Спиральные камеры. Спиральная камера
(фиг. 36) состоит из спирального канала с
постепенно нарастающими сечениями с 7 по
в и диффузора. В целях обеспечения устано-
вившегося относительного движения в лопаст-
ном колесе поток в спиральной камере дол-
жен представлять собой свободный осесим-
метричный поток, а наружные контуры спи-
ральной камеры — поверхность тока такого
потока. Момент взаимодействия потока по
выходе из колеса со стенками спиральной ка-
меры цолжен быть равен нулю. На основании
уравнения количеств движения момент равен
F9)
где си2Г2 — начальный момент скорости по вы-
ходе из колеса.

ГЛ. VIII]
ЦЕНТРОБЕЖНЫЕ И ПРОПЕЛЛЕРНЫЕ НАСОСЫ
355
Распределение скоростей в спиральной
камере в условиях расчётного режима
спг = си2г2 = const.
G0)
Расчётная величина момента скорости
называется постоянной спиральной камеры С
и определяется из основного уравнения на-
соса
ральной камеры начинают с определения раз-
меров сечения устья спиральной камеры. Ско-
рость по сечению спиральной камеры изме-
няется обратно пропорционально радиусу, и
пропускная способность его может быть полу-
чена путём интегрирования (фиг. 36):
G1)
Скорости по сечению спиральной камеры
уменьшаются с возрастанием радиуса, а
давления возрастают. Таким образом, уже в
спиральной камере начинает происходить
а dr.
G3)
Яз
Спиральная камера произвол ъ'-
ного сечения. В общем случае зависи-
мость ширины сечения спиральной камеры b
от радиуса г выражается графически, и инте-
грирование может быть проведено лишь в
численном виде. Обозначая подинтегральную
функцию — = В:
G4)
+ j — значения подинтегральнои
начале и конце участка, опре-
Фиг. 36. Схема спиральной камеры.
преобразование скорости в давление. Область
спиральной камеры ограничена её стенками и
контрольной цилиндрической поверхностью
радиуса #3, охватывающей лопастное колесо
на некотором расстоянии, достаточном прак-
тически для выравнивания
пульсации скоростей, вызы-
ваемых конечным числом
лопаток в колесе. Обычно
/?3=A,03-т-1,05) г2. Жидкость
поступает в спираль-
ную камеру из лопастно-
го колеса через контроль-
ную поверхность 7?3 симме-
трично по всей окружности.
Расход жидкости через се-
чения спиральной камеры
растёт пропорционально
центральному углу <р, под
которым расположено сече-
ние относительно начала
спирали, где происходит де-
ление потока:
где Вг и
функции в р
деляемого значениями радиуса г и г -f- Аг;
i—число участков в границах от г=/?3
до r = Rv Этот способ удобен для провероч-
ного расчёта заданного сечения.
Расчёт вновь проектируемого сечения удоб-
нее вести следующим путём (фиг. 37). Началь-
ная ширина сечения спиральной камеры
где &2 и ?*2
колеса на
Ьв яг b2 + 0,05D2.
— и ирина и диаметр лопастного
выходе; боковыми очертаниями
-I- ^
Поправка на язык
G2)
Фиг. 37. Расчёт сечения спиральной камеры.
В соответствии с увеличением расхода сече-
ния спиральной камеры увеличиваются с воз-
растанием угла ср.
Пропускная способность спиральной ка-
меры при заданном значении постоянной С
наиболее чётко определяется последним сече-
нием её, ограниченным со всех сторон твёр-
дыми стенками. Это сечение пропускает всю
производительность насоса Q;?60. Расчёт спи-
сечения задаются, пользуясь образцами сече-
ний камер насосов, показавших высокие зна-
чения к. п. д. Приняв некоторое конечное
приращение радиуса Аг, строят кривую про-
пускной способности сечений, ограниченных
снаружи цилиндрическими поверхностями г,-
по уравнению G4).
Расчёт рекомендуется вести в табличной
форме (табл. 2).

356
НАСОСЫ
[РАЗД. IV
Суммируя элементарные приращения про-
пускной способности сечения AQj, соответ-
ствующие приращению радиуса Дг, получают
пропускную способность сечения Q,- в функ-
ции радиуса г,-. Учитывая, что последнее сече-
ние спиральной камеры начинается отступя
Таблица 2
Пример расчета сечений спиральной камеры
Основные данные насоса: Q = 150 м*1час = 0,0417 м*/сек;
Н - 18 м; Нт - — - -^- - 19,75 м; п - 1450 об/мин;
0,91
и> - ^ = 152 ; Dt — 260 мм; ba = 25 мм
ои сек.
Основные данные для расчёта сечений спиральной камеры:
gHT 9,81 • 19,75
= — = 1,27 м'1сек;
ш 152
С
w
я1
о
и
5?
2
3
4
S
6
7
8
9
10
л
12
13
14
IS
it
ll
18
- A,03 +
г
I3S
140
I4S
ISO
iSS
160
i6/
170
I7S
180
18s
190
r9S
200
20s
'210
21S
220
22S
b
38
38
42
46
SO
S4
/8
62
66
70
74
78
82
86
90
94
98
100
100
1,05) Ra = 135 mm; bt = *>, + 0.05D,-
¦ 25 + 0,05 • 260 = 38 мм
В — —
г
0,272
0,290
0,307
0,3^3
o,337
0,3s 2
0,^64
o,377
0,389
0,400
0,410
0,420
0,430
0,440
0,448
0,4/6
o,4SS
o,44S
со
1
0
/
/
/
/
/
/
/
/
/
S
s
s
s
s
s
s
s
s
+1
«r
0,277
0,281
0,298
0,31s
0,330
0,334
0,3/8
0,370
0,383
o.39S
0,40s
0,41s
0,42s
o,43S
0,444
0,4/2
o,4SS
0,4/0
1
<
+
of
i
0
i
0
0,00/76
0,00178
0,00190
0,00200
0,00209
0,00218
0,00227
0,0023/
0,00243
0 ,002/0
0,002/7
0,00264
0,00270
0,00276
0,00282
0,00287
0,00289
0,0028/
0
1
СУ*
0
0,00176
0i,oo3S4
0,00/44
0,00744
0,009s3
0,01171
0,01398
0,01633
0,01876
0,02126
0,02383
0,02647
0,02917
0,03193
0,03475
0,03772
0,04061
0,04346
j
от поверхности Rs на величину толщины
языка спиральной камеры, с радиуса /?4 от-
кладывают полную производительность на-
соса Q360, отступя от начала координат, от
точки кривой Qi = f(r), соответствующей
г=/?4> В точке пересечения прямой Q = Qm
с кривой Qi=f (r) получают значение внеш-
него радиуса спирали Я^. Полученный рас-
чётный контур сечения спирали, ограничен-
ный с внешней стороны цилиндрической по-
верхностью, неконструктивен как с гидро-
динамической точки зрения, так и по сообра-
жениям прочности спиральной камеры. Его
преобразуют в более плавный контур, но так,
чтобы не изменить пропускной способности.
Для этого пропускная способность площадок,
представляющих собой разность окончатель-
ного сечения от расчётного, должна быть
одинакова, т. е.
или, заменяя значения сиХ и сау через по-
стоянную спиральной камеры,
где гх и г у — радиусы положения центров
тяжести площадок Fx и Fy.
Остальные сечения спиральной камеры,
если принять их боковые очертания теми
же, могут быть легко получены из этого
же графика. Если же боковые очертания
их приняты отличными друг от друга, то
можно ограничиться приближённым способом,
принимая
С" Т р
«Р ~ 360 860'
т. е. выбирать площадь сечения, расположен-
ного под углом ср°, пропорционально углу <р
от последнего исходного сечения Fm. При
таком расчёте сечений среднее значение ско-
рости потока по всем сечениям оказывается
равным среднему значению скорости в по-
следнем сечении.
Диффузор спиральной камеры, служащий
для преобразования кинетической энергии в
давление при переходе скоростей потока от
значений в сечении устья спирали к значе-
ниям в трубопроводе, рекомендуется выпол-
нять с углом конусности в = 8-*-10°.
Спиральные камеры кругового
сечения. Форму сечения спиральной ка-
меры заимствуют с проверенных опытом и
показавших высокие значе-
ния к. п. д. насосов с бы-
строходностью, близкой с
проектируемым насосом.
Неудачная форма сечения
ведёт к отрыву потока от
стенок спиральной камеры
и нарушает характер по-
тока, предполагаемый рас-
чётом. Однако для пред-
варительного определения
размеров сечений весьма
удобно пользоваться ана-
литическим расчётом кру-
говых сечений.
Пропускная способность Q4 сечения, рас-
положенного под некоторым углом <р. равна
(фиг. 38)
Фиг. 38. Спираль-
ная камера круго-
вого сечения.
R
Q
Q-9
8-p3)-
G5)

ГЛ. Vllij
ЦЕНТРОБЕЖНЫЕ И ПРОПЕЛЛЕРНЫЕ НАСОСЫ
357
Подставляя
определяют
360
G6)
где
откуда
G7)
Направляющие аппараты. По технологи-
ческим соображениям в целях обеспечения
возможности механической обработки поверх-
ностей каналов направляющего аппарата бо-
ковые стенки открытой части канала делаются
плоскопараллельными b=b3 = const (фиг. 39).
где а2 — угол абсолютной скорости при вы-
ходе из колеса. Разделяя переменные в урав-
нении G9) и интегрируя в пределах от <ро = 0
до <р и от г3 до г:
г г л?*газ. (%fi\
Уравнение (80) представляет собой логариф-
мическую спираль, проходящую через точку
(<р = 0; r = rs). Таким образом, контур лопасти
направляющего аппарата в части, смежной
выходу из колеса, следует очерчивать по
логарифмической спирали с показателем
т = tg a8. Размер устья канала а3 направляю-
щего аппарата следует указывать на чертежах
как контрольную величину и начальный раз-
мер диффузорного канала. Эта величина может
быть рассчитана по уравнению
— Sin 2а
cos <х3
(81)
Фиг. 39. Направляющий аппарат.
Поток в этой части канала является пло-
ским. Для того чтобы лопасти не нарушали
осесимметричного потока по выходе из колеса,
их контур должен представлять собой линию
тока свободного потока. Диференциальное
уравнение линии тока в плоском потоке
dr
G8)
где сгиси — компоненты абсолютной скорости,
a dr и г dy — соответствующие проекции эле-
мента линии тока dl. Выражая сг и си в функ-
ции радиуса, получают диференциальное
уравнение линии тока. Из уравнения постоян-
ства момента скорости в свободном потоке по
выходе из колеса следует
Из уравнения сплошности в осесимметрич-
ном потоке с учётом стеснения сечения ло-
пастями направляющего аппарата следует
Сг =
2nr2b2cr2
11.
Г
Подстановка полученных значений си и сг
в уравнение G8) даёт диференциальное урав-
нение линии тока в виде
dr
rdy
'гЧ
I— =tg*8=const,G9)
zi — число лопаток направляющего аппарата.
Диффузорный канал направляющего аппарата
следует выполнять с углом диффузорности
в = 8-г 10°.
Подвод потока к лопастному колесу
При проектировании каналов, подводящих
поток к лопастному колесу, рекомендуется,
пользуясь законом подобия, брать опытно
изученные формы, получившие распростране-
ние в конструкциях насосов с высоким к. п. д.
и хорошими кавитационными качествами.
Задачей подводящих каналов является
обеспечение начального состояния потока при
входе в лопастное колесо: 1) осесимметричного
с возможно более равномерным распределе-
нием скоростей по всему сечению потока, не-
обходимого для создания установившегося
относительного движения жидкости в области
лопастного колеса; 2) нулевого значения на-
чального момента скорости, которое служит
основой расчёта напора лопастного колеса,
и 3) изменения величины скорости от значе-
ний во всасывающем трубопроводе до вели-
чины при входе в колесо. Кроме того, при
исполнении подводящих каналов следует учи-
тывать условия работы, возникающие при ре-
жимах, отличных от нормального, во время
которых возможно возникновение противото-
ков и образование осевого вихря, вредно
отражающегося на распределении давления
в подводящем канале.
На фиг. 53 показан подводящий канал
крупного вертикального консольного насоса,
представляющий собой конфузор с постепен-
ным повышением скоростей от всасывающего
трубопровода до входа в колесо. По оси канала
расположена обтекаемой формы втулка,
соединённая рёбрами с его внешними стенками.
Образующаяся решётка препятствует распро-
странению осевого вихря, возникающего при
малых нагрузках, во всасывающий трубо-
провод.
На фиг. 40 изображён канал, подводящий
поток к колесу сбоку. Канал состоит: 1) из
конфузора, расположенного непосредстзеннэ

358
НАСОСЫ
[РАЗД. IV
перед входом потока в колесо, в котором
происходит нарастание скорости на 15—20%,
что обеспечивает выравнивание поля скоро-
стей, и 2) собственно подводящего канала
несимметричной относительно вала спиральной
формы. При такой форме канала вал и втулка
сальника обтекаются плавно, без образования
вихрей, возникающих при обтекании цилиндра
Формула (82) может быть использована
для учёта изменения % при масштабном моде-
лировании.
Объёмные потери в насосе зависят от его
конструктивного типа. Наиболее характерным
примером объёмных потерь являются утечки
через уплотнения при входе потока в
колёса.
Расход жидкости через уплотнение Qsi
можно рассматривать как истечение через
щель поперечного сечения /г,- = дО1& (фиг, 41)
под влиянием разности давлений: pi — перед
уплотнением и р1 — за уплотнением, т. е. при
входе в колесо:
Qsi = \
(83)
где р.— коэфициент расхода; D1 диаметр
уплотнения; Ъ — радиальный зазор в уплотне-
нии; Hvi =
— напор, под которым
Фиг. 40. Канал, подводящий поток к колесу сбоку.
происходит истечение в уплотнении.
Для определения расхода Q^ нужно опре-
делить Цр1 и [л. Давление перед уплотнением
симметричным, нормальным к оси потоком.
Сечения спиральной части канала изменяются
пропорционально углу их установки относи-
тельно нулевого сечения с ребром, разделяю-
щим поток на две части и служащим также
для предупреждения развития осевого вихря
при частичных нагрузках.
Потери в насосе
Гидравлические потери в насосе обусло-
влены главным образом вихреобразованием.
При заданных формах проточной части на рас-
чётном режиме, соответствующем условиям ми-
нимума потерь, гидравлические потери сильно
зависят от относительной шероховатости по-
верхностей проточной части, главным образом
лопастного колеса и отводящего канала. Опти-
мальные значения гидравлического к. п. д. в
наиболее совершенных осуществлённых кон-
струкциях насосов не зависят от быстроход-
ности ns. В широком диапазоне не наблюдается
также зависимости т]Л от числа Рейнольдса, что
обнаруживается при автомодельных испыта-
ниях насосов. Гидравлический к. п. д. зависит
от относительной шероховатости, т. е. от раз-
меров насоса при постоянстве значения абсо-
лютной шероховатости, рассматриваемой как
технологический фактор. Эта зависимость для
серии современных насосов с наилучшими
к. п. д. может быть представлена уравнением
Y]ft=l —
0,42
, — 0,172J
(82)
где
г/'Я
г п
Q
мм.
Приводимое значение rlfl является крите
рием совершенства гидравлической части на-
соса при сопоставлении со значениями, полу-
ченными испытанием насоса.
. 41. Уплотнение при входе в колесо.
Pi зависит от давления р2 при выходе.из ко-
леса и закона распределения давлений в обла-
сти между стенкой корпуса и наружной стен-
кой обода колеса. При незначительности
величины утечек Qsl поток в области между
корпусом и колесом находится в состоянии
подвижного равновесия под влиянием тормо-
зящей силы трения о неподвижную стенку
корпуса и ведущей силы трения о вращающу-
юся стенку колеса. Из уравнения динамиче-
ского равновесия следует, что установившееся
движение наступает при равенстве моментов
трения о подвижную и неподвижную стенки,
что имеет место при равенстве относительной
скорости потока к подвижной и неподвижной
и
стенке, т. е. при си= -=-, где са — окружная ско-
рость элементарного объёма жидкости относи-
тельно неподвижной стенки; и — окружная
скорость соответствующей точки наружной по-
верхности колеса. Давление в объёме жидкости,
вращающейся с постоянной угЛовой скоростью,
изменяется в функции радиуса г по параболи-
ческому закону
(84>
где р0 — давление в точке, определяемой ра-
диусом /-0; <ож — угловая скорость вращения

ГЛ. VIII]
ЦЕНТРОБЕЖНЫЕ И ПРОПЕЛЛЕРНЫЕ НАСОСЫ
359
жидкости, равная половине угловой скорости
ш
колеса -у.
На фиг. 41 дана эпюра распределения да-
влений, причём начальной точкой является
давление р2 на радиусе г2 при выходе из
колеса. Учитывая начальные условия шж = — )
9 2 2
7 Т
откуда
Pi
u2~Ui
и% — и.
(86)
где Нр — потенциальный напор.
Потенциальный напор можно представить
так:
Нр=НТ-
нт—
р
m\
(87)
Если учесть, что в насосах обычно си1=0,
а с2т2 ~~ с<т1 — разность квадратов меридио-
нальных составляющих скоростей при выходе
и входе в колесо в большинстве случаев мала
в сравнении с е„2 • т0 уравнение для потенци-
ального напора примет вид
¦ = II j-
= НТ[ 1 -
(88)
Окончательное выражение для перепада
давлений в уплотнении
2u
(89)
Определение коэфициента расхода и-
Падение напора в уплотнении представляет
собой сумму потерь при движении реальной
жидкости
Различают следующие (фиг. 41) категории
потерь:
hwl = С п потеря, связанная с суже-
нием струи при входе в щель
с острыми кромками; коэ-
фициент сопротивления С
можно положить равным 0,5;
U с*
hw2 = ~тб ' "о ¦ потеРи на трение в зазоре
длиной / с гидравлическим
радиусом сечения
С2
"даз — ? 9 потеря с выходной скоро-
стью; С== 1.
Перепад давлений в уплотнении
(90)
где с — реальная средняя скорость в зазоре:
откуда
1
bby2gHph (92)
с (83) следует, что
(93)
Из сопоставления (92)
коэфициент расхода
2 ;
Коэфициент сопротивления X может быть
определён по известным формулам для тече-
ния в трубах с учётом величины гидравличе-
ского радиуса и режима течения. Обычно К
находится в границах 0,04 0,06. При других
типах конструкции уплотнения определение
коэфициента расхода производится аналогично.
Механические потери в насосах могут быть
разделены на три группы: потери трения на-
ружной поверхности колеса о жидкость, так
называемые дисковые потери — Nrl; потери
трения в сальниках — Nr2 и в подшипниках —
Мощность дискового трения зависит от ре*
жима течения в пограничном слое на поверх-
ности диска, т. е. от числа Рейнольдса. Однако
в преобладающей части случаев, имеющих
практическое значение для насосостроения,
при чисто обработанных поверхностях эта мощ-
ность может быть учтена по формуле
где 7 — удельный вес; м2 — окружная скорость
по наружному диаметру колеса ?>2.
Потери трения в сальниках Nr2 и подшип-
никах N^ должны вычисляться в зависимости
от конструктивного типа и величины воспри-
нимаемых нагрузок.
Осевое давление в насосах
и его уравновешивание
В работающем насосе лопастные колёса
подвержены действию различных сил, достига-
ющих иногда весьма значительной величины;
в то же время ротор насоса находится в со-
стоянии установившегося вращательного дви-
жения, и, следовательно, согласно началу Да-
ламбера все силы, действующие на ротор,
должны находиться в состоянии равновесия.
Уравновешивание сил, действующих на ротор,
требует специальных мероприятий, обычно
существенно влияющих на конструкцию на-

360
НАСОСЫ
[РАЗД.IV
coca. Силы, действующие на лопастное колесо,
разделяют на: 1) внешние — взаимодействия
поверхности колеса с потоком жидкости и
реакции в месте крепления колеса на валу и
2) массовые: веса и инерции — центробеж-
ной силы.
Для определения сил реакции в месте
крепления колеса на валу из уравнения равно-
весия все остальные силы должны быть из-
вестны. Сила веса колеса может быть опре-
делена по величине и направлению. Центро-
бежная сила, действующая на правильно из-
готовленное колесо, должна быть близка
нулю; с этой целью производится баланси-
ровка колеса, т. е. приведение центра тяжести
его к оси вращения. Поверхностные силы,
действующие на колесо, для их определения
Фиг. 42. Схема деления поверхности колеса на
внешнюю и внутреннюю.
удобно разделить на две группы сил, действу-
ющих на внешнюю и внутреннюю поверх-
ность (фиг. 42).
Для образования замкнутых поверхностей
при делении на внешнюю и внутреннюю не-
обходимо в состав поверхностей внести кон-
трольные сечения потока при входе и выходе
из колеса. Однако эти части поверхностей,
попав в состав наружной и внутренней по-
верхности с различными знаками, при сум-
мировании сил взаимно компенсируются. Внеш-
няя поверхность колеса имеет форму тела вра-
щения, и при симметричном относительно оси
поле давлений, что нормально должно иметь
место в условиях расчётного режима, радиаль-
ная составляющая равнодействующей сил да-
влений на внешнюю поверхность колеса равна
нулю. Остаётся осевая составляющая этой
силы Агн.
Величина осевого давления. Осевая
сила Агн может быть определена непосред-
ственно интегрированием по внешней поверх-
ности:
AZH= \p dF cos (n,z), (95)
FH
где п — нормаль к элементу поверхности dF\
р — величина гидродинамического давления.
Величина dF cos ( n,z) представляет собой про-
екцию элемента поверхности dF на плоскость,
нормальную оси г, и может быть обозначена
через dFz. Так как поле давлений может быть
принято осесимметричным и, следовательно,
давление р является функцией только ра-
диуса г, то элементарная поверхность dFz мо-
жет быть принята в форме кольца 2ttrdr.
При выбранном (фиг. 42) направлении оси г
направление внешней нормали к левой части
наружной поверхности составляет с осью г
угол, меньший 90°, и проекция элементарной
площади имеет положительный знак; для пра-
вой части поверхности проекция площади бу-
дет отрицательна. В соответствии с этим осе-
вая сила
= \ pA2izrdr — X
гь
(96)
где рл и рп — соответственно давление на ле-
вую и правую стороны. На фиг. 42 приведён
график давлений на внешнюю поверхность
колеса. Давление в области между колесом
и корпусом при нормальном состоянии уплот-
нений со стороны всасывания и втулки колеса
изменяется по уравнению (84). В пределах от
Г{ до /?2 они одинаковы с левой и правой сто-
роны, и, следовательно, эта часть поверхности
не сказывается на величине осевого давления.
Следовательно, осевая сила
ri
= J {л- [л ~1ц(Л- f2)]}
• (97)
Знак минус показывает, что эта часть осе-
вого давления направлена справа налево.
Осевая составляющая сил гидродинамиче-
ского давления на внутреннюю часть поверх-
ности не может быть получена непосредствен-
ным интегрированием. На основании уравне-
ния количеств движения сила действия жидко-
сти на внутреннюю поверхность колеса равна
A -_
с
cz
В центробежных колёсах выход потока из ко-
леса радиален и с^ — О, поэтому
Полная величина осевого давления
(98)
(99)
В случае центробежных насосов составля-
ющая осевого давления на наружную поверх-
ность AZH больше, чем составляющая на вну-
треннюю поверхность А2в, и результирующая
сила осевого давления направлена в сторону,
противоположную входу потока в колесо.
Уравновешивание осевого давления.
Сила осевого давления в насосах в преобла-
дающем числе случаев имеет относительно
большую величину, что делает нерациональ-
ным уравновешивание её упорным подшипни-
ком. Поэтому прибегают к гидравлическим спо-
собам уравновешивания осевого давления, ко-
торое достигается: 1) на основе принципа сим-
метрии распределения давления по поверхности

ГЛ. V1H]
ЦЕНТРОБЕЖНЫЕ И ПРОПЕЛЛЕРНЫЕ НАСОСЫ
361
колеса или 2) чисто гидравлическими устрой-
ствами. На основе принципа симметрии рас-
пределения давления по поверхности колеса
или симметрии осевого давления на ротор в
целом нельзя обеспечить полного уравновеши-
вания осевого давления вследствие невозмож-
ности осуществить полную симметрию; необ-
ходима установка упорного подшипника, ко-
торый воспринимает оставшуюся неуравнове-
шенной часть осевого давления. Подшипники
применяют двухстороннего действия, так как
направление оставшейся осевой силы неиз-
вестно. К этой категории относятся: колёса с
двухсторонним подходом потока; колёса с
двумя уплотнениями и камерой со стороны,
противоположной входу, с давлением, равным
давлению со стороны входа, благодаря отвер-
систему. Разгрузочный диск располагают в
специальной камере с наружной стороны
крышки корпуса насоса, сообщающейся со
стороны колёс с областью нагнетания насоса,
а с другой стороны — с областью всасывания.
Некоторая незначительная часть общей про-
изводительности насоса Q^ проходит из ка-
меры нагнетания в камеру разгрузки осевого
давления перед диском с давлением рх; пройдя
через узкую радиальную щель Ь^ между уплот-
нительным кольцом и диском, жидкость теряет
на сопротивление в щели часть напора и по-
ступает в камеру за диском с давлением ру>
в)
Фиг. 43. Схема уравновешивания осевого давления по принципу симметрии.
стиям в теле диска колеса; и, наконец, роторы
насосов с колёсами, включёнными последова-
тельно, но расположенными навстречу друг
другу, что приводит к противоположному на-
правлению осевых сил, действующих на ко-
лёса, и их взаимному уравновешиванию (фиг.
43, а, б и в).
откуда по специальной трубке уходит во вса-
сывание насоса. В этих условиях разгрузоч-
ный диск подвержен действию осевой силы
py) = Wn{R2a-r2n)^p, A00)
ГА, йд
Фиг. 44. Схема уравновешивания осевого давления разгрузочным диском.
Специальные гидравлические устройства,
обеспечивающие полное равновесие ротора при
всех режимах работы, характеризуются отсут-
ствием упорного подшипника и наличием
специальной камеры, давление в которой
изменяется в зависимости от осевого положе-
ния ротора; вследствие этого ротор насоса,
выведенный из положения равновесия сме-
щением в осевом направлении, вновь воз-
вращается в него. Типовым примером такой
самоустанавливающейся системы уравновеши-
вания осевого давления является разгрузоч-
ный диск, или гидравлическая пята (фиг. 44).
Эта система применяется в многоступенчатых
насосах. На одном валу с лопастными колё-
сами устанавливают специальный диск так,
что ротор представляет собой одну жёсткую
где W — коэфициент, учитывающий распреде-
ление давлений по поверхности диска. Для
равновесия ротора необходимо, чтобы
что является условием, определяющим перепад
давлений Ар до и после диска. От радиуса гп
до Re (фиг. 44) перепад остаётся постоянным;
при входе в щель давление падает в связи с
образованием начальной скорости на величину
'fAjp; в щели перепад давления уменьшается
примерно по линейному закону. Коэфициент ср
обычно находится в границах 0,15—0,20. Инте-
грирование в пределах от гп до Ra даёт вы-
ражение для Aq, позволяющее при сопоста-

362
НАСОСЫ
[РАЗД. IV
.влении с уравнением A00) определить коэфи-
циент W:
Л"
A -?)(/? + Rafil) + A + 2?)Я|
При -#* = 1А ^ =
ср=0,15, W =
Радиус/?е обычно принимают равным радиусу
по уплотнению рабочих колёс ф. Щель Ьх при
проектировании выбирают по соображениям
надёжности в пределах 0,10—0,15 мм; щель
определяет расход Q^. Остальные элементы
разгрузки осевого давления проектируют так,
чтобы поглотить остающуюся часть напора
при расходе Qs2. При работе щель Ьг устана-
вливается в соответствии с условиями равно-
весия ротора.
Уравновешивание осевого давления пред-
ставляет собой существенную конструктивную
задачу и сильно влияет на общий тип насоса.
РАСЧЁТ ОСЕВЫХ (ПРОПЕЛЛЕРНЫХ)
НАСОСОВ
Основные положения расчёта осевых
насосов
Осевой насос состоит из лопастного колеса
я направляющего аппарата, последовательно
расположенных в цилиндрической трубе (см.
фиг. 2). Поток в целом в насосе имеет осевое
направление, и приращение давления потока
происходит исключительно за счёт преобразо-
вания кинетической энергии в давление.
Однако осевое направление потока в целом
яе исключает возможности радиальных пере-
мещений у отдельных струй потока, и их дви-
жение может иметь сложный трёхмерный ха-
рактер, почти недоступный теоретическому
исследованию. Для упрощения задачи на рас-
чётном режиме стремятся обеспечить осевое
направление потока, при котором
сг~0.
A02)
При этом условии частица жидкости, находя-
щаяся на расстоянии г от оси в начальный
момент, во всё время движения остаётся
на цилиндрической поверхности данного
радиуса.
Таким образом, поверхности тока имеют
цилиндрическую форму. Выполнение условия
{102) возможно при наличии равновесия в та-
ком трёхмерном потоке, когда
= const
A03)
для всех поверхностей тока.
Цилиндрические поверхности тока допу-
скают развёртку на плоскость, что даёт пло-
скую решётку профилей (фиг. 45). Плоская
решётка профилей характеризуется шагом t,
длиной хорды профиля / и углом уста-
новки хорды к оси решётки Э. Шаг в решётке
профилей осевого насоса настолько велик,
что понятие о канале, которым пользовались
в элементарной теории центробежных насо-
ссв, неприменимо. Элементарная теория осе-
вых насосов исходит из представления о взаи-
модействии единичного профиля с потоком с
последующей поправкой на взаимное влияние
профилей в решётке. На некотором рас-
стоянии до и после решётки возмущающее
A01) влияние отдельных профилей сглаживается
и остаётся только общий результирующий
^эффект действия решётки на поток, кото-
рый легко выявить, рассмотрев планы ско-
ростей.
Решётка профилей лопастного колеса дви-
жется поступательно в направлении своей
оси со скоростью н = о)Г. В относительном
движении скорость и явится переносной,
общей для всей области. Абсолютная скорость
Фиг. 45. Плоская решётка профилей.
потока до решётки С\ с составляющими са\ и
сп определяется условиями подвода потока к
лопастному колесу насоса. Относительная ско-
рость ге>! получается, как разность с^ и и
(фиг. 45).
Из плана скоростей после решётки сле-
дует, что осевая составляющая абсолютной
скорости, вытекающая из уравнения сплош-
ности, сохранит значение, равное величине до
решётки:
Таким образом возмущающее действие пло-
ской решётки распространяется лишь на со-
ш wUl + wUl
Фиг. 46. План скоростей для плоской решётки.
ставляющую си, параллельную оси решётки.
Совмещение планов скоростей до и после
решётки (фиг. 46) даёт возможность более
наглядно выявить возмущающее действие ре-

ГЛ. VIII]
ЦЕНТРОБЕЖНЫЕ И ПРОПЕЛЛЕРНЫЕ НАСОСЫ
363
шётки на поток жидкости. Средняя геометри-
ческая относительная скорость из значений
до и после решётки
те>„ =
«2
wu2
A04)
играет в теории решётки ту же роль, что
скорость на бесконечности в случае единич-
ного профиля, и поэтому обозначается индек-
сом оо. Циркуляция скорости по контуру,
охватывающему профиль в параллельной ре-
шётке,
= t (сн2 — си1).
A05)
На основании уравнения количеств дзиже-
ния можно найти равнодействующий момент
взаимодействии лопастного колеса с потоком
по величине возмущения, создаваемого им в
потоке. При этом кинематика потока внутри
области, занятой лопастным колесом, исклю-
чается из рассмотрения. Исследование сил
взаимодействия профиля в решётке с потоком
позволяет установить связь с работой еди-
ничного профиля. Установление такой связи
весьма ценно, так как открывает возможности
по использованию опытных данных авиацион-
ных продувок единичных профилей при рас-
чёте осевых насосов.
Силы взаимодействия профиля плоской
решётки с потоком
При исследовании силы взаимодействия
профиля в решётке с потоком сначала опре-
деляется её значение для условий идеальной
жидкости А, а затем для реальной R. Сопо-
ставление этих сил позволит установить влия-
ние вязкости.
Силу А можно разложить на две составля-
ющие: Аи— направленную по оси решётки и
Аг — направленную нормально к оси решётки.
Определение составляющей Аи возможно пу-
тём применения только уравнения количеств
движения, и её значение остаётся неизменным
также и для реальной жидкости, т. е. AU = RU.
При определении осевой составляющей Аг
необходимо применение уравнения энергии, и
значения Аг и Rz отличны друг от друга как
зависящие от вязкости.
Если в плоской параллельной решётке вы-
сотой, равной единице (фиг. 47), выделить
замкнутую область контуром, охватывающим
профиль и образованным двумя расположен-
ными на расстоянии шага линиями тока 1, 2
и Г, 2' и двумя прямыми, параллельными оси
решётки до и после решётки, 1, Г и 2, 2', то
в таком контуре в одноименных смещённых на
шаг вдоль оси решётки точках имеют место
одинаковые значения давлений и скоростей.
Из уравнений количеств движения для
выделенной области в направлении оси ре-
шётки и следует, что силы, действующие по
контурам 1, 2 и Г, 2', равны по величине, но
обратны по знаку в связи с обратным напра-
влением внешней нормали; силы, действующие
по контурам 1,1' и 2, 2Г, дают проекцию в
направлении оси и, равную нулю; таким обра-
зом, из внешних сил остаётся только сила, с
которой профиль действует на поток, т. е.
сила Аи, но с обратным знаком. Отсюда
— wul).
A06)
где р — плотность жидкости —. В правой ча-
сти впереди поставлен знак минус, так как
окружные составляющие относительной ско-
рости как до решётки, так и после направлены
2Г7
'
Фиг. 47. Циркуляция скорости.
в сторону, обратную оси и. Замена окружных
составляющих относительной скорости их зна-
чениями через абсолютную и переносную ско-
рость
даёт для силы Аи выражение
— Crt) = — pCgT1=~pw2rv A07)
Знак минус означает, что Аа направлен про-
тив направления и.
Из уравнения количеств движения для вы-
деленной области в направлении оси г следует
(при этом необходимо учесть силу веса, дей-
ствующую на выделенный объём, а также
силы гидродинамического давления по частям
контура 2, 2' и 1, Г):
так как
то
— Ра) - 7< (г2 — zi) — A* =
—сл) = 0;
-"(¦^
сг2 = сг1>
— Рг
я)- A08)
Если определить стоящую в правой части
уравнения A08) разность потенциальной энер-
гии потока, пользуясь уравнением энергии
в относительном движении для идеальной
жидкости, то выражение силы Аг примет вид
Ju\
— Wm) =
Wb1 ttte
~~~ ~ "~ P * ~—

364
НАСОСЫ
[РАЗД. IV
так как W& = wzl. Если обозначить ¦ ^~—«1 =
= wUx (фиг. 45), то
Az=-pT1wBeo. A09)
Знак минус означает, что сила Az, с которой
поток действует на профиль, направлена в
сторону, противоположную оси г.
Из уравнений A07) и A09) следует
где hw — потери энергии в области решётки.
Отсюда
рГ,
wu
(ПО)
= ctgp. (Ill)
Уравнения (ПО) и A11) выражают теорему
о подъёмной силе Жуковского в применении
к профилю решётки: подъёмная сила, с кото-
рой поток действует на профиль А, равна
произведению плотности жидкости р на цирку-
ляцию скорости по контуру профиля Тх и на
значение скорости в бесконечности «jm; на-
правление вектора силы повёрнуто к скорости
wx на прямой угол в сторону, обратную цир-
куляции. План сил, действующих на профиль
решётки в идеальной жидкости, дан на фиг. 48.
Фиг. 48. План сил, действующих на профиль
решётки в идеальной жидкости.
Окружная составляющая подъёмной силы,
полученная применением только уравнения
количества движения, одинакова для реальной
и идеальной жидкости:
Ra = Aa. A12)
Уравнение A08) получено также из уравнения
количеств движения, поэтому оно справедливо
для реальной жидкости:
A13)
В дальнейшем, применяя уравнение энер-
гии для реальной жидкости, необходимо учесть
потери; следовательно,
901 ,. 90%
= —(рГ1«/гвс—
A15)
где знак минус означает, что сила Rg напра-
влена в сторону, противоположную оси.
На фиг. 49 представлен план сил, действу-
ющих на профиль решётки в реальной
= /
Фиг. 49. План сил, действующих
на профиль решётки в реальной
жидкости.
жидкости. Равнодействующая сила R =
в этом случае уже не напра-
влена по нормали к w^, а составляет с ней
некоторый угол X. Силу R разлагают на со-
ставляющие: У—в нормальном к wx напра-
влении, называемую подъёмной силой, и X —
в направлении юи, называемую лобовым со-
противлением. Как видно из плана сил, ло-
бовое сопротивление возникает в резуль-
тате наличия потерь hw в потоке реальной
жидкости.
Отношение лобового сопротивления X в
подъёмной силе У- носит название обратного
качества профиля и равно тангенсу угла X
наклона результирующей силы R к направле-
нию нормали N к скорости wx :
4-«=tgX. A16)
Из плана сил можно определить через ка-
чество профиля X гидравлический к. п. д.:
hw t hw
нт
Напор, потерянный на гидравлические сопро-
тивления в решётке, равен работе силы ло-
бового сопротивления X, отнесённой к единице
веса протекающей жидкости:
R sin X
-.A18)

ГЛ. VIII]
ЦЕНТРОБЕЖНЫЕ И ПРОПЕЛЛЕРНЫЕ НАСОСЫ
335
Теоретический напор Н-р равен работе окруж-
ной составляющей /?ы, отнесённой к единице
веса протекающей жидкости:
uRa
Из уравнений .A17) — A19) следует
sinX
Т)А=1
и
A19)
A20)
Полученные значения силы взаимодействия
профиля решётки с потоком реальной жидко-
сти R и величины гидравлического к. п. д.
устанавливают связь между работой единич-
ного профиля и решётки. Однако взаимное
влияние профилей в решётке приводит к тому,
что подъёмная сила и лобовое сопротивление
профиля в решётке отличны от таковых для
единичного профиля. В решётках с достаточно
большим отношением — взаимное влияние
профилей незначительно, и экспериментальные
данные продувок единичных профилей могут
быть с незначительными поправками исполь-
зованы для расчёта решётки. На этом по-
строена элементарная теория расчёта осевых
насосов.
Расчёт лопастного колеса
Расчёт осевых насосов сводится к опреде-
лению основных размеров лопастного колеса
и направляющего аппарата, а также достаточ-
ного числа цилиндрических сечений лопастей
колеса и аппарата. При подборе сечений лопа-
стей элементарный расчёт использует опыт-
ные данные аэродинамических продувок еди-
ничных профилей, внося приближённо, рас-
чётно-теоретическим путём, полученную по-
правку на взаимное влияние профилей при
работе в условиях решётки. Этот путь даёт
более удовлетворительные результаты в слу-
чае редких решёток, когда поправка на взаим-
ное влияние профилей незначительна. Однако
методы непосредственного расчёта решёток
толстых профилей ещё недостаточно разрабо-
таны и не вошли в практику насосостроения.
При заданных значениях напора Н, произ-
водительности Q и высоты всасывания Hs
расчёт начинают с выбора числа оборотов п
и, следовательно, коэфициента быстроходности.
При наличии опытных данных о значении
кавитационного коэфициента Тома а в функ-
ции коэфициента быстроходности определяют
располагаемое значение а и соответствующую
ему предельную величину ns. По значению ns
определяют число оборотов насоса. При от-
сутствии данных о значении а определяют
число оборотов по значению кавитационного
коэфициента быстроходности, который обычно
составляет С = 800-ь 900.
Наружный диаметр колеса D и диаметр
втулки de определяют по значению осевой
скорости сг, которую выбирают в соответствии
со значением переносной скорости, так как
в противном случае возникнут затруднения
с подбором профилей решётки. Предваритель-
ное значение скорости сг0 может быть опре-
делено по уравнению C4). Выбрав отношение
диаметра втулки колеса dg к наружному диа-
метру D, которое обычно находится в преде-
лах 0,4—0,6, определяют значение диаметра
колеса:
D =
4Q'
A21)
Затем переходят к подбору сечений лопастей,
т. е. к расчёту решёток профилей, соответ-
ствующих ряду цилиндрических сечений ло-
пастного колеса (фиг. 50). Расчёт одного
из цилиндрических
сечений радиусом г
начинают с опре-
деления скорости
w^ и её напра-
вления.
Переносная ско-
рость в рассма-
триваемом сечении
и = шг =
= !'• 022,
!
1 ¦
г—
- П
-—
-*-
ч
гз ~
-%-
->}¦
п
- D
Фиг. 50. Схема расположения
цилиндрических сечений осе-
вого колеса.
Осевая составляю-
щая абсолютной
скорости до и по-
сле решётки при-
нимается постоянной для всех сечений и рав-
ной czq. В пределах решётки профилей про-
исходит стеснение сечения телом профилей,
что, как показывает опыт, необходимо учи-
тывать при расчёте. Отсюда осевая госта-
вляющая скорости
сж=ксл, A23)
где k — коэфициент стеснения сечения телом
лопастей, выбираемый сначала предварительно,
а затем уточняемый при повторных расчётах.
Окружная составляющая абсолютной ско-
рости до решётки ст вытекает из конструк-
ции подвода потока к колесу и обычно в на-
сосах равна нулю. Окружная составляющая
абсолютной скорости на выходе из колееа си2
определяется из основного уравнения насоса
откуда
__ " (сИ2 — ст)
g
A24)
A25)
Из плана скоростей (фиг. 46) следует
и для угла наклона
(,26)
A27)

366
НАСОСЫ
1РАЗД. IV
Затем определяют потребную величину
коэфициента подъёмной силы профиля, кото-
рая служит для подбора профиля по атласам
авиационных профилей. Из предыдущего сле-
дует
ri т z=z
¦\tcz cos X
A28)
Коэфициент подъёмной силы Су опреде-
ляется из уравнения
у w2 I
K=c-v7'~ih' A29)
откуда
cosx
-. A30)
Выбрав отношение -т-, по уравнению A30)
можно определить коэфициент подъёмной
силы Су. Полученное значение Су1, относя-
щееся к условиям работы профиля в решётке,
можно выразить через коэффициент подъёмной
силы единичного профиля
Cv = С
при -т-]>1,6 и [Г>20э незначительна, и элемен-
тарный расчёт сечений лопастей по данным
аэродинамических продувок единичных про-
филей становится вполне надёжным. При более
частых решётках этот расчёт менее надёжен.
Весь расчёт по подбору профилей для сечений
лопастей может быть приведён к табличной
форме (табл. 3).
Если в результате расчёта получены суще-
ственные отклонения по коэфициенту стесне-
ния k и качеству профиля X от предварительно
принятых значений, то необходимо произвести
повторный расчёт второго приближения. Тол-
щину профиля необходимо выбрать в соответ-
ствии с расчётом лопасти на прочность, кото-
рый производится на сложное напряжение
изгиба под действием сил Y и X, а также
растяжения под влиянием центробежной силы.
Кручение, вызванное смещением точки при-
ложения равнодействующей сил гидравличе-
ского давления от линии центров тяжести
сечений лопастей, учитывается введением
соответствующего коэфициента запаса. Силы
гидравлического давления при расчёте лопа-
сти на прочность увеличивают в отношении
мощности холостого хода Nq к рабочей мощ-
ности.
где р = —*-
С\
— отношение коэфициентов
подъёмной силы единичного профиля и
р
2.5
2,0
0
V
1 1
/
/
/
i
/
/
1
+
1
\ \
11
И
1\ я
|\ ]1>
1
Я
9=
Jy\
м
¦ 20°
Л /
/ /
lit
и
//
\h
Ш
/п
А
ff
j
Ч
у,
V
/
//
f/
1
^0°
/
г
ь
/
V
с?
\\
\\
\\
ч
э
Г
>
f
0
\
\
ч
Si
ЕН
\
Ч
*¦,
¦я
00*
•*•
в»
I
¦Е
t/t
Фиг. 51. Коэфициенты влияния параметров
решётки на подъёмную силу профиля.
к решётке. Коэфициент р расчётно-теорети-
ческим путём можно определить для парал-
лельной решётки из пластин.
На фиг. 51 дана зависимость р от -г и (J [3],
которая не зависит от угла атаки В. Поправка
на взаимное влияние профилей в решётке
Расчёт направляющего аппарата
Работа направляющего аппарата осевой
машины аналогична условиям работы лопаст-
ного колеса с той разницей, что лопастное
колесо закручивает поток, а направляю-
щий аппарат имеет обратную задачу: раскру-
тить вращающийся поток, придав ему чисто
осевое движение и преобразовав при этом
кинетическую энергию вращательного движе-
ния в давление. Расчёт направляющего аппа-
рата ведут аналогично расчёту лопастного
.колеса.
Составление плана скоростей до и после
аппарата. Осевая составляющая скорости до
и после аппарата равна осевой скорости
в колесе czq, однако при расчёте сечений про-
филей лопастей аппарата, так же как и при
расчёте лопастного ко-
леса, необходимо учИТЫ- ?равных веления
вать стеснение потока
лопастями:
с, = kc.
A31)
Окружная составляющая
абсолютной скорости до
аппарата равна скорости
по выходе из колеса с„з
[см. уравнение A25>).
Окружная составляющая
абсолютной скорости по
выходе из аппарата си3 = 0. Отсюда план
скоростей для направляющего аппарата при-
нимает вид, показанный на фиг. 52. Скорость
в бесконечности для решётки направляющего
аппарата
Фиг. 52. План скоро-
стей осевого напра-
вляющего аппарата.
с_ =
A32)

ГЛ. VHI]
ЦЕНТРОБЕЖНЫЕ И ПРОПЕЛЛЕРНЫЕ НАСОСЫ
36;
Угол наклона скорости сс
2с,
A33)
Окружная составляющая силы взаимодей-
ствия профиля направляющего аппарата с по-
током по уравнению для величины подъёмной
силы
так как
A34)
И Г1 = ^и
откуда
У t С
cosX
sin (аи + X)
sin 2а„ cosX
о
sin (aw + X) '
A36>
так как
-j^=2cosa , а —5-= sinc< .
Пример расчёта сечений лопаток осевого насоса
Основные данные насоса: Q = 2 м3/сек; Н = 4 а<; л = 600 об/мин.
Определение основных размеров:
Q' — 1,1 Q -= 2,2 м?/сек; Hj = «= —- — 4,65 At; —^- = 0,425;
Таблица S
сг = 0,06 i
Искомая величина
Радиус
Переносная скорость
Коэфициент стеснения сече-
ния
Осевая скорость
Окружная скорость
Относительная скорость
в бесконечности
tgPoc
Poo
X
si
t
~г
Коэфициент влияния решётки
Коэфициент подъёмной силы
единичного профиля
Профиль №
Угол атаки
Угол установки
Коэфициент лобового сопро-
тивления
X
К* п> д. колеса
Среднее значение коэфи-
циента стеснения
/ Q'n* = 5,
Размер-
ность
м
м/сек
—
м\сек
м/сек
м\сек
Градусы
Градусы
Градусы
Градусы
Градусы
31 ль! сек' D ш /
Расчётная формула
г
К = шг
k — предварительное зна-
чение
cz = cz *
^ rt-ff
си2 - —~ + си1
даоо - сг + \а 2 /
/ сы2+си1\
~ Сг '¦ Vм 2 j
Предварительное значение
2^7* сг cos X
W2 и sin (Peo + X)
Выбирается
р по фиг. 51
Су
Выбирается по атласу
8
Р == Роо + S
С г по атласу
arc tg -¦*-
Ly>
Woq sin X
^ и sin (P.,,, + X)
ft
4Q
1
0,170
io,86
i,об
;,66
4,37
108,;
0,647
33°so'
1°
8
1,36
1,11
0,96
387
3°3o'
36°20'
0,01s
o" S4'
o,97
1,06
)"
2
0,227
14,30
1,OS
S,6o
3>*9
192, s
0,441
23°so'
i°
0 442
i,6o
1,20
o,S9
490
2°
2/°/O'
0,012
I918'
O,9S
i,o;
M
Сечение
3
о, 28;
П '9i
1,04
S>S6
2,S4
296
0,334
iS°3o'
i°
0,286
j,66
*>2S
0I38
;&7
2°
20°30'
0,007
i°O4'
o,94S
1,04
4
о,34з
3i, S3
1,03
S,SO
2,12
448
0,268
1S°
1°
0,187
1,72
1,30
0,2;
/*7
i°
16°
0,007
1'30'
0,90
1,03
5
0,400
2S,H
1,03
S,fo
1,81
608
0,226
12°40 '
1°
0.138
i,7S
1,30
0,190
;87
0°
12°4<У
0,007
/>'
0,
1,03
Из плана сил, действующих на профиль
решётки, следует, что
sin (а -4- X)
Д„=К , ¦ A35)
Подъёмная сила
cos X
-~1Су
Уравнение A36) даёт возможность опре-
делить, выбрав отношение —, коэфициенх
подъёмной силы для профиля решётки напра-
вляющего аппарата, соответствующее значе-
ние коэфициента подъёмной силы единич-
ного профиля и, наконец, выбрать сам про-
филь.

368
НАСОСЫ
[РАЗД. IV
КОНСТРУКТИВНОЕ ВЫПОЛНЕНИЕ
НАСОСОВ
По конструктивному исполнению лопаст-
ные насосы весьма многообразны. Наиболее
характерными признаками, по которым можно
классифицировать конструкции лопастных на-
сосов, являются: тип лопастного колеса — цен-
тробежный, осевой; число лопастных колёс —
одноколёсный, многоколёсный; способ вклю-
чения колёс — многоступенчатый, многопоточ-
ный; ориентировка вала—горизонтальный, вер-
тикальный; ориентировка плоскости разъёма
корпуса — нормально оси вала (секционный)
или по оси вала; и, наконец, назначение: для
воды холодной, горячей, чистой, с приме-
сями, для вязких жидкостей, для химических
жидкостей.
Насосы для чистой воды
Простейшим конструктивным типом является
насос с одним колесом, консольно располо-
женным на валу.
Консольный насос типа ЗНК (см. фиг. 5),
выпускаемый заводом им. Калинина в Москве,
имеет станину, которая крепится к фундаменту
Фиг. 53. Вертикальный крупный консольный насос.
и заключает в себя подшипники. Спиральный
корпус насоса крепится к станине фланцем и
может быть повёрнут так, что напорный
патрубок принимает горизонтальное или вер-
тикальное направление. Осевое давление
уравновешено в насосе с помощью специаль-
ной камеры, для чего колесо снабжено вторым
уплотнением с противоположной входу сто-
роны. Камера для разгрузки осевого давления
сообщена трубкой со всасывающим патруб-
ком насоса. Для восприятия неуравновешен-
ной части осевого давления и фиксации ротора
установлен второй упорный шариковый под-
шипник. Сальник насоса снабжён гидравли-
ческим уплотнением. При числе оборотов
2950 в минуту и производительности 35 л\сек
насос имеет напор 80 м при к. п. д. 71<>/0.
На фиг. 53 представлен вертикальный насос
крупного размера для водопровода. Для урав-
новешивания осевого давления и части веса
ротора насос снабжён камерой, расположен-
ной за колесом и соединённой со всасыванием
двумя трубами. Во избе-
жание прогиба вала при
частичных нагрузках в
связи с неравномер-
ностью распределения
давления в спиральной
камере по окружности
колеса вал насоса вы
полнен весьма солидным.
Спиральная камера снаб-
жена снаружи мощными
рёбрами жёсткости вме-
сто внутренних связей,
так как последние пони-
жают к. п. д.
Испытания модели
этого насоса при
производительно-
сти 240 л/сек, на-
поре 134 м, числе
оборотов 2135 в
минуту показали,
что полный к. п. д.
насоса равен 91%.
Пример кон-
струкции верти-
кального осевого
насоса дан на
фиг. 54. Осевое да-
вление уравнове-
шено шариковым
упордым подшип-
ником. Во втулке направляющего аппарата
установлен направляющий подшипник с кон-
систентной смазкой. Из характеристик на-
соса (фиг. 55) следует, что пропеллерные
насосы с поворотными лопастями обладают
Фиг. 54. Вертикальный осевой
насос.
?00 Ш 600 800 1000 1200 П00 л/се*
Фиг. 55. Характеристики вертикального осевого насоса.
весьма широким диапазоном высоких значе-
ний к. п. д.
Весьма распространённым и конструктивно
совершенным является тип насоса с одним
двухпоточным колесом (фиг. 56). Двухпоточ-
ное колесо обладает в сравнении с однопоточ.
ным при одинаковых значениях напора, про-
изводительности и числе оборотов суще

ГЛ. VIII]
ЦЕНТРОБЕЖНЫЕ И ПРОПЕЛЛЕРНЫЕ НАСОСЫ
369
Фиг. 56. Горизонтальный двухпоточный насос типа НД.
Фиг. 57. Двухступенчатый насос типа НМА.
24 Том 12

Фиг. 58. Питательный секционный насос.

гл. vini
ЦЕНТРОБЕЖНЫЕ И ПРОПЕЛЛЕРНЫЕ НАСОСЫ
371
ственно лучшими кавитационными показате-
лями; одновременно достигается уравновеши-
вание осевого давления. К. п д. насоса типа
20НДС завода им. Калинина равен 91% при
производительности 1000 л/сек, напоре 70 м
и числе оборотов 960 в минуту.
Этот насос имеет опорные подшипники
скольжения с кольцевой смазкой и двухряд-
ный упорный шариковый подшипник. Саль-
ники насоса снабжены гидравлическим затво-
ром.
На фиг. 57 представлен многоступенчатый
иасос завода им. Калинина в Москве типа
8НМКк2 со спиральными отводами потока от
рабочих колёс и с урав-
новешиванием осевого
давления симметричным
(спинками друг к дру-
гу) расположением ко-
лёс. При производи-
тельности 120 л/сек, на-
поре 100 м и числе
оборотов 1450 в минуту
оа имеет к. п. д. 82о/о. До-
стоинством насосов та-
кого типа является нали-
чие горизонтального разъёма корпуса насоса,
допускающее лёгкую ревизию зазоров в уплот-
нениях и установку отдельно собранного и
проверенного ротера. К недостаткам насоса
следует отнести повышенное давление на
сальник при входе потока на вторую ступень,
равное половине полного напора насоса, и
возможность возникновения относительно
большой величины осевого давления при
частичной выработке уплотнения в диафрагме
между колёсами и частичном кавитационном
срыве напора колеса первой ступени давле-
ния. В этих условиях работа упорного под-
шипника оказывается недостаточно надёжной, jj
Питательные насосы
На фиг. 58 показан многоступенчатый на-
сос секционного типа Ленинградского ме-
таллического завода
им .Сталина типа П-8-150,
предназначенный для пи-
тания паровых котлов.
Производительность его
230 мА1час при напоре
7С0 м, числе оборотов
2950 в минуту и к. п. д. 72%; температура
воды 100—110° С. Подшипники — с кольцевой
смазкой и камерами охлаждения для предупре-
ждения от нагрева теплопередачей от корпуса
насоса. Разгрузка осевого давления осуще-
ствляется с помощью разгрузочного диска.
Достоинством секционного типа корпуса
являются простота изготовления и доступность
механической обработки наиболее ответствен-
ных элементов проточной части, недостатком—
необходимость в одновременной сборке ротора
насоса и статора, требующей тщательности.
На фиг. 59 показан питательный насос высо-
кого давления также ЛМЗ им. Сталина типа
П-150-150, производительностью 270 мг\нас,
напором 140 am, числом оборотов 2970
в минуту при к. п. д. 72%. Насос предназна-
чен для воды температурой 100—110° С. Все
секции корпуса насоса расположены в одном
общем цилиндре литой стали. Это обеспечи-

372
НАСОСЫ
|РАЗД.IV
вает более определённые условия для взаим-
ной центровки секций корпуса и повышает
Фиг. 60. Артезиан-
ский насос осевого
типа.
а)
Фиг. 61. Артезианский насое
центробежного типа:
а — пятиступенчатый;
б — трёхступенчатый.
надёжность внешней плотности насоса при
колебаниях температуры перекачиваемой воды.
Осевое давление уравновешено разгрузочным
диском. Сальник со стороны высокого давле-
ния защищен от действия последнего лаби-
ринтом. Коробки сальников снабжены каме-
рами охлаждения. Подшипники скольжения
снабжены принудительной смазкой, автоном-
ной в каждом подшипнике. Циркуляция масла
обеспечивается с помощью маслоподающего
диска, действующего на принципе использо-
вания силы вязкости масла.
Специальные типы насосов
На фиг. 60 приведена конструкция арте-
зианского насоса осевого типа, а на фиг. 61 —
центробежного типа. Артезианские насосы
погружаются в буровую скважину, и конструк-
тивная задача заключается в предельно воз-
можном уменьшении внешнего диаметра на-
Фиг. 62. Насос для канализационных жидкостей.
coca, а также в создании надёжного валопро-
вода. Последние конструкции артезианских
насосов имеют вал, заключённый в защитную
трубу, заполненную маслом. В нижней части
этой трубы непосредственно перед местом
посадки на вал лопастных колёс предусмотрен
сальник, предупреждающий выход масла из
защитной трубы.
На фиг. 62 дана конструкция насоса для
канализационных жидкостей. Насос снабжён
крышкой, обеспечивающей лёгкий доступ по
всасывающей стороне лопастного колеса для
его очистки. Уплотнения лопастного колеса
осуществлены стальными кольцами. Кольцо
на лопастном колесе насоса имеет эксцентри-
ситет и разрезает волокна, попадающие
в уплотнение. Кольцо статора закреплено
в специальной втулке, допускающей переме-
щение в осевом направлении для уменьше-
ния зазора в уплотнении nj мере его износа.
ПОРШНЕВЫЕ НАСОСЫ
ПРИМЕНЕНИЕ ПОРШНЕВЫХ НАСОСОВ
И ИХ СХЕМЫ
В поршневом насосе осуществлён объём-
ный принцип перемещения жидкости. Коли-
чество перекачиваемой жидкости определяется
объёмом, описанным поршнем в цилиндре.
Этот принцип обусловливает независимость
подачи поршневого насоса от развиваемого
им напора и более высокую, чем у центро-
бежного, всасывающую способность.
Применение поршневого насоса выгодно:
при перекачивании небольших количеств
жидкости при высоких напорах; при резко ме-
няющихся напорах в условиях постоянства рас-
хода; при перекачивании вязких, густых и
тому подобных жидкостей.
Поршневые насосы могут быть разделены
на две основные группы — собственно порш-
невые и плунжерные (скальчатые). Первые
обычно используются для давлений до 15—29
кг,см?, вторые-—для более высоких давлений.

ГЛ. VIII]
ПОРШНЕВЫЕ НАСОСЫ
373
Насос простогодействия (фиг.63).
Цилиндр насоса может быть расположен го-
ризонтально или вертикально. Теоретическая
производительность такого насоса
Fsn
60
A38)
F и /—площади сечения поршня (плун-
жера) и поршневого штока в м2; s — ход
поршня в м; п - число двойных ходов или
оборотов в минуту; V — объём,
описанный поршнем за 1 ход
в «з; Qr— теоретическая
¦\
Фиг. 63. Схема насоса
простого действия.
и Q — действительная производительности на-
соса в м%1сек; ст — средняя скорость поршня,
sn
равная -^г- м/сек.
Насос двойногодействия (фиг. 64)
отличается от насоса простого действия тем,
что поршень в нём работает двумя сторо-
;нами. Рабочий
1 объём полости, че-
^ __¦,[. рез которую про-
*"* ""*-—•?• ходит шток, умень-
--j—| \~~Т-\ шается на вели-
"^ чину /s:
_ BF-f)sn
~ 60
Фиг. 64. Схема насоса
двойного действия
Насос тройного действия пред-
ставляет собой три насоса простого действия,
приводимые от общего коленчатого вала с
общей всасывающей и нагнетательной тру-
бами. Такие насосы исполняются обычно с
плунжерами и называются трёхплунжерными
(трёхскальчатымн). Кривошипы располагаются
под углом 120а:
(НО,
Насос четверного действия со-
стоит из двух соединённых в одну машину на-
сосов двойного действия. Кривошипы распо-
лагаются под углом 90°:
^Г= 60 =^BF — f)cm-
A41)
насосов простого действия с общим коленча-
тым валом. Применение их оправдывается
большой равномерностью подачи при рацио-
нальном расположении кривошипов.
Диференциальный насос (фиг. 65)
имеет дополнительную рабочую камеру К и
удлинённый ступенчатый плунжер, что позво-
ляет распределить процесс нагнетания на оба
хода. При всасывании большой уступ плун-
Фиг. 65. Схема диференциального насоса.
жера вытесняет из камеры К объём (F —/) s.
При обратном ходе в нагнетательную трубу
поступает объём Fs за вычетом (F—f) s.
Общее количество жидкости, нагнетаемой за
оба хода, составляет
(F-f)s+[Fs-(F-f)s]*=Fst
т. е. теоретическая производительность ди-
ференциального насоса равна производитель-
ности насоса простого действия,но подача бо-
лее равномерно распределяется на оба хода.
Подача поршневого насоса. Действитель-
ная производительность насоса Q (объём
жидкости, поданный за единицу времени!
меньше теоретической (^за счёт неизбежных
потерь, обусловленных несвоевременным за-
крытием клапанов, неплотностями в клапанах и
уплотнениях поршня и штока, а также наличием
воздуха в рабочей камере насоса. Последний
проникает туда через неплотности всасываю-
щей линии и сальников или выделяется из
жидкости, когда понижается давление при
всасывании. Помимо воздуха могут выделяться
пары жидкости. При дефектной конструкции
воздух остаётся в цилиндре (воздушный ме-
шок), расширяясь и сжимаясь при каждом
ходе поршня.
Отношение действительной производитель-
ности насоса к теоретической, всегда меньшее
единицы, называется объёмным к. п. д.:
Qr
142)
Действительная производительность на-
соса i-кратного действия (без учёта сечения
штока)
Насосы многократного дей-
ствия составляются из нескольких E — 7)
Объёмный к. п. д. является основным эко-
номическим показателем, характеризующим
работу поршневого насоса. Для увеличения т)в
необходимо устранить неплотности во всасы-
вающей линии, клапанах, сальниках и уплот-
нениях поршня; обеспечить отсутствие воз-
душных мешков в рабочей камере; выбрать
размеры клапанов в соответствии с данным

374
НАСОСЫ
[РАЗД. IV
числом оборотов; ограничить минимальными
конструктивно допустимыми размерами вред-
ное пространство, особенно у насосов высо-
кого давления и для перекачки вязких
жидкостей.
Последнее требование обусловлено эф-
фектом сжимаемости жидкости (для воды яй
1
200
объёма на 100 am
)¦
тем, что вяз-
кие нефтепродукты с понижением давления
выделяют растворённый в них воздух и газы,
которые в виде пузырьков распределяются по
всей массе жидкости, превращая жидкость в
упругую среду.
Для насосов различных типов при работе
на воде характерны следующие значения щ:
Типы насосов Значения тH
Малые (D < 50 мм) 0,85—0,95
Средние (?) = 50-ь 150 мм) 0,90—6,97
Большие (^*> 150 мм). . . . • . . 0.94—°>99
Паровые прямодействующие .... 0,96—0,99
Вязкость перекачиваемой жидкости сни-
жает yH, и в этом случае он зависит от числа
оборотов насоса.
На фиг. 66 дана зависимость щ от числа
оборотов насоса при различных степенях вяз-
200 об/мин
Фиг. 66. Зависимость ти от числа оборотов
при различных вязкостях.
кости жидкости. Результаты получены для на-
соса длиной хода поршня s = 150 мм при
нулевой высоте всасывания [6].
Для оценки зависимости числа оборотов
насоса от степени вязкости перекачиваемой
жидкости можно пользоваться кривой гра-
фика фиг. 67 [21]. График даёт отношение
в процентах числа оборотов насоса при дан-
ной вязкости жидкости к основному числу
оборотов его при работе на воде.
ПРОЦЕСС ВСАСЫВАНИЯ
Высота всасывания. В рабочем процессе
насоса всасывание является этапом, опреде-
ляющим в значительной мере качество его ра-
боты. В общем случае процесс всасывания
происходит за счёт избытка давления р0 в
приёмном резервуаре над рх, создаваемым
насосом в его рабочей камере (фиг. 68). Ча-
сто ро равно атмосферному давлению. Дви-
жение жидкости во всасывающем трубопро-
воде происходит под напором ——<-^—, ко-
торый расходуется на:
а) подъём жидкости на hec (статическая
высота всасывания);
б) сообщение следующей за поршнем
с2
жидкости кинетической энергии -^— ;
в) сопротивления: при входе во всасываю-
v2
щую трубу 1вх -~- ;
от трения во всасывающей трубе
dBC 2g
всасывающего клапана С*
vn
местного характера Угм~2—»
2
с
10
12
16
18
то
??
ч.
\
\
\
\
\
\
\
\
\
\
5 90 65 80 75 70 65 60 55 50
Число оборотов насоса б процентах от основного
числа оборотов
Фиг. 67. График зависимости числа оборотов
от вязкости перекачиваемой жидкости.
г) ускорение всасываемой массы воды,
имеющей объём
У = <овс1вс -г- Fx
и массу
м =
g
g
g
В условиях неразрывности потока {cF—
— vec wec) ускорение массы воды во всасы-
вающей трубе
. F
где j — ускорение поршня в данный момент.
Силы для ускорения указанных масс
жидкости
g

ГЛ. VIII]
ПОРШНЕВЫЕ НАСОСЫ
375
.и соответствующие напоры
j может быть положительным или отрицатель-
ным, в связи с чем напоры hj и Лу1 будут
также больше или меньше нуля.
Все перечисленные напоры в сумме
должны равняться ——^-5
— Рх
X
X
g
И Х
A44)
Из уравнения A44) определяется макси-
мально возможная в данных условиях стати-
ческая высота всасывания hec max, которая по-
мимо потерь напора,
определяемых выра-
жением в квадратных
скобках, зависит от
давления в приёмном
резервуаре р0, от ве-
са единицы объёма
жидкости ^ и от ми~
нимального давления
Рхтт< ДОСТИЖИМОГО
под поршнем в за-
висимости от давле-
ния газов жидкости
при данной темпера-
туре. Выражение в
круглых скобках,опре«
деляющее потерю на-
пора на преодоле-
ние инерции столба
жидкости, имеет зна-
Фиг. 68. Схема всасывания. чение ЛИШЬ ДЛЯ наСО-
сов простого действия
без всасывающего колпака. При наличии кол-
пака и в насосах многократного действия, у
которых течение во всасывающей трубе носит
стационарный характер, этим выражением
можно пренебречь.
Слагаемые потерь на всасывании: а) со-
противление при входе во всасывающую трубу
зависит от формы конца приёмной трубы.
Для воды при прямом конце С,дХ = -гг » с
приёмной воронкой Св* = 0. При пятовом
клапане с сеткой Csjr может быть определён
в зависимости от диаметра всасывающей
грубы:
о,о4 о,о5 о,О7
ia хо 8,5
О,1
7
ii5 о»а
6 5,а
б) Сопротивление от трения во всасы-
вающей трубе (X) и местные сопротивления,
зависящие от характера фасонных деталей,
определяются по формулам гидравлики.
в) Сопротивление всасывающего клапана
может быть принято равным его гидростати-
ческой нагрузке (см. стр. 380).
С достаточной для практических расчётов
точностью фасонные детали для оценки со-
противления могут быть заменены эквивалент-
ными отрезками трубы [15]:
Тип фасонных деталей Эквивалентная длина
трубы (в диаметрах)
Отвод радиусом 3—5 диаме-
тров 8
Угольник з°
Тройник 65
Задвижка полностью открытая 5
Атмосферное давление зависит от ниве-
лирной высоты данной точки местности над
уровнем моря Им. За нормальную величину
атмосферного давления принимают среднюю
величину фактического барометрического да-
вления земной атмосферы на уровне моря, со
ответствующую 760 ми рт. ст. при 0° С или
10,33 и вод. ст. при 4° С. В технике пользуются
технической атмосферой, равной 1 /сг/с.и2 или
10 м вод. ст. D° С), или 735,5 мм рт. ст. Для
перевода показаний ртутного манометра в
метры водяного столба высоту столба ртути в
метрах умножают на удельный вес ртути, рав-
ный 13,6 (с округлением).
Значения давлений атмосферы в м вод. ст.
в зависимости от нивелирной отметки местно-
п
10
в
6
-1000
1000
2000
Hi*
Фиг. 69. График зависимости атмосферного
давления от высоты места над уровнем моря.
сти Нм над уровнем моря приведены на гра-
фике (фиг. 69), который показывает также
повышение атмосферного давления при опу-
скании под уровень моря (в шахтах).
Вес единицы объёма жидкости зависит
от температуры, уменьшаясь обычно с увели-
чением последней. Зависимость веса 1 мь воды
от температуры см. ЭСМ т. 1, кн. 1, гл. IV.
При изменении объёмного веса перекачи-
ваемой жидкости высота всасывания с доста-
точной для практики точностью изменяется
обратно пропорционально объёмным весам
жидкостей, т. е.
hect
A45)
Растворённый в жидкости воздух не влияет
на вес её единицы объёма. С повышением
температуры способность жидкости раство-
рять воздух уменьшается (табл. 4).
С увеличением давления способность жидко-
сти поглощать воздух увеличивается. Пони-
жение давления вызывает выделение части
растворённого воздуха, с чем обычно связан
процесс всасывания.
Влияние температуры жидкости. Для
правильного беспрерывного всасывания необ-

376
НАСОСЫ
[РАЗД. JV
ходимо, чтобы создаваемое давление под
поршнем рх было всегда больше давления р(
паров перекачиваемой жидкости при данной
температуре. Понижение давления до вели-
чины р^ влечёт за собой вскипание жидкости
и прекращение процесса всасывания.
Таблица 4
Объём воздуха, растворяющегося в 1 м* воды при
760 мм рт. ст.
Температура
воздуха в °С
0° С ....
Равная тем-
пературе во-
ды
Объём воздуха в м? при температуре
воды в °С
0
0,029
0,029
10
O.O23
о,оз4
20 | 30
0,019
0,020
O,Ol6
0,018
SO
0,013
0,015
70 | 100
0,012
0,015
0,011
0,015
Зависимость основных параметров, опре-
деляющих высоту всасывания от температуры,
для воды иллюстрирует график (фиг. 70),
который даёт высоту столба жидкости, соот-
ветствующего атмосферному давлению (кри-
вая а), теоретическую t и практическую
т высоты всасывания. Последняя действи-
тельна для скорости во всасывающей линии
ии
90
ВО
70
60
50
30
)о
ч
N
t
2
^/77
ч
с
ч
1
ч
л
\
\
6
\
N
ч
?
\
\
\
1
Юм
Подпор
Высота всасывания
Фиг. 70. График зависимости всасывания от температуры
воды: а — высота столба жидкости, соответствующего
атмосферному давлению; t — теоретическая и т — прак-
тическая высоты всасывания.
0,9—1,2 Ml сек и короткой всасывающей трубе
с 1—2 коленами.
Давление паров воды SL м При данной
Ъ
температуре определяется горизонтальным
расстоянием между кривыми t n a [19].
БАЛАНС ЭНЕРГИИ НАСОСА
Полезная мощность насоса. Полезная
работа насоса заключается в перемещении
fQ кг/сек жидкости с уровня во всасываю-
щем колпаке на уровень в нагнетательном
и в создании в первом разрежения Нвс а во
втором — давления Ннг (фиг. 71).
При всасывании насос производит секунд-
ную работу, равную подъёму расхода на вы-
соту
hsc \- hr. ее — Ийс.
где Лл gc — суммарный напор, затраченный на
преодоление сопротивлений на всасывании.
Работа нагнетания заключается в подъёме
расхода на высоту
"кг "Г "-г. нг =в "яг*
Помимо этого насос производит работу
подъёма расхода на высоту hQ, равную вер-
тикальному расстоянию между уровнем жидко-
Фиг. 71. Схема работы поршневого насоса.
сги во всасывающем и нагнетательном кол-
паках.
Полная полезная мощность насоса
Me = TQ {Нвс + Ннг + Ао) кгм.сек, A46)
где 7 — объёмный вес жидкости.
Сумма напоров в скобках есть полный
полезный напор, развиваемый насосом и назы-
ваемый манометрическим — НМт
Полезная мощность насоса "в л. с.
A47)
75

ГЛ. VIII]
ПОРШНЕВЫЕ НАСОСЫ
377
Манометрический напор есть сумма напо-
ров статического и потерянного во всасы-
вающей и нагнетательной трубах:
r. A48)
Индикаторная мощность насоса. Инди-
каторная диаграмма насоса фиксирует изме-
нение давления в его рабочей камере за один
оборот. Длина диаграммы / отвечает ходу
поршня (фиг. 72), полная высота её Ht = Нм^-
-\-hr — манометрическому напору плюс потери
в самом насосе, главным образом в клапанах.
«48
Фиг. 72. Нормальная индикаторная
диаграмма поршневого насоса:
АВ— ход всасывания, CD — ход
нагнетания, ОО —атмосферная ли-
1 иия,Ь.вс и ft-нг — индикаторные
высоты всасывания и нагнетания;
Н. — индикаторный напор.
Пользуясь индикаторной диаграммой, можно
подсчитать индикаторную мощность насоса Afy,
т. е. секундную работу, которую передал
жидкости поршень. Для этой цели путём пла-
ниметрирования определяют площадь диа-
граммы Q. Деление этой площади на / даёт
среднюю высоту диаграммы h-v
Делением средней высоты диаграммы Л/
на масштаб пружины т мм определяют сред-
нее индикаторное давление р-г, которое
является суммой средних индикаторных высот
Pi ее и Pi нг (Фиг- 72).
Индикаторная мощность насоса1 для одной
стороны поршня
IV,.
60
кем/сек
A49)
или
- PiFsTl
~ 60- 75
с, A50)
см\ s — в м,
где pi — в кг/см2, F—в
п — в об/мин.
Для / рабочих полостей насоса суммарная
индикаторная мощность
\т , Pi Fsn
Напор Hi M, соответствующий pi, назы-
вается индикаторным напором:
Н, = 10000 ^-.
A51)
Отношение Нм к Н% называется гидравли-
ческим к. п. д. насоса, который учитывает
потери напора в самом насосе (в основном
сопротивление клапанов):
A52>
К. п. д. насоса. Мощность N, отданная
двигателем насосу, передаётся через механизм
и поршень жидкости в цилиндре в количестве
Ni л. с. Разность N — Ni = NrM расходуется
на преодоление сопротивлений от трения в
механизме насоса.
Отношение TVj и N называется механиче-
ским к. п. д. насоса:
гш = -%-- A53)
В паровых насосах — прямодействующих
и кривошипных — за мощность N принимается
индикаторная мощность паровых цилиндров.
Механические потери в таких насосах NrM
измеряются разностью между индикаторной
мощностью паровых и жидкостных цилин-
дров:
Ni_c-Nt = NrM.
Индикаторный к. п. д.
гц = ^, A54)
откуда
1И = -
юооо Л
= JT;~q— ==г1г ' ^ AоГ>>
Индикаторный к. п. д представляет собой
произведение из гидравлического и объёмного
к. п. д. насоса.
Полный к. п. д. насоса есть отношение
полезной мощности насоса к мощности, от-
данной насосу двигателем:
Для парового насоса
N
i-c
= Щ Пг г,м-
A57)
ВОЗДУШНЫЕ КОЛПАКИ
Назначение. Колпаки служат для вырав-
нивания скоростей вэ всасывающем и нагне-
тательном трубопроводах и для максималь-
ного уменьшения массы жидкости, следующей
за движущимся с переменной скоростью
поршнем. Колпаки устанавливают в непосред-
ственной близости от насоса, изолируя работу
его от влияния трубопровода. Они уменьшают
затрату энергии на периодическое ускорение
жидкости, заполняющей трубы, поскольку
ускорению подвергается лишь масса жидкости?

378
НАСОСЫ
[РАЗД. IV
на коротком участке между колпаком и рабо-
чей камерой.
Для насоса с бесконечно длинным шату-
ном скорость поршня с, мгновенный теорети-
ческий секундный расход QT скорости во
всасывающей и нагнетательной трубах vec и
vнг в зависимости от угла поворота криво-
шипа (или времени) изображаются в соответ-
ствующих масштабах синусоидой (фиг. 73).
Верхняя ветвь синусоиды отвечает ходу
нагнетания, нижняя — ходу всасывания. Пло-
щадь синусоиды, ограниченная ординатой аЬ,
представляет объём V«, описанный поршнем
Аналогично этому для объёма воздуха в
колпаке
'max ~г* '
min
A60)
Для расчёта нагнетательного колпака на-
соса простого действия принята площадь
поршня F= 1 (фиг. 75).
За период нагнетания изменение объёма
воздуха в колпаке в связи с задержкой в нём
л
V \
0
Ш
Fly ?}
\ v 1
780" » Ж
/ Насос простого действия
Vcp=0,318vmOx; Vmax-iib
Vmin'O
Фиг. 73. График зависимости С, Q, v и v во всасы-
ваюшей и нагнетательной трубах от угла поворота кри-
вошипа: tp — угол поворота; г — радиус кривошипа;
Т— время одного оборота.
за угол поворота кривошипа ср. Площадь,
ограниченная синусоидой по одну сторону
оси абсцисс, представляет объём, описанный
поршнем за цзлый ход.
Теоретическая подача насоса в зависимости
от угла поворота кривошипа (или времени)
для различных типов насосов дана на фиг. 74.
Графики одинаково справедливы для всасы-
вания и нагнетания.
Заштрихованные площади определяют по-
данные поршнем количества жидкости, пре-
вышающие подачу при равномерной скорости
в трубопроводе. Наиболее равномерной
является подача трёхплунжерного насоса. Для
высоких давлений применяют почти исключи-
тельно насосы этого типа. График (фиг. 74)
действителен для бесконечной длины шатуна
и не учитывает сечения штока. Для шатуна
R 1
конечной длины с -j— = -w- с учетом сече-
ния штока неравномерность подачи характе-
ризуется значениями скоростей:
для насосов четверного действия
vmm = 0,785vcp, vmai = 1,241 vcp;
для насосов тройного действия
f min = 0,939 vcp, ашах = 1,169 vcp.
Расчёт колпака. Степенью неравномер-
ности давления в воздушном колпаке назы-
вается выражение
п Насос двойного действия
vcp=0,636 vmax i Vmox 457v
Vmm =0
>ТПП1НУ jifTlllMIV
0 180" 360'
Ш Насос четырехкратного действия
vCp=0,901vmeil,
f Л
0 120' 130° 2W
Насос тройного действия
Paxin
Pep
A58)
гДе Рт&х и
— максимальное и минималь-
ное давления в колпаке в течение одного
оборота насоса; рср — среднее давление за
тот же период, причём
Vm,n=0,899 vCp
Фиг. 74. Графгк зависимости теоретической подачи
различных насосов от угла поворота кривошипа.
части поданной насосом жидкости составляет
^тах — ^min и определяется заштрихованной
площадью синусоиды, причём sin cpx =0,318 и
<р1=18°34/:
—0.318г(п —
2г=ф5. A61)
Процесс в воздушном колпаке близок к изо-
термическому, т. е.
» mav A'miti ~~~ " mln г mavl
Интегрируя, получаем
отсюда
Рср
~f~.P
min
A59)
Ртах _ ''max
Pmin ^uiin

ГЛ. VIII]
ПОРШНЕВЫЕ НАСОСЫ
379
.Ртах ~ Pmin _ Ушах
Ртах -f" Pmin Ушах +
следовательно,
Of- у
и v _ Ф?
и vcp— х
ср
Для площади поршня F
меров часто присоединяют вакуум-насос для
отвода выделившегося воздуха и заполнения
всасывающей линии в момент пуска насоса.
К верхней части колпака присоединяют пру-
жинный или ртутный мановакуумметр, пока-
зывающий высоту всасывания или величину
подпора.
Таблица 5
Принимая степень неравномерности да-
вления в колпаке Ър = 0,02 -f- 0,05 по формуле
A61), можно определить необходимый мини-
Насос
Простого дей-
ствия
Двойного дей-
ствия
Тройного дей-
ствия
Четверного дей-
ствия
Л
0,318
0,637
°.955
1,273
*1
*8.57
39,53
72,73
19,00
Ф
°>55
0,21
О,О1
о;о4
V = Fi
ср 6 ts
р
Зр= 0,02
27 Fs
10,5 Fs
0,5 Я*
2,о Fs
Ър = 0,05
и Fs
4,aFs
02 Fs
0,8 Fs
Фиг. 75. К расчёту нагнетательного колпака насоса
простого действия.
мальный средний объём воздуха в колпаке
для данного типа насоса:
Vcp = ^Fs = {21 +
s.
A62)
Для прочих типой насосов аналогичные
величины даны в табл. 5.
Всасывающий колпак выполняется в виде
В приближённых подсчётах объём всасы-
вающего колпака определяется как кратное
от Fs(Vk = iFs) в зависимости от высоты
всасывания и числа колен на всасывающей
трубе:
Ьвс в м. . 5 6 7 8
i 5—8 8—12 12—16 16—20
Можно принять, что объём воздуха в кол-
паке составляет приближённо 2/з его общей
ёмкости. Помимо роли буфера колпак имеет
значение как деаэратор поступающей в насос
жидкости, особенно вязкой (тёмных нефтепро-
дуктов и пр.).
Под влиянием пониженного давления на
части корпуса насоса (фиг. 71) или устана- всасывании вязкая жидкость выделяет раство-
Фиг. 76. Схема установки всасывающих колпаков.
вливается отдельно. Лучшая амортизация до-
стигается при установке колпака по схеме
фиг. 76, а или б.
Колпак снабжается водомерным стеклом
11 воздушным краном; в насосах больших раз-
рённые в ней воздух и газы. Последние распре-
деляются по всей массе жидкости в виде мел-
ких пузырьков, превращая её в упругую среду.
Деаэрация жидкости во всасывающем колпаке
может значительно улуч-
шить объёмный к. п. д.
насоса, однако в связи с
медленным всплыванием пу-
зырьков воздуха она тре-
бует известного времени,
поэтому колпак для вяз-
кой жидкости полезно де-
лать увеличенного размера
(тем больше, чем больше
высота всасывания), распо-
лагая его непосредственно
у насоса.
Нагнетательный кол-
пак устанавливается над
нагнетательным клапаном
(фиг. 71) или отдельно в
непосредственной близости
от насоса.
Степень неравномерно-
сти давления в нагнетательном колпаке, как
и во всасывающем, принимается « 1 -f- 5%.
Для приближённых расчётов его объём
может быть принят в зависимости от длины
напорной трубы LM и давления в нагнета-

3S0
НАСОСЫ
[РАЗД. !V
тельном колпаке Инг (в м вод. ст.) в виде
кратного от рабочего объёма FS (vk — iFS)
[14]:
Нк + LM ..... 20 50 100 500 1000 2000
В зависимости от
числа колен i равно . . $—6 з—7 6—9 9—J3 12—16 16 20
В условиях повышенного давления в напор-
ном колпаке воздух поглощается жидкостью,
в результате чего его объём уменьшается.
Постоянство объёма воздуха поддержи-
вается добавкой его через так называемую
соску (фиг. 77), устанавливаемую на рабочей
камере, или из спе-
циального резер-
вуара сжатого воз-
духа (от компрес-
сора^. В период
всасывания неко-
торое количество
воздуха проходит
через клапан со-
ски в рабочую ка-
Фиг. 77. Соска для подачи меру И задержи-
воздуха внимательный вается в HanoJHOM
колпаке.
Для заполнения воздухом колпака приме-
няется также устройство (фиг. 78), использу-
ющее изменение давления в одной из рабочих
камер насоса [19]. Вертикальная труба * ниж-
ним концом соединена через вентиль k с ра-
КЛАПАНЫ НАСОСА
Основные соотношения. Наибольшее
распространение в насосах имеют подъёмные
клапаны с пружинной нагрузкой, называемые
самодействующими.
Суммарная нагрузка клапана (фиг. 79)
где GKA — вес клапана с пружиной в перекачи-
ваемой жидкости; Рпр — натяжение пружины;
P<inp ~ начальное натяжение пружины при за-
крытом клапане; С —
константа пружины
(нагрузка её в кг на
1 см сжатия); у0 —
предварительное сжа-
тие при закрытом
клапане;
*лр — "о пр
Нагрузку клапана
удобнее выражать ги-
дростатически высо-
той столба воды с
площадью основания
Фиг. 79. Схема клапана
с пружинной нагрузкой
[, ограниченной внутрен-
j р
ней уплотняющей кромкой клапана;
В°Д- ст.,
Фиг. 78. Схема устройства для за-
полнения воздухом нагнетатель-
ного колпака.
бочей камерой, к верхнему концу присоеди-
нены два обратных клапана. Пульсация да-
вления в камере насоса создаёт аналогичную
пульсацию в трубе t, в которой жидкость
играет роль поршня воздушного компрессора.
Воздух засасывается через правый обратный
клапан и через левый нагнетается в колпак.
Такое устройство позволяет избежать сни-
жения тH, имеющего место при работе соски.
На колпаке устанавливаются водомерное
стекло, воздушный кран и манометр. Когда
перекачиваемая жидкость не допускает со-
прикосновения с воздухом, применяется по-
плавок, который отделяет в воздушном кол-
паке жидкость от воздуха.
где 1 — объёмный вес воды.
Клапан находится в равновесии в потоке
протекающей через него жидкости под дей-
ствием разности давлений р2 и pt — поди над
клапаном, уравновешиваемой его суммарной
нагрузкой
Рг -Pi =
= Н«* м
A64)
Величина Нкл определяет потерю напор*
в клапане, обусловливая величину скорости
cs в его щели:
/lT
', A65)
где 9 — коэфициент скорости.
Отсюда расход через клапан
= fox = lh*cs = lhay у
G,
пр
A66)
где а — коэфициент сжатия струи, выходящей
через клапанную щель; fi— коэфициент рас-
хода, равный аср, зависящий от высоты подъ-
ёма клапана и вязкости жидкости, в меньшей
степени от его конструкции; d— диаметр в м,
fx= — — проходное сечение седла BAfi;ct —
скорость в м/сек; h — высота подъёма клапана
над опорной поверхностью в м\ Ь — шири-
на опорной поверхности в м; для клапана

Г.Л, VIII)
ПОРШНЕВЫЕ НАСОСЫ
381
d = dj + 2b—в л;/= —^ площадь тарелки
в л3; l = r.d — периметр в м; vK — скорость
движения в м/сек', Q — расход жидкости
в м31сек; cs — скорость в м)сек в щели, отне-
сённая к её наружной поверхности /ft в л*2.
Высота подъёма клапана
Q /ici
Она тем больше, чем больше расход
через клапан Q =
меньше
03
0.8
(О
0.6
C.S
\
\
\
V
\
>
о,2 av aff 0,8 io ih
Фиг. SO- Зависимость р. от
нагрузка клапа-
на Икл, длина ще-
ли/и (А.
На основании
опытных данных,
полученных при
статической про-
ливке клапанов [7],
составлен график
(фиг. 80), на ко-
тором коэфици-
ент fx дан в за-
висимости от без-
размерного пара-
метра х, предста-
вляющего отношение выходного сечения щели
клапана Ih к сечению его седла:
х — -у-.
Зависимость р. от вязкости жидкости вы-
ражается, вообще говоря, в уменьшении этого
коэфициента с увеличением степени вязкости
перекачиваемой жидкости и, следовательно,
в увеличении высоты подъёма клапана.
Движение безмассового клапана в на-
сосах с кривошипным механизмом. Рас-
сматривая такое движение в идеальных усло-
виях равенства мгновенных расходов в седле
Высота подъёма клапана при постоянных
|а и Нкл пропорциональна синусу угла пово-
рота кривошипа и может быть графически
представлена синусоидой (фиг. 81).
При ср = 90° имеет место максимальный
подъём клапана
" " ==. . A71)
Диференцированием по времени выраже-
ния A71) определяют скорость клапана
Fo>r
rfcp
COS<f,
A72)
поскольку
= (О.
Скорость клапана пропорциональна cos<p,
и графически закон её изменения по вре-
мени может быть изображён косинусоидой
(фиг. 82).
При <р = 90° vK = Q. Максимальные значе-
ния скорость клапана имеет при «р = 0° и
<р= 180°:
=-. A73)
Клапан в начале подъёма (при мёртвом
положении поршня) имеет максимальную ско-
рость, которая уменьшается до нуля в наи-
высшей точке подъёма, после чего она
меняет знак и возрастает по абсолютной
величине до максимума в момент посадки
клапана на седло.
Фиг. 81. Зависимость теорети-
ческой высоты подъёма клапана
от угла поворота кривошипа.
780"
Фиг. 82. Изменение скорости
клапана по времени.
Фиг. 83. Изменение ускорения
клапана по времени.
и в щели клапана, можно считать мгновен- Из выражения A72) можно получить зна-
ный расход через клапан равным мгновенной чение ускорения клапана как производной
подаче поршня насоса ~~
= Fc, A68)
Fc
откуда
или
поскольку (при шатуне = oo) c —
где ш — угловая скорость кривошипа.
скорости по времени:
It
h =
Fru> sin
A69)
A70)
dtp
— sin <p —- =
— ein<p. A74)
Графически зависимость A74) предста-
вляется синусоидой (фиг. 83) с отрицатель-
ными ординатами за весь ход поршня. Ма-
ксимальное значение jK имеет в наивысшей

382
НАСОСЫ
[РАЗД. IV
точке подъёма клапана в момент перемены
направления движения его. На основании
формулы A70)
/,=-•»*. A75)
т. е- ускорение клапана пропорционально
высоте его подъёма.
Движение клапана при периодически
меняющейся скорости в седле клапана.
В реальных условиях движения клапана
равенство между мгновенным расходом в
седле и в щели не имеет места. Клапан, под-
нимаясь, освобождает под собой объём fh,
заполняемый жидкостью, проходящей через
седло, но не вытекающей через щель. При
опускании клапана объём fh вытесняется
через щель, увеличивая количество жидкости,
подаваемое поршнем через седло.
Мгновенный расход в щели acslh может
быть представлен алгебраической суммой
мгновенных расходов: fxci (в седле) и fvK
(задерживаемого или вытесняемого движу-
щимся клапаном). Для шатуна бесконечной
длины
<xcsth=flc1 =F fvK%
Отсюда высота подъёма' клапана
h =
-** A76)
Подставляя значение скорости клапана
из формулы A72),
л =
,177Ч
v 1'')
График подъёма клапана в зависимости
от угла поворота кривошипа получается сум-
мированием ординат двух кривых — сину-
Фиг 84. Зависимость
подъёма клапана от
угла поворота криво-
шипа.
соиды и косинусоиды (фиг. 84). Результи-
рующая кривая, изображающая движение
клапана, представляет собой сдвинутую сину-
соиду, показывающую, что открытие и за-
крытие его происходят с запаздыванием по
отношению к моменту перехода поршня через
мёртвую точку. Для <у = 0 h <С 0, т. е. кла-
пан сидит на седле. При <р = 90° клапан
достигает максимального подъёма
В начале подъёма клапана Л = 0, следо-
вательно,
sin <у0 =
<й COS
I*' /2g//,
==^ —tgS.
A79)
где 5 — угол запаздывания клапана, который
тем больше, чем больше / и ш.
Уменьшение Ь достигается при данном
клапане увеличением его нагрузки Нкл и,
следовательно, уменьшением Л.
Уравнение Вестфаля A76) для момента,
когда клапан садится на седло и расход через
него равен нулю, имеет вид
0 = /тю sin *-/«„.
Поскольку угол о мал, можно sin 8 заме-
нить tg5 и на основании уравнения A79) на-
писать
-1>„. A80)
где vu — посадочная скорость клапана:
о
v =
— /I ш.
A81)
A78)
Экспериментальное исследование работы
автоматических клапанов подтвердило и
дополнило теоретические выводы, сделан-
ные на основе выведенных выше соотно-
шений [16].
Установлено, что клапаны закрываются и
открываются после перехода поршня через
мёртвую точку. Открытие одного клапана
происходит обычно с некоторым опозданием
по отношению к моменту закрытия другого.
Объясняется это наличием в цилиндре насоса
воздуха, выделившегося из жидкости (или её
паров), в результате чего изменение давле-
ния, необходимое для подъёма одного кла-
пана после закрытия другого, происходит на
некотором отрезке пути поршня.
При неблагоприятных условиях всасыва-
ния жидкость не успевает заполнить рабочую
камеру насоса, и под нагнетательным клапа-
ном образуется пространство, заполненное
воздухом или парами жидкости. За обрат-
ный ход (нагнетания) это пространство долж-
но сначала заполниться жидкостью, кото-
рая открывает нагнетательный клапан при
значительной скорости поршня. Открытие
клапана сопровождается резким стуком, при-
нимаемым часто за стук всасывающего кла-
пана, при посадке.
Индикаторная диаграмма насоса, снятая в
этих условиях, показана на фиг. 88, а. Устра-
нить это явление можно путём улучшения
условий всасывания за счёт уменьшения
сопротивления всасывающего клапана, что
достигается увеличением проходного сечения
седла Д и длины клапанной щели /, так как
уменьшение нагрузки клапана может при-
вести к стуку его при посадке.
В нормальных условиях работы насоса
максимальная высота подъёма Л_а„ обоих кла-

ГЛ. VIII]
ПОРШНЕВЫЕ НАСОСЫ
383
панов при одинаковой нагрузке их и раз-
мерах равна. Она зависит только от Q, на-
грузки клапана и вязкости жидкости.
Уменьшение скорости посадки клапана
(уменьшение стука клапана) почти всегда
может быть достигнуто увеличением нагрузки,
т. е. увеличением предварительного натяга
клапанной пружины. Для нагнетательного
клапана это даёт всегда положительный
эффект с точки зрения безударной посадки.
У всасывающего клапана увеличение нагрузки
связано с увеличением сопротивления клапана
и может сказаться отрицательно на всасы-
вающей способности насоса, вызвав усиление
стука всасывающего клапана и удар при от-
крытии нагнетательного клапана.
Характер клапанной диаграммы мало за-
висит от высоты напора И. При ухудшенных
условиях всасывания высокий напор обусло-
вливает резкий удар при открытии нагнета-
тельного клапана, поэтому высоконапорные
насосы, особенно быстроходные, требуют
особого внимания к условиям всасывания.
Обычно быстроходные насосы работают с
подпором на всасывании, что при высоких
значениях п и GKA -\- Рпр обеспечивает нор-
мальное заполнение рабочей камеры.
Клапаны прямодействующих насосов.
Различие в работе клапанов насосов прямо-
действующего и с кривошипным приводом
определяется кинематическим различием дви-
жения их поршней.
Поршень прямодействующего насоса, дви-
гаясь с почти равномерной скоростью, в
конце хода имеет
паузу, которая даёт
возможность клапа-
нам своевременно за-
крыться. Клапан та-
ким образом опу-
скается на седло под
действием своей на-
грузки в условиях
отсутствия потока
жидкости через кла-
пан.
На фиг. 85 схема-
тически изображена
зависимость между
движением поршня
прямодействующего
насоса и клапана.
Время Тосп исполь-
зуется клапаном для
посадки на седло, кла-
панная щель при этом уменьшается обычно
до h = 0,10ч-0,15 мм.
Характер кривой h—t падения клапана
можно определить, пользуясь схемой (фиг. 86):
Фиг. 85. Зависимость ме-
жду движениями поршня
и клапана прямодействую-
щего насоса: /—время,
S ah — пути, проходимые
поршнем и клапаном.
¦EL
dt
Интегрирование даёт
dh
' dt
dh
h '
d Cdk-_ J_,
С.
Постоянную интегрирования можно опре-
делить из начальных условий при ? = 0:
c =
—.—
4с
In п(
откуда
h
A82)
т. е. диаграмма падения клапана в координа-
тах Л — t представляет собой логарифмиче-
скую кривую.
Расчёт клапанов. Основное требование,
предъявляемое к клапану, — спокойная работа
и отсутствие стука при посадке.
Появление стука клапана находится в тес-
й й
ной зависимости от скорости
клапан садится на седло [7].
Критическая скорость, при
которой клапан начинает
стучать, составляет для
воды
vk крат = 60-f-65 MMJceK. ~^-ш
С учётом формулы A81)
можно принять
с которой
dt
или
.ли 600-^-650. A83)
Фиг. 86. Схемати-
ческое изображе-
ние клапана прямо-
действующего на-
соса.
Формула A83), связывающая максимальную
высоту подъёма клапана и число оборотов
насоса определённым соотношением, служит
для расчёта клапанов, работающих на воде.
Определив Лтах, можно по формуле A78)
найти соответствующую длину клапанной
Для тарельчатого клапана / =^ nd, а для
кольцевого — суммарной длине всех кольце-
вых щелей.
Коэфициент расхода клапана |х определяется
для каждой конструкции клапана путем стати-
ческой проливки. Значеняя у. для воды при
плоском клапане (см. также фиг. 80) в зави-
симости от ятах в мм
йшах o,i о,а о,4 о,6 о,8
jj. o,7i 0.78 0,89 0,913 °<9°
Лтах i а з 4 5
ц 0,87 о,73 °>65 о.60 о>5б
Суммарная гидростатическая нагрузка кла-
пана Нкл в зависимости от напора дана в табл. 6.
Таблица б
Суммарная гидростатическая нагрузка
Насос
Рысоконапорный . •
Средненапорный . .
Низконапорный . .
Напор Ним
вод. ст.
Больше 500
От 50 до 500
Менее 50
Суммарная на-
грузка Нкл
в м
3-6
1—а
о,4—о,6

384
НАСОСЫ
(РАЗД. IV
Ширина опорной поверхности клапана
должна определяться с учётом допускаемых
давлений на опорную поверхность.
Малая ширина опорной поверхности умень-
шает сопротивление открыванию клапана и
полезна с точки зрения уменьшения запазды-
вания его, особенно при перекачивании вяз-
ких жидкостей.
Допускаемые давления на опорных поверх-
ностях клапана:
Допускаемое
Материал давление
в кг/см3
Дерево 15—Э5
Резина • 15—25
Кожа 4°—6о
Чугун 130—140
Бронза 140—2оо
Фосфористая бронза .... зоо—боо
Нержавеющая сталь .... з°°—8°о
УСТАНОВКА ПОРШНЕВОГО НАСОСА
Установка приводного поршневого насоса
с вспомогательной арматурой [15] показана
схематически на фиг. 87.
Пятовой клапан / с предохранительной
сеткой позволяет заливать всасывающую ли-
нию перед пуском насоса. Во время перерывов
в работе насоса всасывающая линия остаётся
заполненной. Всасывающий трубопровод 2 во
избежание скопления воздуха должен иметь
постоянный подъём к насосу. Всасывающий
9 11 6 5
Фиг. 87. Схема установки
поршневого насоса.
колпак 3 устанавливается ь непосредственной
близости от насоса, по возможности над вер-
тикальным отростком всасывающей трубы.
Перепускная труба 4 с вентилем используется
в момент пуска насоса для уменьшения пуско-
вой нагрузки мотора. Нагнетательный колпак 5
устанавливается также непосредственно у на-
еоса. Воздушные колпаки снабжены водомер-
ными стёклами 6. Обратный клапан 7 предохра-
няет насос и нагнетательный колпак от ги-
дравлических ударов в сети. Запорная за-
движка 8 позволяет отделить насос от напор-
ного трубопровода 9 и отрегулировать предо-
хранительный клапан 10, который устанавли-
вается для предотвращения поломки насоса на
случай внезапного повышения давления нагне-
тания. Сбросная труба клапана соединяется
обычно с всасывающей линией насоса. Обвод-
ная линия 11 с вентилем служит для заливки
насоса и всасывающего трубопровода перед
пуском насоса.
Вся перечисленная арматура применяется
в зависимости от действительных условий и
особенностей данной установки.
ПРОИЗВОДСТВО ИСПЫТАНИЙ И АНАЛИЗ
ДЕФЕКТОВ В РАБОТЕ НАСОСА
Испытания насосов по своему характеру
делятся на механические и гидравлические.
При механическом испытании проверяется
работа насоса как механизма в отношении:
а) отсутствия ударов и стуков, в частности,
стука клапанов; б) нагрева трущихся частей,
сальников и масла в картере насоса; в) гер-
метичности всех соединений; г) работы предо-
хранительного клапана; д) расхода машинного
масла.
При гидравлическом испытании, имеющем
целью получение характеристики насоса и
исследование его рабочего процесса, опре-
деляются: а) фактическая производительность
Q в л/мин (при определённых высотах всасы-
вания и числах оборотов); б) полный создавае-
мый напор И в м; в) мощность, потребляе-
мая N (для паровых насосов индикаторная
мощность силовых цилиндров NjC), индикатор-
ная N;, полезная Ne] г) к. п. д. объёмный у\0,
гидравлический ч\г, механический ч\м, полный т).
При полном гидравлическом испытании
паровых насосов определяется также расход
пара на 1 э. л. с./час.
Гидравлические испытания опытных образ-
цов насосов и контрольные в серийном произ-
водстве проводятся в полном объёме. При
обычных промышленных испытаниях выпускае-
мой заводом насосной продукции обычно огра-
ничиваются определением фактического рас-
хода Q при заданных высоте всасывания и
числе оборотов, Н м, N л. с, Ne л. с, тH, т\ и
снятием индикаторных диаграмм для про-
верки нормального течения рабочего про-
цесса.
Все испытания проводятся при установив-
шемся режиме работы насоса.
Замер расхода рациональнее всего произ-
водить объёмным способом, заполняя во время
опыта протарированный мерный бак, разделён-
ный на две части и оборудованный перекидным
устройством.
Число оборотов приводного насоса за время
опыта замеряется суммирующим счётчиком
или двухциферблатным тахоскопом, соединяю-
щим в себе секундомер и счётчик числа обо-
ротов, включаемые одновременно. Число ходов
прямодействующего парового насоса опре-
деляется при помощи суммирующего счётчика
оборотов и секундомера или непосредственным
отсчётом.
Высота всасывания определяется ртутным
или проверенным пружинным вакуумметром,
присоединяемым к всасывающему колпаку или
патрубку насоса.

ГЛ. VI11]
ПОРШНЕВЫЕ НАСОСЫ
385
Шкала ртутного вакуумметра градуируется
на метры водяного столба (удельный вес ртути
принимается равным 13,56 при 15° С). Для за-
мера давления нагнетания служит пружинный
манометр, устанавливаемый на нагнетательном
колпаке. Пружинные манометры должны ре-
гулярно тарироваться.
Полезная мощность насоса определяется
по формуле A47), а индикаторная мощность
для одного плунжера или одной стороны
поршня — по формуле A50). Мощность N, пере-
даваемая приводному насосу при наличии элек-
тропривода, определяется при помощи мотор-
весов или по показаниям электроприборов.
Потери на промежуточную передачу — транс-
миссию, редуктор и т. п. — обусловливаются
заранее.
Мотор-весы позволяют наиболее просто и
точно определить мощность, передаваемую
валу насоса. Если длина уравновешивающего
рычага мотор-весов((плечо момента) составляет
точно 716,2 мм, мощность N определяется по
формуле
Рп
х с"
где Р— груз, уравновешивающий мотор-весы,
в кг; п — число оборотов мотора в минуту.
Для определения к. п. д. пользуются фор-
мулами A42), A52), A53), A56).
Нормальная индикаторная диаграмма насоса
изображена на фиг. 72. Отступления от этого
Фиг.
Индикаторные диаграммы поршневого насоса для различных
условий работы.
вида диаграммы свидетельствуют о том, что
рабочий процесс в камере насоса протекает
ненормально.
Диаграмма по фиг. 88, б указывает на то,
что насос вместе с жидкостью засасывает воз-
дух, удаляемый через нагнетательный клапан.
Линия перехода от всасывания к нагнетанию
представляет собой политропическую кри-
вую ab, при этом т]0 уменьшается в отноше-
нии х :s.
Когда в камере насоса имеется воздушный
мешок или жидкость благодаря наличию в ней
выделившегося воздуха становится упругой,
диаграмма приобретает вид по фиг. 88, в. Коле-
бания линии всасывания характерны для упру-
гой среды. Чем больше содержание нераство-
25 Том 12
рённого воздуха в жидкости, тем больше пе-
риод колебания.
Неплотный всасывающий клапан даёт на-
клонную линию подъёма давления ВС(фиг.88,г)
и начало падения давления перед концом хода
нагнетания.
При неплотном нагнетательном клапане
(фиг. 88, д) подъём давления начинается перед
концом хода всасывания, давление же всасы-
вания достигается после начала хода.
Если высота всасывания чрезмерно велика,
жидкость не заполняет целиком рабочей ка-
меры насоса. Открытие нагнетательного кла-
пана происходит с опозданием и сопрово-
ждается сильным стуком (фиг. 88, а).
Индикаторная диаграмма высоконапорного
насоса (фиг. 88, е) свидетельствует о заметном
влиянии на его рабочий процесс сжимаемости
жидкости благодаря чрезмерной величине вред-
ного пространства. Наклонные прямые ab и cd
являются линиями упругого сжатия и расши-
рения жидкости. Уменьшение объёма вредного
пространства увеличивает отношение x:s.
НОРМАЛИЗАЦИЯ И СТАНДАРТИЗАЦИЯ
ПОРШНЕВЫХ НАСОСОВ
Нормальный ряд насосов строится на базе
единого привода (механического или парового),
к которому присоединяются равномощные
(QH= const) жидкостные цилиндры с различ-
ными характеристиками по производитель-
ности и напору.
ГОСТ 2834-45 даёт основные
параметры горизонтальных средне-
напорных насосов четверного дей-
ствия — приводных (табл. 8) и
паровых — прямодействующих
(табл. 7). ГОСТ нормализует эту
распространённую область насосо-
строения. В основу нормального
ряда положены принципы, пресле-
дующие цели наиболее рациональ-
ной организации производства:
а) применение для приводных на-
сосов минимального количества
приводов (рам) соответственно та-
кому же количеству паровых ци-
линдров и средников для паровых
насосов; б) унификация жидко-
стных цилиндров для приводных
и паровых насосов; в) сведение
к минимуму числа различных
диаметров жидкостных цилиндров
и длин хода поршня. Длины хода
и числа двойных ходов, приме-
няемые для перекачки тёмных нефтепродук-
тов при более тяжёлых условиях всасыва-
ния, указаны также в табл. 7 (s1, п'норм и
л'тах)-
В графах d' даны диаметры паровых ци-
линдров для давлений пара 8 — 18 am, d"—
24—30 am.
ПАРОВЫЕ ПРЯМОДЕЙСТВУЮЩИЕ
НАСОСЫ
Паровой и жидкостной цилиндры располо-
жены на одной оси, и поршни их соединены
общим штоком.
Движение поршня прямодействующего на-
соса не имеет кинематически определённого

386
НАСОСЫ
[РАЗД. IV
do»
ww a vox— ,s
BHmdou
lw я -iaicJoh
я р
unwjv я
ww я р
с1он>
ww а р
tmw'v я
кик-/*- a doub
ww я р
я хешЛ
ww a p
nnw'v а ХВШ5
_ 2
У1
don,
ww a tfox—
0\ §\C0 ФЛИК
Г О
-Voo
en-* 'i-
6666060
Ю 01 vo Ю 1С О О
ci ооаэти> о •*
О>00 VO 01 О О о
i-i аз с^со vo 01
и С1)|>
О Ю « " О О О
<п со •ч-ю о\ сч г-
Ю СО 04 Ю О
01 м CO* CO
о о о ю о 2 2.
^* Ю*О С^ 01 \О СО
ммМ
г- со ю о юо
Ю Ю О IV О О (
о
4t
ю
о
<о
ю
in
г-
nn
со
0
щ"
Ш О
о
О\
О \о
н м 01
"ПОЮ
СО ^00
м
О 0 Г1
со с^ю
о о о
01 ОМП
о ¦
375
я
8
о
3
юнптяюо
«0.-*м0.Ю
О О О О
м 01 СО ¦*
со 'О о о г» о о
н ПюО "ion
м я ^ам ю"
О О О п О О
О\00 «ПОП
м СО 1>С0 ^О
О I
С0 »О t
м СО I
8п пюто
01 СЧООЧЗЮ
а ю о о о о о
Ю О О О
а 00>О 01
«8 SScSPS?
м
м 01 т«0 О О .
характера и практически происходит с по-
чти постоянной скоростью на всей длине хода,
что является положительным качеством- Наи-
большим распространением пользуются на-
сосы, работающие простым наполнением па-
ром одного цилиндра без отсечки и расшире-
ния. Для получения более экономичных кон-
струкций насосы выполняются с работой пара
в двух цилиндрах по принципу компаунд или
в трёх цилиндрах по принципу тройного рас-
ширения. Прямодействующие насосы допу-
скают широкое изменение числа ходов и по-
дачи путём изменения открытия паровпуск-
ного вентиля.
Насосы с одним паровым и одним жидко-
стным цилиндром двойного действия, сдвоен-
ные насосы с двумя паровыми и двумя жидко-
стными цилиндрами (четверного действия)
встречаются в горизонтальном и вертикаль-
ном исполнении.
Горизонтальные паровые прямодействую-
щие насосы четверного действий имеют наи-
большее распространение как массовые об-
щего назначения.
Каждый золотник такого насоса приво-
дится в движение от поршневого штока со-
седнего цилиндра. Поршни двигаются в про-
тивоположном направлении большую часть
времени.. При остановке одного поршня в
конце хода другой продолжает двигаться,
обеспечивая этим почти равномерную подачу.
Последнее позволяет не ставить нагнета-
тельных колпаков или ограничиться минималь-
ными размерами их. Положительная особен-
ность насосов четверного действия заклю-
чается также в наличии пауз в конце хода
поршня, достаточных для спокойной посадки
клапана. Паровая подушка позволяет рабо-
тать с полным ходом поршня при разных чис-
лах ходов.
Зависимость числа двойных ходов (оборо-
тов), механического к. п. д. насоса и средней
скорости поршня от длины его хода дана
в табл. 9.
Обычная практика уменьшения расчётной
скорости питательных насосов до 50-60% от
их нормальной, с которой они работают при
перекачке холодной воды, допускает [21]
использование насоса для перекачивания горя-
чей воды, форсирование котла выше расчёт-
ных данных и практически непрерывную ра-
боту насоса.
В каждом частном случае число оборотов
питательного насоса должно выбираться с
учётом фактических условий его работы во
избежание установки излишне тяжёлых и мощ-
ных насосов.
Размер жидкостных цилиндров по заданной
производительности определяется по фор-
муле A43) (без учёта сечения штока).
Значения t]0 для паровых прямодействую-
ших насосов дуплекс вообще выше, чем
для приводных, что обусловлено характе-
ром работы их и, в частности, паузами в
конце хода поршня.
Диаметр парового цилиндра насоса, зави-
сящий от давления свежего пара в золотни-
ковой коробке р3 кг/см2 и противодавления
р кг/см2, определяется по формуле
•Wm{Pa-P)Fm = HF, A84)
где Рпц — площадь парового поршня в сл&\

ГЛ. VIII]
ПОРШНЕВЫЕ НАСОСЫ
387
// — напор, преодолеваемый насосом, \\
F—площадь гидравлического.поршня в см2.
Значения г\гу\м см. э табл. 9.
Средняя скорость поршня зависит от сте-
пени вязкости перекачиваемой жидкости.
По расходу пара наиболее экономичными
являются маховичные насосы, работающие с
отсечкой пара, и наименее экономичными —
прямодействующие с работой пара в одном
цилиндре.
Таблица 8
Параметры нормального ряда горизонтальных приводных двухцилиндровых насосов двойного действия
И ?
Я И
Полгзн
мощное
в л. с.
7.°
3°,°
70,0
I4O.0
<¦»
К
ршн
Ход по
в мм ¦
IOO
150
2ОО
250
3°°
мин
л в об/
170
125
95
85
7°
Подачи
50
Q
боо
I 250
32О0
6370
12 боо
d
но
I5O
240
320
45°
Q в л/мин и диаметры
80
Q
400
785
2ЭОО
39°о
75Ьо
90
120
190
350
35°
Q
280
550
1425
2400
5180
поршня
120
d
75
100
160
200
390
d в мм
Q
175
3°5
8оо
159°
3250
при напорах
200
d
60
75
12Э
I6O
230
Я в
350
Q
85
195
450
885
1780
d
42
60
90
Г20
170
м
500
я
6о
но
ЗЮ
62O
I2OC
d
36
45
75
IOO
140
is-
0,565
0,625
о-бзз
0,709
0,70
Таблица 9
Скорости поршня и механические к. п. д. паровых прямодействующих насосов
Длина
хода
поршня
в мм
75
IOO
125
»5о
2ОО
25°
Зоо
375
45о
боо
Нормальные числа оборотов (двойных ходов) и средние скорости
поршня
Одноцилиндров. и ьо«-
паунд общего назначе-
ния
п в об/мин
8о
75
72
65
56
48
45
4О
37
Зо
ст
в м/сек
0,2
о, 25
о,3
°-325
°. 375
о,4
°>45
°.5
о, 55
о,6
Прессовые
п в об/мин
6л
бо
57
52
45
38
36
32
29
24
ст
в м1 сек
О, 1б
0,2
о, 24
О,2б
о.З
0,32
О,36
о,4
о, 43
о, 48
Питательные и для
жидкостей большой
вязкости
п в об/мин
4о
38
Зб
33
23
24
23
20
18
15
Ст
в М1сек
О,1
о, 125
о,15
о, 17
о, 19
О,2
0,23
о,25
о, 27
о,3
Механический к. п. д. (включая
гидравлический) т)л т)г в °/0
Напоры Н в ата
10
5°
55
6о
65
7о
75
78
8о
82
85
20
47
52
57
бг
66
71
74
76
78
8i
70
45
50
54
58
63
67
70
72
74
77
200
39 g
я а-
3 U
55 к g
58 §ч
? S*
б4 "
66 ^
Примерная 'зависимость средней скорости
поршня ст м/сек парового насоса от длины
хода поршня при различных вязкостях пере-
качиваемой жидкости дана на фиг. 89.
Если скорость поршня для маловязкой
жидкости (воды) принять за единицу и обо-
значить ст, то снижение её для жидкостей
различной вязкости на основании указанных
данных изобразится графиком фиг. 90.
Расход насыщенного пара в паровых пря-
модействующих насосах зависит от числа обо-
ротов (двойных ходов), что объясняется зна-
чительной начальной конденсацией насыщен-
ного пара. Такая зависимость [7] может быть
изображена графиком фиг. 91.
При малых л расход пара увеличивается
до 130 кг/л. с. ч., тогда как нормальный рас-
ход яз 50 кг/л. с. ч., поэтому работа на малых
числах оборотов невыгодна.
Зависимость расхода пара от давления его
для разных типов паровых насосов пред-
ставлена на графике фиг. 92, показывающем
одновременно расход пара при работе с кон-
денсатором при вакууме ~ 660 мм рт. ст. [10].
Ряд типов паровых прямодействующих
насосов стандартизован по основным параме-
трам в СССР. Кроме ГОСТ 2834-45 на основ-
0,3
0,1
г
>5
100
ZOO
300
иво
500
Фиг. 89. Зависимость средней скорости поршня от
вязкости жидкости.

388
НАСОСЫ
[РАЗД. IV
ные параметры горизонтальных паровых пря-
модействующих насосов общего назначения,
имеются стандарты на паровые насосы судо-
вого типа (табл. 10).
100
80
60
40
20
Фиг. 90. Зависимость снижения средней скорости поршня
от вязкости жидкости: °Е — вязкость в градусах Эн-
глера;—— °/„ — отношение скоростей поршня для
сто
вязкой жидкости и воды.
КОНСТРУКЦИЯ И РАСЧЁТ ДЕТАЛЕЙ
НАСОСОВ
Сальники уплотняют шток поршня или
плунжер с целью предотвратить выход жидко-
Обычный вид сальника с мягкой набивкой
дан на фиг. 93.
Болты, прижимающие сальниковый стакан,
рассчитываются на усилие
п
?0
W 60
80 100 120 140 °i
где D — наружный и d—внутренний диаметры
сальника; р{ — давление в рабочей камере
насоса; k — коэфициент, равный 1,2—1,6.
Мягкая набивка укладывается в сальник
отдельными кольцами, стыки которых скаши-
Nj л.счас
120
100
80
60
t*0
20
\
\
Ч
¦—
>
О 0,2 0,4 0,6 0,8 1,0 1,2 %4 п
праЬ
Фиг. 91. Зависимость «расхода насыщенного пара от
— отношение фактического
режима насоса:
"раб
и нормального рабочего чисел оборотов насоса; —~-
в кг/л. с. ч. — расход пара на индикаторный сило-час.
Таблица 10
Стандарты на паровые насосы судового типа
Насосы
Горизонтальные
Вертикальные
То же
„ (одноцилиндровый)
Н
в ати
4 и 8
20
4 и 8
зо
22—32
ГОСТ
579-41
580-41
581-41
582-41
583-41
сти из насоса и проникновение в него воз-
духа.
В зависимости от рода, температуры и
давления перекачиваемой жидкости приме-
няются сальниковые набивки: хлопчатобумаж-
ная мягкая, просаленная, прографиченная или
пропитанная тальком, фасонные прорезинен-
ные, манжетные кожаные или из пластмассы,
специальные металлические кольца из белого
металла и др. (см. также т. 2, гл. XII).
Ю 11 12 13 Р кг/см'
Фиг. 92. Зависимость расхода пара от давления для раз-
личных типов паровых насосов: 1 — простой; 2 компа-
унд; 3 — тройного расширения; 4 — кривошипный с ма-
ховиком, сплошные кривые — выхлоп в атмосферу,
пунктирные кривые — вакуум 660 мм.
ваются и смещаются один по отношению
к другому.
Потери на трение в сальнике при мягкой
набивке
где р. — коэфициент трения для мягкой на-
бивки и 0,2; / — длина сальника.
Манжетные уплотнения изготовляются из
кожи, вулканизованной резины, пластмассы
или хлопчатобумажной ткани, связанной вулка-
низованной резиной.
Хромовая кожа выдерживает температуры
до 85° С, материалы на резиновой основе —
до 45° С.
Манжетные уплотнения допускают более
короткий сальник и выдерживают очень вы-
сокие давления, самостоятельно к ним при-
способляясь, почему их и называют иногда
автоматическими.

ГЛ. VIII]
ПОРШНЕВЫЕ НАСОСЫ
389
I Ss^a
Наиболее типичными манжетными уплот-
нениями являются: U-образные (фиг. 94, а),
V-образные (иначе ельчатые) (фиг. 94, б) и
угловые (фиг. 94, в).
При U-образных и угловых манжетах
(фиг. 94, а и в) между внутренним опорным
кольцом и внутренней
поверхностью манже-
ты должен быть оста-
влен достаточный за-
зор, поскольку кожа
обладает способно-
стью разбухать. За-
зор обеспечивает рас-
пространение давле-
ния под манжету и её
прижатие к плунжеру
(штоку). Наружное
опорное кольцо U-
образной манжеты не
должно копировать её
профиля и делается
плоским. Поверхность
плунжера, соприкаса-
ющаяся с кожаными
манжетами, должна
быть полирована. Чу-
гун как материал плунжера в данном случае
нежелателен.
V-образные Сельчатые) манжеты работают
наиболее надёжно благодаря наличию не-
скольких уплотняющих кромок. Обычно уста-
гуна, а в высоконапорных — из стального
литья или стальной поковки.
Цилиндры насосов для перекачки коррози-
рующих жидкостей делаются из специальных
материалов.
С учётом внутреннего давления pi кг\смг
все цилиндрические части насоса можно рас-
считывать по формуле
1.3л
3 до 5 мм.
Толщина стенки
'л ' i-
Фиг. 93. Сальник с мягкой
набивкой.
Фиг. 94. Кожаные манжетные уплотнения
навливают комплект из 3—6 V-образных ко-
лец. Распорные кольца между ними ставить
не следует. Наиболее употребительный угол
сгиба манжеты—90°.
Усилие трения кожаных манжет
где pi — давление в цилиндре насоса; ц — коэ-
фициент трения и 0,06-1-0,08 (для воды); /=
z=%dl — величина рабочей поверхности l=nh.
Относительные потери на трение умень-
шаются с увеличением давления жидкости.
Для больших давлений распространены ман-
жеты из прорезиненной ткани (фиг. 95, а) и
кольцевая набивка Лайон (фиг. 95,5). Для
уменьшения трения и износа последняя сна-
бжена клиньями из белого металла, которые
после приработки образуют сплошную метал-
лическую поверхность.
Корпус (цилиндр) в низко- и среднена-
порных насосах изготовляется обычно из чу-
Поскольку нагрузка носит обычно пере-
менный и часто ударный характер, <*доп для
чугуна принимается равным 150 кг/см?. В усло-
виях спокойной работы при малом числе обо-
ротов насоса Rz может быть повышено до
250 кг/см2. Соответственно для стального
литья /?г = 350-J-550 кг/см2.
Если цилиндр расточен под поршень по
всей поверхности, толщина стенки увеличи-
вается дополнительно на 3—6 мм для после-
дующих расточек при ремонте.
Цилиндр насоса должен иметь форму, не
допускающую образования воздушных меш-
ков,* для чего напорный клапан устанавли-
вается в наивысшей его точке,
с тем чтобы воздух, попавший
через всасывающий клапан, мог
быть удалён при следующем
ходе нагнетания через напор-
ный клапан. Вредное простран-
ство должно быть сведено до
минимума.
При изготовлении цилиндра
необходимо предусмотреть бо-
бышки и приливы для крепле-
ния арматуры и установки ин-
дикаторного крана; расположе-
ние последнего должно обес-
печивать простейший привод
индикатора.
Клапанные коробки кре-
пятся к корпусу цилиндра на
болтах или отливаются с ним
за одно целое. Рассчитываются на прочность
они так же, как цилиндр. Болты (шпильки),
крепящие крышки цилиндра и клапанных ко-
робок, рассчитываются с учётом предваритель-
ной затяжки их, необходимой для деформа-
ции уплотняющей прокладки:
Pk = Pi + Р*
где Р^ — суммарное уплотняющее усилие;
Р; — сила внутреннего давления; Р^ — уплот-
няющее давление;
где pi — давление в цилиндре в кг/см2; ра —
удельное давление на прокладку в кг/смг;

390
НАСОСЫ
[рХзд. iv
Од—1 наружный и Di' —внутренний диаметры
прокладки в см. '
Для неметаллических прокладок (резина,
клингерит, фибра, асбест, кожа и т. п.) дли
достижения плотности соединения достаточно,
Фиг. 95- Сальниковые уплотнения для
больших давлений.
Pk
чтобы ~ при давлении больше 10 am равня-
лось примерно 2 [22].
У металлических прокладок /^значительно
больше, и потому металлические прокладки
при малых pi невыгодны.
Узкие прокладки из красной отожжённой
меди для достижения уплотнения требуют ра
порядка 8 кг\ммг и более широкие — 10—
12 кг\ммг.
Расстояние между болтами / зависит от p-t.
Можно принять следующую ориентировочную
зависимость:
Р. кг/см? з~5 б—ю ю —и 15—зо ао—25
1 t „ Ы id 6d 5d 4d
Во многих случаях выгодно делать болты
из качественной стали с высоким допускае-
мым напряжением, чтобы уменьшить габа-
риты всего соединения в целом.
При высоких давлениях прокладка закла-
дывается в выточку, с тем чтобы она не была'
выжата внутренним давлением (фиг. 96), что
уменьшает также нагрузку болтов.
Толщина фланца b яз 1,3-5-1,5 5 толщины
стенки цилиндра.
Поршни и плунжеры. При высоких да-
влениях применяются почти исключительно
плунжеры, имеющие наружное уплотнение.
Материалом для тела поршня служит обычно
чугун. В качестве уплотнителей применяют
металл, кожу или резину. Поршень может
быть пришлифован к цилиндру (фиг. 97). Длина
поршня равна 0,8 D -з- D. Такие поршни при-
меняются в небольших насосах для вязких
жидкостей (масел).
Обычная форма металлических уплотне-
ний — разрезные пружинящие поршневые
кольца (фиг. 98) из чугуна или бронзы. В кон-
структивном отношении они не отличаются от
поршневых колец для паровых машин и двига-
телей внутреннего сгорания.
Дисковые поршни не всегда применимы,
им часто придают бочкообразную форму для
уменьшения вредного пространства (фиг. 98).
Кожаное уплотнение применяется при не-
больших скоростях и температуре жидкости
не выше 40° С. Это уплотнение не боится за-
грязнённых жидкостей.
Пример уплотнения поршня при помощи
кожаных угловых манжет показан на
фиг. 99 и 100.
Резиновое уплотне-
ние поршня из специ-
альных сортов твёрдой
резины применяется так-
же в виде манжет и
используется главным
образом при перекачке
холодных загрязнённых
жидкостей.
Материалом для изго-
товления плунжера при
средних напорах служит
обычно чугунч Плунжер
делается пустотелым
(фиг. 101). Концу его
рационально придавать
шаровую, параболическую или даже кониче-
скую форму. Пустотелый плунжер рассчиты-
вается на наружное давление
Фиг. 96. Уплотнение
прокладкой при высо-
ких давлениях.
где га — наружный и rt — внутренний радиусы
Фиг. 97. Уплотнение
поршня пришлифов-
кой.
Фиг. 98. Уплотнение поршня
разрезными поршневыми коль-
цами.
плунжера; pt — давление в цилиндре насоса.
Допускаемое напряжение на сжатие для
чугуна или бронзы А^ = 600 кг/см2.
Толщина стенки плунжера s = ra — г,- -\*
+ 3-=-5 мм.
Фиг. 99. Уплотнение порш-
ня двумя кожаными манже-
тами.
Фиг. 100. Уплотнение
поршня одной кожаной
манжетой.
Рабочая поверхность плунжера должна
быть шлифованной и иметь большую твёр-
дость.
Плунжеры для высоких давлений делаются
из кованой стали и в зависимости от диа-
метра цельные или с внутренней расточкой;

ГЛ. VIH]
ПОРШНЕВЫЕ НАСОСЫ
391
они термически обрабатываются, шлифуются
и часто полируются.
Поршневые штоки изготовляются обычно
из стали (часто нержавеющей) и соединяются
с поршнем на конус, чем одновременно до-
стигается надёжное уплотнение. В судовых
насосах, работающих на морской воде, ши-
роко применяются специальные латуни. Порш-
невую гайку тщательно предохраняют от
самоотвинчивания.
Поршневые штоки рассчитываются на
растяжение и продольный изгиб. Запас проч-
ности на продольный изгиб берётся 15—22,
а на растяжение ж 15.
Фиг. 101. Уплотнение поршня резиной.
Клапаны с одной выходной щелью на-
зываются тарельчатыми, при наличии двух
или нескольких концентрических щелей —
кольцевыми.
Уплотняющая поверхность клапана может
быть плоской, конической или шаровой. Ко-
нические клапаны имеют более высокий коэ-
фициент расхода р, чем плоские, но они слож-
нее в изготовлении, и притирка их труднее.
При одинаковой высоте подъёма проходное
сечение щели конического клапана меньше,
чем плоского.
К конструкции автоматического клапана
предъявляются следующие требования: при
достаточной прочности он должен быть воз-
можно более лёгким, в закрытом состоянии
достаточно герметичным и иметь надёжное
и точное направление, обеспечивающее его
равномерную посадку и отсутствие перекосов
во время работы. Де-
тали седла и клапана,
служащие для его на-
правления, должны в
минимальной степени
стеснять проходное
сечение седла. Клапан
должен иметь ми-
нимальную ширину
опорной поверхности
и работать без стука.
Пружинная нагрузка
его не должна быть
излишне велика. Кон-
струкция клапана дол-
жна обеспечить воз-
можность его эффек-
тивной притирки.
Весовой тарельча-
тый клапан с напра-
вляющими рёбрами
применяется в ручных
и небольших тихоходных приводных и паровых
насосах (фиг. 102). Длина рёбер во избежа-
ние перекоса клапана ss d. При нормальной
работе клапан не касается ограничителя, уста-
навливаемого в качестве предохранителя в
аварийных случаях. Наивыгоднейшая форма
сечения рёбер Т-образная, поскольку она обес-
печивает малый износ и в незначительной
мере стесняет проход в седле.
Фиг. 102. Весовой тарель-
чатый клапан.
Плоский тарельчатый клапан с пружин-
ной нагрузкой и направляющим стержнем,
укреплённым в центральной втулке седла
(фиг. 103), притирается по двум поверхностям,
но жидкость вытекает только через наруж-
ную щель. Седло должно проверяться на
прочность во избежание излишнего прогиба,
который может быть причиной неплотности
клапана.
Фиг. 103. Плоский тарель-
чатый клапан.
Фиг. 104. Седло плоского
тарельчатого клапана.
Заштрихованные секторы на фиг. 104 пред-
ставляют собой площадь нагрузки одного
диаметрального ребра в седле. Эта нагрузка
составляет
где р{ — давление жидкости; г —количество
диаметральных рёбер в седле.
Максимальный момент без учёта влияния
.. PI PI sh? п
ступицы М=-тг-, следовательно -ТЙ-= -?т-/?*.
1Z 12 о
Допускаемое напряжение /?$ в кг/см^: для
чугуна яа 150, фосфористой бронзы ss 250,
стального литья я; 300.
s 1 1
Отношение ,— &-=-—,—~-*
Л / о
Тарельчатые клапаны и сёдла делают часто
из нержавеющей стали, что позволяет зна-
чительно облегчить конструкцию и уменьшить
Фиг. 105. Тарельчатый клапан из
нержавеющей стали.
ширину уплотняющей поверхности. Клапан
в этом случае опирается на седло лишь по
поверхности уплотнения (фиг. 105).
Допустимые давления на опорной поверх-
ности клапана см. стр. 384.

392
НАСОСЫ
[РАЗД. IV
Тарельчатые клапаны — плоские и кони-
ческие (также грибкообразные) — нашли боль-
шое распространение в насосах для вязких
жидкостей. Такие клапаны с диаметром больше
100—120 мм применяются редко. При необхо-
димости в больших проходных сечениях уве-
личивают количество клапанов, что выгодно
в производственном и эксплоатационном от-
ношении. Сёдла тарельчатых клапанов запрес?
совываются на конус в корпус наеоса или
укрепляются на
резьбе.
Фиг. 106. Одноколь-
цевые клапаны.
Фиг. 107. Двухкольцевой клапан.
Однокольцевой клапан с конической
(фиг. 106) и двухкольцевой с плоскими уплот-
няющими поверхностями (фиг. 107) имеют зна-
чительно большую длину выходного сечения
щели, что позволяет увеличить расход через
клапан без увеличения высоты его подъёма.
Такие клапаны сложны в изготовлении и их
трудно притирать, они требуют применения
литья и затрудняют использование нержавею-
щей стали.
Фиг. 108. Однокольцевой пластинчатый клапан: / — седло
всасывающего клапана; 2 — седло нагнетательного кла-
пана; 3 — головка; 4 — пластина; 5 — пружины.
На фиг. 108 изображён однокольцевой
пластинчатый клапан в собранном виде и
отдельно пластина клапана толщиной 1,5 мм,
нагружённая четырьмя пружинами.
Для загрязнённых жидкостей при неболь-
ших давлениях применяются резиновые пла-
стинчатые клапаны (фиг. 109). Резиновый кла-
пан 1, поднимаясь, прижимается к упору 2; при
обратном ходе упругость резины прижимает
его к седлу, которое делается с большим ко-
личеством рёбер, образующих решётку, во из-
бежание прогиба резиновой пластины. Макси-
мальное- расстояние между рёбрами не должно
превышать двойной толщины пластины.
Резиновый клапан, работающий как та-
рельчатый, из более
жёсткой резины, армиро-
ванной сверху металли-
ческой пластиной, дан
на фиг. 110.
Шаровые клапаны
(фиг. 111) применяются
Фиг. 109. Резиновый пла-
стинчатый клапан.
Фиг. 110. Резиновый арми-
рованный клапан.
при небольших производительностях и низких
числах оборотов для перекачки густых и
вязких жидкостей. В зависимости от рода
перекачиваемой жидкости они изготовляются
Фиг. 111. Шаровой клапан. Фиг. 112. Схема шарового
клапана.
из стали, чугуна, бронзы, резины и пр. Такие
клапаны не могут быть притёрты по всей по-
верхности. Шар клапана вращается, и сто-
рона его, прилегающая к седлу, всё время
Фиг. 113. Пятовой клапан с сороудержи-
ваюшей коробкой.
меняется. Это обусловливает недостаточную
герметичность шаровых клапанов.

lljlL—fljmlllJ ШД lilxi lijj
Фиг. 114. Горизонтальный приводной насос.

Фиг. 116. Паровой прямодей-
ствующий насос дуплекс об-
щего назначения.

ГЛ. VIII]
ПОРШНЕВЫЕ НАСОСЫ
395
Для того чтобы избежать
заклинивания клапана в
седле, угол р (фиг. 112),
относящийся к' середине
опорной поверхности, дол-
жен быть ^ 45°
dk sin 0 == ах + Ь,
обычно
Пятовой клапан, устана-
вливаемый у входа во вса-
сывающую трубу, позво-
ляет залить её перед пуском
насоса и держать заполнен-
Фиг. 117. Быстроходный насос конструкции ВИГМ.
ной вовремя перерывов в работе, что в значи-
тельной мере упрощает пуск. Для уменьшения
сопротивления пятового клапана его делают
минимального веса и большого размера, подъ-
ёмным или откидным, обычно на коже или
резине. Его полезно снабжать рычагом и
тягой, при помощи которых можно во время
работы насоса держать клапан открытым и
опоражнивать при необходимости всасываю-
щую линию.
Перед пятовым клапаном для предупре-
ждения попадания в насос посторонних1тел
ставят сороудерживающую коробку (сетку).
Живое сечение отверстий в коробке делают
в 3—4 раза больше сечения всасывающей
трубы. Отверстия располагают в боковых
стенках, но не в днище (фиг. 113).
ПРИМЕРЫ ИСПОЛНЕННЫХ
КОНСТРУКЦИЙ НАСОСОВ
Горизонтальный приводной насос, ши-
роко применяемый в нефтяной промышлен-
ности, изображён на фиг. 114 (этот тип на-
соса вошел в ГОСТ 2834-45). При наличии
одного равномощного при-
вода с ходом поршня 250 мм
такой насос за счёт измене-
ния диаметра цилиндра охва-
тывает широкий диапазон
лроизводительностей и напо-
ров от #=700 м и Q=235 л/м
при D=75 мм до /7=165 м
и Q = 1400 л/м при D =
= 175 мм.
Тарельчатые конические кла-
паны расположены в отдельных
камерах, облегчающих доступ к
ним. Сменная цилиндровая втулка
позволяет в известных пределах
изменять диаметр цилиндра, сохра-
няя модель его.
Станина привода, к которой
прифланцован цилиндровый блок,
отлита за одно со средником. Кар-
тер, образуемый станиной, запол-
нен маслом, смазка производится
разбрызгиванием. В качестве опор
валов использованы конические
роликоподшипники.
На фиг. 115 показан вертикаль-
ный паровой, прямодействующий
насос конструкции ЦКБ Гидрома-
шин, соответствующий модели 6
по ГОСТ 581-41. Диаметр паро-
вого цилиндра 200 мм, насосно-
го — 175 мм и длина хода 200 мм.
При числе двойных ходов 23—55
в минуту производительность на-
соса составляет 22—53 мР/час; да-
вление нагнетания — 8 am. На-
сосы этого типа используются
преимущественно как судовые для
перекачивания воды и тёмных
нефтепродуктов.
Поршневые насосы для не-
больших расходов и маловязких
жидкостей делаются быстроход-
ными с числом оборотов, допу-
скающим непосредственное со-
единение с двигателем, в ча-
стности, с асинхронным электро-

396
НАСОСЫ
[РАЗД. IV
двигателем. Высокое число оборотов по-
зволяет уменьшить размерные параметры
насоса.
На фиг. 116 показан паровой прямодей-
ствующий насос дуплекс, отвечающий по
своим параметрам ГОСТ 579-41 на судовые
насосы модели 4 конструкции ЦКБ Гидрома-
шин. Диаметр парового цилиндра 115 мм, диа-
метр жидкостного цилиндра 130 мм, длина
хода 150 мм. Насос рассчитан на максималь-
ное давление перегретого пара 12 am (при
противодавлении 3 am) и напор 40 м вод. ст.
При числе двойных ходов 28—70 производи-
тельность насоса составляет 11,5—29 м^/час.
Насос предназначен для перекачивания воды
и вязких жидкостей.
Паровые цилиндры отлиты за одно со сред-
ником, к которому крепится на болтах
блок жидкостных цилиндров. Цилиндрическая
форма золотника обусловлена применением
перегретого пара. Насосный поршень ходит
в сменной втулке. Бочкообразная форма
поршня имеет назначением уменьшить вред-
ное пространство рабочей камеры. Клапаны
тарельчатые, плоские.
На фиг. 117 показан в разрезе общий
вид быстроходного насоса конструкции Все-
союзного института гидромашиностроения.
Насос предназначен для питания прямоточного
котла высокого давления и рассчитан на пода-
чу 1,5 м?/час при Н= 1500 м и п = 725 об/мин.
При меньшем напоре он может работать с
п = 900 об/мин. Насос трёхплунжерный, диа-
метр плунжера 24 мм, длина хода 32 мм.
РОТОРНЫЕ НАСОСЫ
ОПРЕДЕЛЕНИЯ, ОБЩИЕ СВОЙСТВА И
КЛАССИФИКАЦИЯ РОТОРНЫХ НАСОСОВ
Объёмными называются такие насосы,
в которых напорная линия всегда геометри-
чески отделена от приёмной и усилия на ра-
бочих органах определяются давлением в ма-
гистрали и существенно не зависят от скоро-
стей жидкости, омывающей рабочие органы.
По проф. В. В. Мишке, признаки роторных
насосов следующие.
1. Машина должна обладать рабочими ор-
ганами трёх родов — статором, ротором и за-
мыкателем (или замыкателями).
Каждый из этих органов в идеальном слу-
чае представляет собой отдельную деталь,
хотя конструктивные соображения или схема
машины могут привести к созданию этих орга-
нов в виде нескольких деталей. Таким обра-
зом, обращение одной из деталей в узел
нескольких присуще механизму, составляю-
щему роторный насос. Ротор вращается от
ведущего вала. Статор — неподвижный орган,
обладающий приёмной и напорной камерами.
Если по конструктивным соображениям ста-
тор снабжён вращающейся частью, то ось
вращения последней должна быть повёрнута
или смещена относительно оси вращения ро-
тора.
2. Герметичное отделение напорной линии
от приёмной происходит путём одновремен-
ного замыкания при помощи органов трёх
родов — ротора, статора и замыкателя.
3. Процесс подачи состоит в создании или
перемещении в приёмную камеру объёма,
герметично отсекаемого замыкателем и пря-
моточным движением перемещаемого в на-
порную камеру.
4. Машина должна обладать шлицевым
распределением жидкости вместо клапанных
устройств или золотников. Следствием этого
является большой периметр просачивания и
развитые поверхности трения, поэтому объём-
ные и механические потери в зазорах обу-
словливают рабочий процесс машины. В част-
ности, перепад и обороты, при которых
происходит выжимание смазочного слоя, дают
предел работоспособности машины. Почти все
основные детали совершают лишь вращатель
ное движение, поэтому инерционные силы
либо отсутствуют, либо их действие несуще-
ственно. Машина способна к работе с боль-
шими угловыми скоростями.
5. Замыкатели имеют одну степень свободы
либо относительно статора, либо относительно
ротора и составляют низшую кинематическую
пару, совершая около остальных двух органов
строго циклическое движение.
Из конструктивных соображений замыка-
телям может быть дана вторая степень сво-
боды либо может иметь место не низшая
кинематическая пара. Однако оба эти исклю-
чения, во-первых, свойственны насосу как ме-
ханизму, а не как гидромашине, и, во-ето-
рых, по своему принципу устройство может
быть сведено к основному свойству, указан-
ному в последнем определении. Так, например,
в грибкообразном насосе Ойл-Гир пор-
шеньки помимо -возвратно-поступательного
движения совершают также и вращательное,
облегчающее работу механизма за счёт со-
здания маслоплёночной опоры. Однако при
лишении поршенька вращательного движения
не нарушается работа устройства как ротор-
ной гидррмашины.
Насосы, тяготеющие к ротор-
ным, не удовлетворяют всем признакам ро-
торных насосов и получаются в результате
либо инверсии роторного насоса (например,
останов ротора и вращение статора), что
иногда требует внесения существенных кон-
структивных изменений, либо придания ма-
шине иных конструктивных форм для удо-
влетворения специальных требований (малые
утечки, простота изготовления и т. п.). Эти
типы насосов частично рассматриваются ниже
вместе с роторными.
Защемлённым объёмом называется
герметически замкнутый объём, переносимый
из напорной камеры в приёмную и изменяю-

ГЛ. VIII]
РОТОРНЫЕ НАСОСЫ
397
щийся в процессе переноса. Увеличение за-
щемлённого объёма ДУ3 (фиг. 118) уменьшает
давление и приводит к кавитации, а уменьше-
ние объёма — к большим местным повыше-
ниям давления. Защемлённый объём имеет
место во всех регулируемых роторных насо-
Коэфициентами предельных подач назы-
вают
. Qmax , Qmin
и
п min7\
Коэфициентами неравномерности подач назы-
вают
I
q
Tmax Tmi
__ 1
fmin
aet=(jft\
Фиг. 118. Влияние изменения защемлённого объёма
на давление (сплошная линия — для шиберных и
поршеньковых насосов, пунктирная — для шесте-
рёнчатых).
сах и частично в нерегулируемых и вовсе
отсутствует в пространственных коловратных
(червячных) насосах.
Подача роторного насоса из-за
сложных закономерностей перемещения рабо-
чего объёма, как правило, равномерной не
бывает.
Значения коэфициентов предельных подач
и неравномерности подач даны в табл. 11.
Связь между моментом на валу насоса
и подачей при отсутствии потерь выражается
уравнением М
Q. Из-за наличия потерь
момент на валу насоса больше в раз,
а величина подачи — меньше в *]0 раз. Коэфи-
циентами предельных моментов и равномер-
ности моментов будут те же величины ф и а.
Связь между моментом на валу насоса и
литражем (объём, подаваемый за оборот на-
Коэфициенты предельных подач и неравномерности подач
Таблица 11
Типы насосов
Шестерёнча
внешним зац
и различным!
нями
тый с
еплением
\ шестер-
Шестерёнчатый с
внешним зацеплением
и одинаковыми ше-
стернями
-
Шестерёнчатый с
внутренним зацепле-
нием
I Пространственные
коловратные ил я чер-
вячные
Шибер-
ный нор-
мальной
СХ1МЫ И
поршень-
ковый при
числе пор-
шеньков 2
четном
нечёт-
ном
А
12ft B/?+ft)
12ft BR+h)—Za *
12 B+1)
12B+1) - K3sin2a
A'
'-Mil
1
' sin p "
BcosiL + *Sin'pU
2 sin p
«Vmin
s
Л \ ' Ra j ( 2 j
M-¦?)(¦?)
12A BR+ti) - 3i>
12Й B/?-|-A) — I1
12 B+1) — 3uasin3a
JJ12B + l)-n'sin*a
1
1 2 cos —!— esin2 p j p
V /
2 sin p
i
(I+f)DJ
3/
12B+1) —it3 sin" a
2
0
p
e psin p
"II
(-D(tJ
it3 sin3 a
4B4-1)
A'
0
2sin»-|-
ft
4e sin3 -|-
p
2
» 4g sin2 ~-

398
НАСОСЫ
[РАЗД. IV
coca) при отсутствии потерь выражается
уравнением
ции
,= 1 —
и т}м = •
Механические потери увеличивают потреб-
/,, . V 1 \
ныи момент [ М = Др -рг— • I.
V ^ Ум I
Мощность насоса
ApVn ApQ
4500 yj^ = 75л '
где N — мощность в л. с; V—литраж в л3;
Ар — перепад в кг/м*; Q — подача в мУсек.
Характеристика роторного насоса изобра-
жена на фиг. 119. Действительная производи-
тельность падае.т обычно по закону прямой при
/ &
Qr
°^
у*
йРа
\
\
\
Др
Фиг. 119. Типичная характеристика роторного насоса при
п — const и вязкости |i = const. A — предел работо-
способности насоса; В — начало кавитации насоса, изме-
няющееся при уменьшении давления в приёмной линии.
повышении давления. Абсолютная величина
утечек не зависит от числа оборотов насоса
потому, что скорости просачивания много
больше окружных скоростей трущихся дета-
лей. Механические потери растут с давлением,
но медленнее, нежели полезная мощность.
При достижении определённого давления,
называемого пределом работоспособности,
происходит выжимание смазки на одной из
трущихся поверхностей, и потери резко воз-
растают, что приводит к резкому падению
механического к. п. д. Работа за этим преде-
лом связана с большими износами. При недо-
статочном давлении в приёмной линии
жидкость не заполняет рабочих объёмов, и
подача падает. Потери в роторном насосе
оцениваются двумя к. п. д. — объёмным (от-
ношение действительной подачи к геометри-
ческой) и механическим. Механическим к. п. д.
называют частное от деления полного к. п. д.
на объёмный, относя тем самым к механи-
ческому к. п. д. все потери, кроме объёмных.
Это допустимо потому, что все остальные,
в том числе и гидравлические составляющие
xj*, малы по сравнению с механическими по-
терями. Геометрическую производительность
определяют либо аналитически по геометрии
рабочих органов, либо экспериментально по
подаче при одинаковых и притом небольших
давлениях в приёмной и напорной камерах.
По проф. В. В. Мишке, какт|0, так и т\м являются
функциями в, где и = -J—, а вид этой функ*
Ш (X
с
где
А. В и С — безразмерные коэфициенты, зави-
сящие от конструкции.
Нормальная работа насоса (без превыше-
ния предела работоспособности) обеспечи-
вается соблюдением следующих неравенств:
m
где cD
cN
коэфициенты пре-
дела работоспособности. Бескавитацирнный
режим обеспечивается таким изменением па-
раметров насоса, при котором скорости рабо-
чей жидкости не превосходят предельных, что
обеспечивается соблюдением следующих не-
равенств:
о *~
где сд, Cq, с# и см — коэфициенты кави-
тационного предела работоспособности; D —
характерный размер насоса, которым может
быть диаметр статора или [/V, где V— ли-
траж насоса (подача за один оборот).
Классификация роторных насо-
сов производится по виду замыкателей и
кинематическим признакам. Роторные насосу,
в которых и ротор, и замыкатели относительно
статора совершают лишь вращательное дви-
жение, именуются коловратными. Роторные
насосы, в которых замыкателями являются
поршеньки, называются поршеньковыми; ши-
берными называются те, в которых роль за-
мыкателей играют пластины, называемые ши-
берами. Замыкатели в виде поршеньков и
шиберов около ротора (или статора) совер-
шают возвратно-поступательное движение.
Каждый из трёх видов роторных насосов под-
разделяется на группы с плоской и простран-
ственной кинематикой, а каждая группа — на
две подгруппы в зависимости от того,
будет ли кинематика рабочих органов отно-
сительно друг друга внутренней или внешней.
КОЛОВРАТНЫЕ РОТОРНЫЕ НАСОСЫ
Коловратные роторные насосы с плоскойт-
ной кинематикой и неэвольвентным профи-
лем поверхности касания ротора и замыкателя
в виде рыночных образцов сохранились как
вспомогательные насосы. Повсеместно рас-
пространённым образцом является шестерён-

ГЛ. VIII)
РОТОРНЫЕ НАСОСЫ
¦399
чатый насос с эвольвентным профилем и
внешним зацеплением.
' Шестерёнчатый насос — коловратный насос,
в котором ротор и замыкатели образуют ки-
нематическую силовую цепь, что позволяет
подводить момент только к ротору и исклю-
чить редуктор — необходимую принадлежность
обычных коловратных насосов.
Шестерёнчатый насос с внешним заце-
плением. Подача такого насоса будет
где
o)j — угловая скорость ведущей шестерни (ро-
тора)*; В — ширина шестерни; R — радиус
начальной окружности; /—расстояние от
точки касания до полюса зацепления; h — вы-
сота головок. График подачи изображён на
фиг. 120. Двузначность ординат является
Фиг. 120. График подачи шестерёнчатого насоса (заштри-
хована величина изменения защемлённого объёма).
следствием превышения продолжительности
2и ,
зацепления х= — (и — половина длины линии
зацепления, / — отрезок линии зацепления,
соответствующий повороту ротора на один
шаг) над единицей, т. е. в зацеплении одно-
временно принимают участие две пары зубьев.
Средняя подача приближённо определяется
уравнением
Qcp = S4r [2
Для одинаковых шестерён уравнение упро-
щается и становится точным:
Приближённо считают, что
QcP = 0,233 -BRhn,
где п — число оборотов ведущего вала. Коэ-
фициент предельных моментов и равномер-
ность подачи даны в табл. 11.
При продолжительности зацеп/ения i; зна-
чительно большей 1 (чего следует по воз^
можности избегать), средняя подача падает
за счёт защемлённого объёма и определяется
уравнением
Защемлённый объём — следствие
существования двух разных подач, осуще-
ствляемых двумя различными парами зубьев,
одновременно находящимися в зацеплении
(заштрихован на фиг. 121). При подаче несжи-
Фиг. 121. Защемлённый объём (заштрихован) и
пазы в боковых щеках, разгружающие систему
от изменения защемлённого объёма
маемой жидкости сам по себе защемлённый
объём не ухудшает работы насоса, перенося
часть жидкости из напорной камеры в приём-
ную. Однако всякое изменение защемлённого
объёма поведёт к .колебанию его давления (см.
фиг. 118), что приводит к шумам, кавитации
и большим местным нагрузкам. Величина
уменьшения защемлённого объёма пропор-
циональна заштрихованной площади аЪс на
фиг. 120. После окончания уменьшения за-!
щемлённого объёма происходит его увеличе-
ние на ту же величину (cde на фиг. 120).,
Величина изменения защемлённого объёма
определяется уравнением
ДК=-^(т-1J. 1
При выборе шестерён следует приближать т к К
Максимальная быстрота изменения защемлён-
ного объёма будет
которой называют величину Q =
dt
* Здесь, как и в дальнейшем, индекс 1 присваи-
вается ротору (ведущей шестерне), а 2 ~ замыкателю
(ведомой шестерне).
Обычно рекомендуемая проточка на тыльной
стороне зуба не устраняет защемлённого
объёма, но облегчает работу системы потому,
что тыльная сторона зуба разбивает заще-
млённый объём на две части (помимо дефор-
мации всего объёма существует также дефор-
мация каждой отдельной его части). Забор
жидкости через ось значительно снижает ве-
личину деформации защемлённого объёма!
Применение специальной формы (по контуру
линии защемления) камер (изображённых на
фиг. 121), выфрезерованных в боковых щеках

400
НАСОСЫ
[РАЗД. IV
значительно разгружает систему от неблаго-
приятного действия защемлённого объёма,
однако лишает насос реверсивности. Приме-
нение разгрузочных канавок на неподвижной
оси (фиг. 122) — ещё одно действенное сред-
ство борьбы с вред-
ным влиянием заще-
млённого объёма.
Рыночные шесте-
рёнчатые насосы вы-
пускаются отече-
ственной промышлен-
ностью для гидрофи-
цированных станков.
На фиг. 123 изобра-
жён фланцевый насос
в сборе, а в табл. 12
даны технические ха-
рактеристики насосов
этого типа. Габариты
атих насосов с электромотором АД (п = 950)
даны на фиг. 124 и в табл. 13. На фиг. 125
показаны шестерёнчатые насосы с приводом
через муфту, в табл. 14 приведены техниче-
ские характеристики при п = 950, а в табл. 15—
габариты части из этих насосов.
Для авиационного насоса МШ-3 Cq > 685,
с^> 1,62-106 и с^>0,77-]0б. Для обычных
конструкций Cq > 298, с"^ > 0,346 • 106 и
с^> 0,297-106.
Шестерёнчатый насос с внутренним за-
цеплением сложнее в изготовлении, но обла-
дает большей производительностью при тех
же габаритах и значительно меньшим изме-
Фиг 122. Разгрузочная ка-
левка шестерёнчатого на-
соса.
нением защемлённого объёма. При выполне-
нии оси шестерни или венца плавающими можно
менять производительность насоса перемеще-
Фнг. 123. Шестерёнчатый фланцевый насос.
нием серпа. При изготовлении насосов боль-
ших размеров профили зубьев венца очерчи-
вают по дуге, а зубья шестерни соответ-
ственно профилируются для получения сопря-
жённого профиля.
Технические характеристики шестерёнчатых насосов
Таблица 12
Технические характеристики
НШФ403
Подача в л/мин
Предельное давление в am
Тип электромотора АД . .
Мощность в кет
Объёмный к. п. д. при вы-
соте всасывания менее 500 мм
и вязкости жидкости 3° Е . .
Резьба отверстий:
приёмного
напорного
Вес (без упаковки) в кг . .
1б
2О
22/6
0,85
0,76
НШФ4О4
25
0,78
НШФ305
35
15
31/6
НШФЗО6
5°
15
32/6
1.8
2M30XI0
М
45.5
0,84
2M33XL5
47 49
НШФ308
7°
15
41/6
э.7
о,86
74-5
НШФ209
41/6
2,7
НШФ210
3M39XI.5
Мзз
77
41/6
2,7
о,до
79
Таблица 13
Габариты шестерёнчатых насосов
Тип
НШФ
403
4°4
3°5
Зоб
3°7
Зо8
2OQ
2IO
А
3^9
373
379
413
423
424
434
441
Б
222
256
256
256
256
3°о
Зоо
3°°
В
223
3°3
3°3
3°3
3°3
346
346
346
136
164
164
1б7
167
185
185
i85
Д
22O
24O
24O
240
240
290
29O
2QO
Е
175
2IO
2IO
2IO
2IO
25O
250
25°
Ж
149
i6o
166
170
180
178
188
195
3
140
125
125
155
155
146
146
146
И
i°5
95
95
«5
125
но
но
но
К
18
18
18
18
1Й
2О
20
2О
Л
II
II
II
II
II
13
13
13
м
3°
3°
3°
32
32
42
42
42
Н
15°
15°
I5O
*б5
165
173
173
173
О
i6o
1бо
1бО
174
174
2l6
2l6
2l6
п
112
112
112
I2O
120
146
I46
146

ГЛ. VIII]
РОТОРНЫЕ НАСОСЫ
401
Всасывание нагнетание
Фиг. 124. Габаритные и установочные размеры фланцевых шестерёнчатых насосов с электромотором АД.
При эвольвентном зацеплении производи-
тельность насоса определяется уравнением'
Таблица 14
Технически характеристики шестерёнчатых
насосов с приводом через муфту
график подачи будет аналогичен изображён-
ному на фиг. 120 с той лишь разницей,
что А'<А; А' = 2RX {hx + h2) + h\ - ~J h\ .
Технические характеристики
Подача в л/мин
Предельное давление в am
Объёмный к. п. Д. при вяз-
кости жидкости 3° Е . . . .
Мощность я=950 в кет . .
0,76
о,84
107
4.86
28
0,780,86
1,68
Габариты шестерёнчатых насосов
Таблица 15
Насосы
35ПГ11
47ПГ11
74ПГ11
А
173
ь
157
157
В
25
25
29
Г
8о
8о
94
Д
112
112
134
в
до
90
Ю4
Ж
55
55
65
3
64
64
74
И
42
42
44
К
15
15
i8
Л
15Н
I5H
24 H
М
з8
28
32
и
II
II
13
о
ю8
io8
I2O
П
8А
8А
8А
Р
и
и
15
С
4
4
6
Т
2"
35
32
X
56
56
67
Резьба
У
ЗоА,5
ЗоА,5
3°А,5
Ф
24X1.5
30X1,5
ЗРХх.5
Средняя подача приближённо определяется Максимальная быстрота изменения защемлён-
уравнением ного объёма будет
Коэфициенты предельных подач и равно-
мерности подачи даны в табл. И. Величина
изменения защемлённого объёма определяется
уравнением
26 Том 12
Коэфициенты пределов работоспособно-
сти: cQ>0,83, Cq>415, сж> 1,03-106 и
с?> 0,485-106.
ЧЕРВЯЧНЫЕ НАСОСЫ
Червячные насосы составляются из геоме-
трических фигур, представляющих собой след
в пространстве от равномерного поступатель-
ного движения вдоль оси вращения плоского
коловратного производящего насоса, органы

402
НАСОСЫ
[РАЗД. IV
Развернуть при установке
на место.
trm
Фиг. 125. Габаритные а установочные размеры шестерёнчатых насосов с приводом
чгрез иуфту.

ГЛ. VIII]
РОТОРНЫЕ НАСОСЫ
403
которого совершают равномерное рабочее вра-
щение. Ротор и замыкатели такого насоса
представляют собой червяки, которые при со-
блюдении определённых условий могут герме-
тически отделить приёмную камеру от напор-
ной и заставить жидкость двигаться поступа-
тельно при вращении червяков, т. е. могут
образовать роторный насос. Плоский коло-
вратный насос тогда называется производящим
(могущим образовать червячный насос), когда:
1) отсутствует защемлённый объём, перено-
гидромашин, а потому подлежит рассмо-
трению вместе с ними. К таким насосам мо-
жет быть отнесён червячный насос с прямо-
угольной резьбой. Все червя"ные насосы об-
ладают строго равномерной подачей без пе-
ремешивания жидкости. Процесс подачи за-
ключается в освобождении пространства в пе-
редней части рабочего объёма и его выдавли-
вании в задней части.
Роторные червячные насосы с циклои-
дальным профилем (фиг. 126) образуются из
Фиг. 126. Чертёж роторного червячного насоса с циклоидальным профилем с внешним диаметром ротора &н=* 90мм.
симый из напорной камеры в приёмную, и
2) проекция линии зацепления на вертикаль-
ную плоскость представляет собой замкнутую
кривую, полностью перегораживающую по-
лости приёмную и напорную.
Если эти два требования не удовлетворены,
то не будет герметичного отделения приём-
ной полости от напорной, что приведёт к
большим утечкам. Однако если подача больше
утечек, то насос осуществляет подачу. Такой
насос не строго роторный, но может быть
отнесён к насосам, тяготеющим к этому классу
плоского коловратного производящего насоса
с внешним зацеплением, линия зацепления
которого изображена на фиг. 127 сплошной
кривой *. Такое отклонение от двуугольника
принято Всесоюзным институтом гидромашин
и, повидимому, является наиболее удачным
* Кривая не проходит через точки а и b потому, что
р. этом случае получаются острые кромки профиля верх
ней шестерни, обладающей только ножками (нижняя ше
стерня обладает только головками); такое корригированис-
дабт зазоры ас и bd.

404
НАСОСЫ
[РАЗД. IV
методом корригирования. В этих насосах при-
няты соотношения
3d,
¦ dH; DB = dH; 3DH =.
n 3t =
где t — шаг червяков (фиг. 128), а сам про-
филь как в осевом сечении, так и в сечении,
перпендикулярном оси, может быть построен
Окружность
Фиг. 127. Линия зацепления роторного
червячного насоса с циклоидальным про-
филем (пунктиром показана линия заце-
пления некорригированного насоса).
по координатам, приведённым для насоса с
1>„ = 45 мм в табл. 16 (фиг. 129) [11]. Если
размер DH принят иным, то все координаты
изменяются в соответственное число раз. Ве-
личину а (фиг. 129), определяющую площадь
впадины конкавного червяка fen, делают рав-
ной 0,3rfw, чем вполне определяются профили
червяков и достигается превышение площади
двуугольника /0 (фиг. 128) над fgn примерно
ра 4%. Этим достигается перекомпенсация
конкавного червяка, который не только раз-
гружается от момента, но и получает допол-
нительный, момент воздействия сил давления
жидкости, которым могут преодолеваться си-
лы трения *. Весь момент воспринимается
Фиг. 128. Поперечное сечение червяков роторного насоса
с циклоидальным профилем.
лишь конвексным червяком, и ргзьба не на-
ходится под силовым воздействием резьбы
сопряжённых червяков.
Герметичность раздела приёмной и напор-
ной камер роторных червячных насосов с ци-
клоидальным профилем обеспечивается че-
тырьмя условиями. Требования к линии заце-
* При /о=/ обеспечивается разгрузка конкавного
червяка.
пления плоского коловратного производящего
насоса, которые были затронуты выше, необ-
ходимы, но недостаточны и обеспечивают лишь
герметичность первого рода. Герметичность
второго рода заключается в таком подборе
числа конвексных и конкавных червяков и их
заходности, при котором соединяющиеся между
собой межвитковые пространства замыкаются
сами на себя, образуя перевальный объём.
Таблица 16
Координаты полярные и
вяков
насоса
Коивексный червяк
R в мм
У
у в мм
Первая часть профиля
13,5
14
14,5
15
15,66
i
о
0,442
1,233
2,250
3.867
о
о,по5
0,3083
0,5625
0,9667
Вторая часть профиля
i6
16,5
17
17.5
18
18,5
19
19,5
20
20,5
21
21,5
22
22.5
4,783
6,i83
9,2бэ
10,884
12,583
14,333
16,142
18,033
19,917
21,884
23,9°1
25,95°
28,067
Ы958
1,5458
1,9250
2,315°
2,7210
3,Н59
3,5833
4'°355
4,5084
4,9794
5<4710
5,9753
6,4875
7,oi68
декартовы профиля чер-
с D =45 мм
¦ Конкавный червяк
г в мм
4,5
5,о
5,5
6,о
6,5
7,5
8,5
9,5
ю,5
и,5
12,7
13,5.
о
18,217
24,233
27,767
30,058
32,558
ЗЭ'191
32,850
31,843
ЗО,333
28,474
28,067
28,067*
у' в мм
о
4,5543
6,о583
6,9418
7,5145
8,1395
8,2978
8,2125
7,9б°8
7,5833
7-И85
7,oi68
7,0168**
* Размер после корригирования. До корригирования
у' мм =6,5793.
** Размер после корригирования. До корригирования
Э =26,317°.
Для обеспечения герметичности второго рода
при роторе в виде конвексного червяка его
заходность должна быть равна Z\ = k (z2 — 1),
где z2 — заходность конкавного червяка и ft —
их число. При роторе в виде конкавного чер-
вяка его заходность должна быть z2 =
= k(zy-~\), где k—число конвексных червя-
ков. Соединение между собой межвитковых
пространств происходит потому, что хотя
проекция линии зацепления на плоскость, пер-
пендикулярную оси вращения, и представляет
собой замкнутую кривую (фиг. 127), но левая
её часть соответствует касанию одной сто-
роны нитки, а правая—второй. Место соеди-
нения (усы Монтелиуса) показано надписью
„Негерметично" на фиг. 130. Для конкавного
червяка соединение происходит по меньшей
диагонали параллелограма, изображающего
межвитковое пространство, а для конвекс-
ного — по большей диагонали. Задача обеспе-
чения герметичности третьего рода заклю-
чается в закрытии статором замкнутого объ-
ёма, поэтому длина статора должна быть равна
или больше длины замкнутого объёма. При

ГЛ. VIII]
РОТОРНЫЕ НАСОСЫ
405
применении в качестве ротора конвексного
червяка необходимая длина
где
92 — 2 arc cos
(Df
« (D
^2 — шаг конкавного червяка; /2= ——/ (ве-
z2
личина / на фиг. 129). Для стандартного трёх-
винтового насоса принимают ?;>2,О61/Э*. Если
ротором служит конкавный червяк, то за ве-
личину L принимают ббльшую величину из
двух неравенств
, 9i \
~2rJ'
где
= 2 arc cos
и а дана на фиг. 129. Для многоступенчатых
насосов следует к полученной величине L при-
бавлять t (п — 1), где
t—шаг ротора и п—
число ступеней. Гер-
метичность четвёрто-
го рода заключается в
посадке червяков в
статор с такими зазо-
рами, при которых
к. п. д. насоса будет
максимальным**. Для
каждой вязкости пере-
пада и геометрии бу-
дут свои наивыгод-
нейшие зазоры. Швед-
ский червячный ро-
торный насос с цик-
лоидальным профи-
лем, аналогичный изо-
бражённому на фиг.
126, имеет диаме-
тральные зазоры от
I
Фиг. 129. Осевое сечение
червяков роторного насоса
с циклоидальным про-
филем-
°'О8 Д° °>1 мм ПРИ
работе НЭ СОЛярОВОМ
масле. Насос, изго-
товленный ВИГМ с
DH = ?Ь= 130 мм,
имел диаметральный зазор 0,16 ми при вяз-
кости перекачиваемой жидкости (л = 0,00368.
Зазоры между осями червяков сверх номинала
были 0,02 мм.
Производительность роторного червячного
насоса с циклоидальным профилем опре-
деляется произведением разности площа-
дей сверловок корпуса и сечений червяков,
4
F
равной
(незаштрихован-
2,42 • 1С2
ной на фиг. 129), на скорость перемещения
жидкости в рабочих объёмах, равную V =
t-n п
= Х5ч-7]о- Для стандартного трехвинтового на-
60
* Рекомендация ВИГМ L 5* 1,25 • t [11].
** Увеличение зазоров уменьшает механические по-
тери, но увеличивает объёмные, и наоборот.
coca Q —
поэтому наружный диаметр
замыкателя может выбираться по уравнению
dH = 24,4 lX-^- ,
где dH — в см; п — обороты в минуту; Q —
производительность в л/сек.
Число оборотов выбирается максимально
возможным из условий кавитаций. Для стан-
дартного трехвинтового насоса связь между
Фиг. 130. Соединение межвитковых пространств.
скоростью перемещения рабочих объёмов,
числом оборотов и производительностью (дей-
ствительной) будет
Q
40Ы03-КЗ
где V — в м'срк. Величина rj0 — от 0,7 до 0,95.
Для насосов с Q ^ 0,015 м?>\сек и р .< 15 am
принимают большие значения yj0. Предельно
допустимые вакуумы в метрах вод. столба
в зависимости от вязкости даны на фиг. 131.
При выполнении подобных насосов не следует
допускать значений п, больших чем предель-
ные, изображаемые прямой 2 для вязких
жидкостей и 1 — для маловязких жидкостей
на фиг. 132 (область, ограниченная прямыми 3
и /, — область осуществлённых насосов).
Работоспособность роторного червячного
насоса с циклоидальным профилем обеспечи-
вается приданием на статоре достаточной
опорной поверхности для замыкателя, чтобы
давление на смятие не превосходило 7 кг/см2
при вязкости 3°Е и 10 кг,см% при вязкости
более 12° Е. Напряжение смятия а =
где Д/? — перепад; F — проекция на осевую
плоскость произведения площади двууголь-
ника на заходность конкавного червяка
А = dHcos2—Jj-; L — опорная длина поверхно-
сти статора и т= -—-. Для стандартного трёх-
l,538Prfw v
винтового насоса с = -— .— ¦ Кроме того,

406
НАСОСЫ
[РАЗД. IV
для разгрузки червяков от осевых усилий, при-
водящих к йзносам торцов под опоры замы-
кателей, диаметр которых 0,b7dH, подводится
Кинематический коэфициент вязкости и-10 мг/сек
1,0 2.0 3,0 4,0 5,0 6,0-
!) Ю ,-.20 30 U0 о50 50 70 80
Вязкость °Е
Фиг. 131. Кривые предельных вакуумов в м вод. ст.
давление нагнетания и ротор снабжается раз-
грузочным поршнем (со стороны напорной
камеры) диаметром, равным l,82rfK, под ко-
торый подводится давление всасывания. В этом
случае опора ротора не подвергается раз-
грузке. Больше распространена система с раз-
грузкой всех трёх червяков. Диаметры раз-
грузочных опор замыкателей принимаются
равными 0,667rfw и ротора 0,704dM. Диаметр
3№
то
woo
800
Ш
iOO
-
V
-—1
о
-^
^ч
1
*
•
t
-
0,01 0,02 ОМ COS 0,10,14 0,2 0J 0,4 0,6 0,81,01fi Z 3
от от cos п —
Фиг. 132. Предельные числа оборотов роторных червяч-
ных насосов с циклоидальным профилем.
разгрузочного поршня со стороны напорной
камеры DH. При соблюдении этих соотноше-
ний червяки будут находиться во взвешен-
ном состоянии. Усилия, от которых разгру-
жаются червяки, следующие:
для конкавиого червяка
/2
Go = —: г
2'0
для конвексного червяка
5-1). Др =
Ар;
ция принята в США. Осевая сила исполь-
зуется в многоступенчатых насосах. Конкав-
ные червяки во избежание деформации при
Q
/сек
15
11
14
13
12
11
W
9
8
7
6
5
6
/
V
fa
1^=
<^
^_
У
>
f5W,
1250
1 1
-f
-Р
7СЛ
и
16
15
13
12
9
8
7
6
5
if
к
у
Ma
см
6J6°E
S
1
1125L
_^
Un
-710
У
к
¦
3
12 14 5&рсю
Фиг. 133. Топографические характеристики червячного
насоса с циклоидальным профилем (слева—при работе на
воде и справа — при подаче масла вязкостью 6,76'' Е).
изготовлении и работе разрезаются на части
длиной /ях2,3с?я [20], т. е. в системе приме-
няется односторонняя силовая связь вместо
двухсторонней, и сателлит замыкается силой
осевого гидравлического давления.
Топографические характеристики насоса,
изображённого на фиг. 126, даны на фиг. 133
0 10 20 ¦ 30 Ъ0 50 60 70 80 90 р am
0,5 . . ..
0 10 20 30 40 SO SO 70 SO 90 р am
Фиг. 134. Топографические характеристики отечествен-
ного роторного червячного насоса с циклоидальным про-
филем, изготовленного ВИГМ (вверху при перекачке
масла вязкостью 5,4° Е и давлении всасывания при-
мерно 0,5 м вод. ст. и внизу при перекачке масла вяз-
костью 40° Е и давлении всасывания примерно 0,5 м
вод. ст.).
Применение двухсторонних червяков с напор- (слева— подающего воду и справа — подаю-
ной камерой посредине и приёмными по щего масло). Топографическая характери-
краям разгружает" систему. Такая конструк- стика опытного насоса НВГ-8 по материа-

ГЛ. V11I]
РОТОРНЫЕ НАСОСЫ
407
лам Складнева (ВИГМ) дана на фиг. 134 (вверху
для вязкости 5,4° Е и внизу для вязкости
40° Е).
Строятся роторные червячные насосы с
циклоидальными профилями на производитель-
ности от 3 до 300 м^/час и давление до 200 am.
Имеются отдельные образцы с п = 6000 -f-
-*- 8000. Вес в 2—3 раза меньше центробежных.
Отечественная промышленность перед войной
выпускала насосы производительностью 20,
30, 50, 100 и 260 м*1час с оборотами 100?), 1500
и 3000 в минуту и давлением до 20—25 am
(одноступенчатые варианты). Вес насоса РН-88
(ВИГМ) с D = 45 мм w 120 кг, длина « 800 мм;
насос Н-75 (ВИГМ) с D= 130 мм « 180 кг.
где k = -?- — отношение заходностей червяков;
*i 2L
/—шаг червяка, я = — (см. фиг. 137). Для
одинаковых червяков k= 1 и
8 = от агс *8
За -f а2) (За — 2а- а*)
— arc cos
2 +а3]
"
Фиг. 135. Габариты и установочные размеры роторных червячных
насосов с циклоидальными профилями.
Из-за неизбежных ошибок при разметке заго-
товок червяков резьбовой допуск увеличивают
на Д3=—-y(y—угловой допуск
разметки резьбы). Для насоса, по-
казанного на фиг. 126,8=0,232 мм,
а =1,685. Размеры резьбы в осе-
вом сечении определяются из h =
= -п о — Д5 и /=-к- + 8 -\- До
(см. фиг. 138).
Геометрическая производитель-
ность негерметичных червячных
насосов определяется, так же как
и для всех червячных насосов, из
уравнения
Л „ btn
Габариты 1000 X 5t>5 X 565, диаметры флан-
цев 120 и 145 мм. Крепёжные болты 330 X
X 335 мм.
Габариты роторных червячных насосов с
циклоидальными профилями даны в табл. 17
и на фиг. 135.
Коэфициенты предела работоспособности
одноступенчатых насосов: Cq>0,85, Cq>85,
с^> 0,204-106 и с^>0,094 • 106.
Червячные негерметичные насосы
(фиг. 136), не удовлетворяющие герметичности
первого рода, относятся к числу тяготеющих
к роторным*. Плоская производящая коло-
вратная система дл\ червяков с прямоуголь-
ной резьбой изображена на фиг. 137. Для обес-
печения геометрической совместности червя-
ков необходим резьбовой допуск
где
= -^-hr.—2a arccos -
2к (а — 1J - па B
а) Г1 — -j-
(Ь -f
Обычно — (8 + Д5)<0,03. Для насоса,
изображённого на фиг. 136, Ь = 0,395, Q =
= 3,8 • 10~8 • п м*/сек или 2,27 • 10~3 л/мин
ftarctg
Y{ak + 2a + k -4- 1 -f a") {ak -f 2a — k — 1 — q2
d^k + 2a — k — 1 — a2
— arc cos
k -f-1
* He обеспечивают герметичного отделения напорной При Я = 5000 Q = 1,9 • 10 4 J«S/cejr, ИЛИ
камеры от приёмной. 11,35 л/мин. При выборе размеров насоса
Таблица 17
1
Тип
2B32
. 2B38
2B45
2B52
2B60
A
140
I5°
165
X75
200
В
IOO
110
JIO
125
160
Габариты роторных червячных
С
За
4О
4о
5°
6э
8о
D
6о
8о
8о
Ю5
но
125
Е
140
i<->5
I6-,
19 5
235
F
юо
I2.S
45
ibo
190
G
32
5°
5°
7°
8о
IOO
Н
но
135
168
i8o
240
2b3
I
70
80
80
QO
IOO
I2O
К
5°
5°
45
5°
8o
IOO
насосов
L
20
25
28
30
35
35
M
65
B.S
IOO
120
150
195
с циклоидальным профилем
N
i8
18
18
18
18
18
Q
14
15
15
17
20
22
R
2 4q
315
31;
351
400
48э
s
iq8
Й33
29 i
300
380
39O
T
447
548
6[2
°5i
780
870
и
65
7°
85
8o
J3°
130
X
6
8
8
10
10
10
Y
16.5
180
20Э
200
300
310
Z
IOO
125
160
ito
22 ,
25O
QO
no
20
m;
'05
ICO
A"
130
2 5°
28O
?4
39°
4JO
0"
I"
21,5
26
31
31

408
НАСОСЫ
[РАЗД. IV
пользуются методом последовательных при-
ближений. Ориентировочно выбирают D по
уравнению
D =
B—а)
Материалы рабочих органов топливных
насосов этого типа следующие: цилиндр (ста-
тор) и крышка — сталь; валы — высокоугле-
родистая сталь; червяки (посаженные тугой
посадкой на валы) — чугунные; шестерни (ше-
вронные) — чугунные; подшипники скольже-
уточняют t(zzO,84D), а также d. Затем по
точной формуле уточняют производительность.
Диаметры патрубков негер-
метичных червячных насосов
выбирают по допускаемым
Издала
Фиг. 136. Негерметичный насос самолетной гидро-
системы.
скоростям жидкости. Во всасывающих трубо-
проводах v « 1,2—1,3 Mjcen и напорных 2—
2,5 м1сек. При предварительной заливке допу-
Фиг. 137. Плоский производящий коловратный насос,
образующий негерметичный червячный насос.
скается высота всасывания 6 м для жидкостей
вязкостью 10° Е.
Габариты негерметичных червячных на-
сосов (топливных) в американском исполнении
даны в табл. 18 и на фиг. 139 вместе с пли-
той для электродвигателя л = 1150.
Фиг. 138. Осевое сечение негерметичного
червячного насоса.
ния — с бронзовыми запрессованными втул-
ками, смазывающиеся перекачиваемой жидко-
стью. Коэфициенты предела работоспособ-
ности Cq^> 1,06 и c'q > 1006.
Героторный червячный насос (фиг. 140),
появившийся в 1937 г., представляет собой
инверсированный пространственный коловрат-
ный героторный насос с внутренним зацепле-
нием. Инверсия заключается в останове замы-
кателя вместе со статором и вращении ротора
одновременно около двух центров, в результате
чего получается объёмный насос с одной
только вращающейся деталью. Плоская про-
изводящая коловратная система, дающая гео-
метрию, состоит из однозубой шестерни и
двузубого венца (героторный насос „один-
два", фиг. 141). Его геометрия определяется
диаметром ротора D, эксцентриситетом ОО' = е
или расстоянием между центрами дуг выточки
замыкателя 4е. Кинематика сводится к каче-
нию без скольжения двух цилиндров с цен-
Фиг. 139. Габариты и установочные размеры топливных
негерметичных червячных насосов.
трамп в О и О' и угловыми скоростями -к-
и св. Каждое сечение, перпендикулярное оси
вращения героторного червячного насоса,
представляет собой насос „один-два", находя-
щийся в различных углах поворота ротора.

ГЛ. VIII]
РОТОРНЫЕ НАСОСЫ
409
Габариты червячных негерметичных насосов
Таблица 18
Размер насоса
2
а1/.
3
3'4
з1/.
4
5
51/,
6
Диа-
метр
патруб-
ка
всасываю-
щего
я*
з"
3"
4"
4"
5"
5"
6"
напорного
2"
*/,'
3"
4"
4°
4"
4"
Мощность в Я
i
3
5
ю
5
2О
7,5
25
ю
3°
ю
4О
15
5О
15
6о.
2О
6о
А
835,03
9б5.2
12Об,5
I32O.8
1289,05
1517.65
1365.25
1638,3
1619,25
1754,2
1778
2°57,4
1920,88
2273,3
1933,58
2286
2022,48
2520,93
В
86о,93
939.8
Ш7,6
1Э7О
12об,5
1390,65
I3°8,i
1460,5
I5'o4i95
1682,75
1689,1
1905
1822,47
2101,85
1812,93
2092,33
1882,78
2124,08
С
266,7
444,5
52O.7
444.5
533,4
482,6
615-95
533i4
647,7
533,4
647.7
609,6
685,8
609,6
68,5,8
685,8
D
184,15
292,1
292,1
330.2
279.4
3«,55
ЗЗ0.2
330,2
381
806,4
806,4
806,4
Е
158,75
222,25
2б6,7
288,99
342,9
384>*8
412,85
425,45
438,15
F
292,1
395,24
439.74
457.2
579,44
692,15
754,об
754.об
774,7
G
254.23
3°4.8
342,9
415,93
342,9
492,13
396,88
5H.I8
415,93
5б1,98
415,93
587.38
454.ОЗ
669,93
454.оз
669,93
492,13
66p,93
Н
153,75
209,55
230,71
287,34
239.71
3^9,09
255-59
338.14
280,99
366,71
285,75
393,7
35O.84
43б>5б
300,04
433,15
3*7.5
438,15
I
132,35
177,8
196,85
222,25
241,3
273.O5
323,8j
336,55
368,3
к
Ю7.95
Ю1,6
127
IOI.6
184,15
*°7>95
165,1
,3
i6j,i
,3
165,1
177-8
177,8
177-8
L
247,65
273.05
279,4
304,8
293,45
381
336,55
385,35
355.6
40 j, 4
386,35
438,15
501,65
5Н.35
596,9
М
85.73
127
19°, 5
180,98
2О9,55
247,65
2эз,8
215,9
292,1
D
20,64
15,88
20,64
3L75
34,93
42,85
47,63
5°, 8
57-15
по в В по CD
Фиг. 140. Героторныи червячный насос-

410
НАСОСЫ
[РАЗД. IV
Ротор не только проворачивается в выточке за-
мыкателя, но и проскальзывает со скоростью
о> { — -^ е sin о j, где а = -^ t. Рабочие органы
червячного насоса изображены на фиг. 142.
Производительность героторного червяч-
ного насоса обусловливается его геометрией.
/ 2 s
Фиг. 141. Насос „один-два" и его кинематика: / — ротор;
2— замыкатель; 3 —статор; О— центр вращения замыка-
теля; О'—центр вращения ротора.
В различных рыночных насосах шаг* системы,
т. е. осевое перемещение точки касания за
один поворот ротора, Т = aD, где а = 3,1-^5,0;
коэфициент эксцентриситета Ъ = -j- = 0,38 ч-
4-0,72; превышение длины статора первой
ступени над шагом системы @,08 ~ 0,2) D;
длина шат> на L = mD, где тп = 6,75 —=— 11.
Фиг. 142. Рабочие органы героторного
червячного насоса.
Из-за того, что ротор совершает одновремен-
ное вращение с различными угловыми скоро-
стями около двух сдвинутых на е центров,
шатун описывает конус с образующей, равной
длине шатуна L, и радиусом основания конуса
2е. Крепления концов шатуна должны допу-
скать подобное движение, обладая свойствами
кардана. Геометрическая производительность
насоса определяется из уравнения
а диаметр ротора подбирается из уравнения
D = C,2 -ь 4,66) у—>
где Q = vF, v =
Этот насос двойного действия.
=~ D\
Характеристика насоса в большой мере
зависит от качества материала статора, дела-
ющегося обычно из каучука. При податливом,
статоре увеличение давления значительно уве-
личивает утечки (фиг. 143), уменьшая меха-
нические потери. Вакуум на приёмной линии
Q
"/сек
8,0
0,3
0,6
0.4
0,2
/
/
/
п
\
Л
\
\
го
7,5
7,0
60 80 100 120 Нмвод.ст.
Фиг. 143. Характеристика двухступенчатого героторного
червячного насоса.
также существенно влияет на к. п. д. и подачу
(фиг. 144). Двухступенчатые насосы с мало-
податливым статором работают с достаточно
высоким к. п. д. на напорах до 10,5 am для
малых размеров (диаметр напорного патрубка
3/4") и 11 am для крупных насосов (диаметр
71
' п=1500 Нвак = t, 4. 6м водст
п=2700 Нйпк=^м водст
— п=2700
\ = 6 м вод. cm
0,5
20
30
40 Им Ы.ст.
Фиг. 144. Характеристики всасывания двухступенчатого
героторного червячного насоса РСМ-В-4 (по опытам ВИГМ).
напорного патрубка 3"). При направлении
обоих патрубков вверх и применении байпаса;
открывающегося при пуске, насос становится
самовсасывающим и может дать вакуум до
8,25 м вод. ст. при малом значении т,с. Работа
на большом вакууме облегчается при большом
давлении нагнетания за счёт утечек. Влияние
давления нагнетания и всасывания на подачу
рыночного насоса РСМ образца В4 при п =
= 2800 и N = 3 л. с. дано в табл. 19. Подача
насосов иных образцов при напоре 30 м вод.
ст. и вакууме на всасывающей линии 8 м
вод. ст. дана в табл. 20. Габариты другого
образца героторных червячных насосов даны
на фиг.. 145 и в табл. 21, а их технические

ГЛ. VIII]
РОТОРНЫЕ НАСОСЫ
411
характеристики — в табл. 22. Насосы стойки
по отношению к абразивному износу, особенно
Вид по
2 стреме Z
Фиг. 145. Габариты и установочные размеры геро-
торных червячных насосов.
i
из-за качения одного рабочего органа по дру-
гому. I
Материалы рабочих органов героторных
червячных насосов следующие: статор— чаще
всего из каучука или эбонита, корпус — из
Таблица 19
Подача насоса образца РСМ-В4
Иес
о
4
б
8
0
ю, а
8,4
6,5
5,9
10
Ннаг
20
30
Подача в мЛ1сек
ю
8,о
6,4
5,55
9,8
7.8
6,2
5-2
9,5
7.6
6,о
4,8
40
9,2
7,4
5.8
—
Таблица 20
Подача героторных червячных насосов РСМ
Насос
Подача в м?\сек
п
N в л. с
0,420.71
1400 аЗоо
/
1,785
1400
°> 75
зЗоо
4ОО 28эо
2,2
4,8
28002800
1,5
чугуна или алюминия, морской или специаль-
ной бронзы (для насосов пищевой промышлен-
ности), ротор — из бронзы, алюминия, морской
или специальной бронзы. При абразивном из-
носе поверхность ротора азотируют. При пе-
рекачивании активных жидкостей — ротор
литой и сочленения защищаются упругими
плёнками или кожухами.
ШИБЕРНЫЕ НАСОСЫ
Шиберные насосы, равно как и поршень-
ковые с плоской кинематикой,, в,большинстве
сводятся к схеме, изображённой на фиг. 146, а.
Возвратно-поступательное перемещение пор-
СО
LCOCO
ш
X
2
в
л
а.
»
2
а.
о
и
э
2
s
с«
О
1
О
?
а
. а
-
о
ы
о
о
со
оде
ю
*4*
%
00
С!
СО
8
ел
7)
м
vo
ю
•л
VO
w
ю
м
ю
оо
СО
N
X
¦?-
¦ф
СО
00
§
ь°
00
со
с?
со
ON
¦ф
н
ю
ю
&
со
о
м
00
ю
*С0
ю
vf^
¦ф
8
ю
355
СО
CI
а3
S
ел
14
н
ы
VO
¦ф
с-
1^
м
ю
%
М
X
¦ф
?
со
8
¦о
0
ел
н
СО
ы
1П
?
В
ю
¦8
ы
оо
tie
оо
м i-i
М W
w t-t
со 'Ф
VC
с
'*•
* J
О Ю
4 M
J- ¦*
p **¦
- s-
t VO
V О
¦> io
*) >O
со
ю ю
vg1 vS°
n
1 %
a
X X
-ф •*
ft S.
о
0
о
w
s Os
(H
,_(
off
CO
2
CO
p?
PI
e?
n
м
O\
Os
ю
CO
s-
t-t
00
eT
%
CO
•-<
О
vS
со
с
n
P?
CO
PI
CO
I
IO
о
ел
00
VO
Ov
eS
VO
VO
CO
CO
¦Ф
PI
Ю
CO
CO
CO
X
CO
vo
ел
¦ф
со
CO
p?
CO
о
Ю
m
I
CO
p?
1O
«
со
oo
ел
r-
¦Ф
-Ф
1O
{2
CO
й
о
00
,n
Сл
о
со
о
PI
со
n
00
Os
88
00
со
X
со
VO
ел
•ф
оо
со
00
о
"'
г.
т
¦4"
5
Г*
Й
ю
VO
398
со
¦ф
1
рГ
-*
533
р)
s
>о
"*
•о
ел
о
ел
i-i
со
t—
со
ел
со
со
СО
X
со
ю
ел
со
со
с?
00
о
и,
t~-
О\
со
т
рГ
С4"
с?
ю
$
г-
$
00
с-
Р?
¦*
1О
ел
•о
VO
"
г»
$
со
ел
*о
ю
е?
н
СО
с?
со
со
t—
со
ел
88
00
со
X
со
VO
со
со
р?
со
Q
UJ
г-
ел
со
00
см
о
ю
vn
¦ф
ю
о
¦ф
v J
г»
IO
666
со
оо
со
00
о
VO
т
о
PJ
ел
ел
т5
ю
^*
со
til
со
СП
X
со
VO
со
ю
•8
ю
оо
00
1О
Г43
IO
со
PI
ю
Г"*
оо
ю
п
А
О\
п
ю
о
VO
г»
СГ
&
Pi
vo
w
%
о
03
0
CI
ел
ю
о?
т
-ф
ю
п
со
til
оо
со
X
СО
vo
со
'О
¦8
ю
со
со
т
%
ю
Г44
оо
ю
«
ел
534
Оч
со
О
vo
Р?
8
1
00
Щ.
р»
4i7
оо
т
"'
^.
Ю
ел
о
с^
00
00
ю
о5
я
vo
X
р?
а
со
vo
г-
VO
|-4
О\
ю
м
CI
VT)
и5
с?
со
ъ
со
vo1
^.
ю
1
м
Г4*
я
J?
р?
го
а
м
СО
III,
п
457
со
т
^.
ю
?¦
tH '
ел
IH
о
р?
со
„
«3
о
273
S
VO
X
р?
с5
V?
5=
VO
i-t
ел
ю
cS
VO
СО
с?
со
р|
о*
¦ф
о^
00
"ф
ю
я
о
W
0
м

412
НАСОСЫ
[РАЗД. IV
шеньков или шиберов около статора приме- ловки в неподвижной оси (например, насосы
няется в виде исключения на немногих образцах .Штурм").
специального назначения, а пространственные Подача шиберного регулируемого насоса
системы шиберных насосов не получили рас- в случае чётного числа лопаток
пространения из-за чрезмерных ускорений
(вызываемых ударами о направляющую] шибе- Q = 2В a>R2 e cos <p,
Технические характеристики героторных червячных насосов
Таблица 22
Основные па-
раметры
Число оборо-
Производи-
тельность в
л1мин......
Вес насоса в
кг .......
Вес насоса с
плитой и муф-
той в кг ...
2
175°
13.25
ю
6i
2-2
1725
14.39
12,7
33.5
3
1750
45.43
23.6
54-5
З'-З
1723
49,21
61,5
Размер
4
98,42
45
97
4-4
1725
«3.56
56
год
насоса
6
175°
303,83
i68
6—6
1725
314.19
9°. 5
188
6'
196,84
6 -6'
IIJO
204,41
10
1150
794,94
227
422
10-10
1150
810,08
290
506
ров, приводящих к разрушениям. Регулирова- где обозначение R и <р дано на фиг. 146.
ние подачи осуществляется изменением эксцен- Средняя подача
триситета eR. В этом случае направляющая 9 _ sin 3
статора 3 выполняется по окружности, что "<т> — za ш""е "~~^~ '
даёт неравномерную подачу и изменение за-
щемлённого объёма. Для нерегулируемых на- где р — половина угла между двумя сосед-
сосов направляющая статора может выпол- ними лопатками. Коэфициенты предельных
няться по иным кривым,обеспечивающим равно- моментов и равномерности подачи для чётного
а)
Фиг. 146. Кинематические схемы шиберных я поршеньковых насосов с плоскостной кинема-
тикой: а — обычная схема; Ь — обозначения; с— схема звездообразного насоса Ойл«Гир:
1 — ротор, 2 — шибер, 3 — статор.
мерность подачи, неизменность защемлённого
объёма и даже многократное действие (напри-
мер, шиберные насосы двойного действия).
Прижим шибера к статору осуществляется цен-
тробежными силами, подведением давления на-
гнетания под корень шибера, снабжением ши-
бера роликами, движущимися по направляю-
щим (например, насосы „Энор"), и в отдельных
неответственных экземплярах пружинами. За-
бор жидкости в большинстве случаев осуще-
ствляется через боковые окна, поворотом
которых можно регулировать подачу кинема-
тически нерегулируемых насосов. Забор
жидкости может производиться через свер-
и нечётного числа шиберов даны в табл. 11.
Изменение защемлённого объёма может иметь
место при 2^1 >.2fJ, где . 2^ — угол между
кромками напорного и приёмного окон. Харак-
тер изменения защемлённого объёма дан на
фиг. 118. Величина изменения защемлённого
объёма
Д V = 2BR* е — {\— cos
где ДC = 0'—-р и п — число лопаток.
График подачи с заштрихованной пло-
щадкой, изображающей величину защемлён-

ГЯ. VIII]
РОТОРНЫЕ НАСОСЫ
413
ного объёма, дан на фиг. 147. Подача при не-
чётном числе шиберов
Г / fi \ ft
2cos(<p — -?¦) cos^- —
~ e sin B«p — p) sin 3
Средняя подача не зависит от того, будетли
число шиберов чётным или нет. Применение
нечётного числа лопаток выравнивает подачу
Фиг. 147. График подачи шиберного насоса (заштрихована
величина изменения защемлённого объёма).
более чем в — раза. При применении тол-
стых шиберов величина подачи должна умно-
жаться на коэфициент
\2R iuP —
*~ VIR~kz'
где о — толщина шибера. При заданных габа-
ритах наибольшая подача имеет место при
Коэфициенты пределов работоспособно-
сти: cQ>4,68, cJJ> 0,297-106, с'м > 0,710 • 10«
и с^> 0,32-106.
Шиберный насос „Энор". Подача его
определяется из уравнения
~ + е-^8т
Таблица 23
Габариты шиберных насосов „Энор"
3
1
аба
'-
А
В
D
Н
J
К
L
М
Р
85
35
135
75
27
но
IOO
35
15°
75
95
15°
8j
37
135
IOO
40
160
90
но
155
9Э
37
13о
IOO
45
170
юз
125
i6o
до
37
135
Размеры
50
180
I2C
I40
165
9О
37
135

5°
185
Ю5
123
i8o
1О5
37
сч

55
195
I2O
143
1О5
42
158
насоса
со
135
55
215
120
147
2О5
120
42
182
СО
135
65
225
135
1б2
215
I2O
48
182
158
65
25O
135
165
240
14°
48
212
•5*
158
75
2бо
»55
185
250
140
55
212
LO
185
75
290
189
280
160
55
246
185
90
300
180
214
2QO
IOO
65
246
22O
90
34O
l8o
2l8
33°
185
65
295
(р=15 am) — в табл.24. Эти насосы допу-
скают кратковременную перегрузку до 30 am.
Коэфициенты пределов работоспособно-
сти: cQ> 1,51, Cq> 0,226-106, см > 0.53 . 106
и гд,> 0,25-106.
f
_i—_ Яш edb I/ sin —- cos —z ( 2 4- — е- cos2 —
я г Z Z \ 4 z
где b — ширина, a d — диаметр ролика.
Строятся эти насосы на подачи от 2,5 до
60 л. с. и давление 10—20 am. Насосы больших
размеров работают с л от 500 до 750 и малые —
с п = 1500 [1]. Величины эксцентриситетов —
ог 4 до 20 мм. Обычно (ei?)max — 3 -f
-\- -~ мм, где q — подача насоса в см^/об;
150
Фиг. 148. Габариты и установочные размеры насоса
„Энор".
Шиберный насос „Штурм" (фиг. 149).
Подача этого насоса без учёта объёмных
потерь определяется уравнением
Q = eR — [ВBuR - zl) + 4л bd].
Строятся эти насосы мощностью от 1,5 до
40 л. с. [I], давлением 15—20 am, n — от 500
в =
, где а — 1 — 0,75 для малых
0,6 {eR)
насосов и а = 0,75 для больших. Число шибе-
ров — от 7 до 16, а их толщина — от 8 до
15 мм. Диаметр ротора D = — I/ тгг^нт • Диа-
метр ролика или ползушки — от 15 до 20 мм,
а ширина — 10—15 мм.
Габариты насосов „Энор" даны на фиг. 148
и в табл. 23, а технические характеристики
Фиг. 149. Насос „Штурм".
до 1500, eR — от 2 до 15 мм. Обычно (eR)mKX =
= 2,5 + г^г мм, где q — подача насоса в
cm^jo6, В — от 40 до 75 мм, причём большее
значение для крупных насосов 2R = C -е- 5) В.

414
НАСОСЫ
[РАЗД. IV
Коэфициент предела работоспособности
cQ> 0,278.
Шиберный насос типа „Виккерс". Подача
этого насоса (фиг. 150) без учёта объёмных
потерь определяется уравнением
Q = В — -к [r\ — R\) — sec a (tf2 ~Ь Ri)
где /?2 и J?j — максимальный и минимальный
радиусы роторного кольца; а — угол наклона
шибера. Угол между кромками окон в боковых
щеках и профиль статорного кольца выби-
рают так, чтобы подача при двойном действии
была равномерной и не происходило измене-
ния защемлённого объёма. Изготовляются
Материалы при изготовлении насосов типа
„Виккерс" применяются следующие: корпус —
чугун СЧ-40, крышка — чугун СЧ-24, статор —
сталь ШХ15 (заменитель — сталь 9ХС),
шиберы — сталь РФ1, ротор — сталь 40Х, бо-
ковые диски — бронза ампко 16-18 (замени-
тель — чугун Нв= 150 — 200), вал — сталь 45.
Число шиберов — 12, угол наклонаa = 6-f-13°.
толщина 2—2,5 мм. Ширина ротора 20—40 мм.
Скорость жидкости в окнах 2,5—3 м/сек [1J.
К. п. д. достигается до 0,^3 при 20 - 30 am и
падает при дальнейшем повышения давления.
Коэфициенты пределов работоспособности;
cQ > 1,01, с'н > 0,684 • 106, с'м > 1,44 • 106
c)J> 0,684-103.
Таблица 24
Технические характеристики шиберных насосов „Энор-
Модель JS
Вес в кг
N в л. с . . . .
л............
Q в л/сек
8
6,4
1440
3.2
го
6,63
I44O
3-34
1
12
8,75
144°
4.375
17,
14
io,8
1440
5-4
IV,
1б
12,88
I44O
6,44
2
19
12,5
123°
6,25
22
15.4
1230
7.52
о
29
17.5
IIOO
8-75
3\'«
32
20,7
поз
ю.35
4
45
25.о
920
",5
4' 4
5°
З^.о
92O
15
5
1
7°
35-°
757
17.5
8о
44,6
757
22,3
6
ПО
5°.°
б32
25
нескольких типоразмеров. Внутри каждого
производительность меняется сменой статор-
ного кольца.
Габариты отечественных насосов типа
„Виккерс" даны на фиг. 151 и в табл. 25.
по Я В
ПОРШЕНЬКОВЫЕ НАСОСЫ
Поршеньковые насосы в СССР изгото-
вляются в ограниченном числе образцов.
В частности, в станочной промышленности
изготовляется для гидрофицирован-
ных станков насос с плоскостной
кинематикой типа „Ойл-Гир" [4].
Другой -широко распространённый
тип насоса (тип „Лауф-Тома"), осно-
ванный на кинематической схеме
фиг. 146. #, в которой шибер заменён
поршеньком, изображён на фиг. 152.
Строились насосы также по схеме,
изображённой на фиг. 146, в.
Насос типа „Лауф-Тома". Подача
этого насоса при чётном числе пор-
шеньков определяется уравнением
Q =
cos (<р -
sin
Фиг. 150. Насос типа „Виккерс".
Тип ПГ-140Б при 65 am строится на подачи
12, 18, 25 и 35 jijmuh и тип ПГ-141Б —на 53,
70 и 100 ajmuh. Строился насос ПГ-142 на
150 и 250 л/мин.
где / — плоцадь поршенька. Средняя,
подача определяется уравнением
QcD ~~ . р
В силу идентичности схем шиберного и
поршенькового насосов их коэфициенты пре-
Габариты советских шиберных насосов
Таблица 25
Тип
насоса
ПП40Б . .
ПГМ1Б . .
»45
i8o
24
42
___
6
2О
122
15°
__;,
18
22
1б7
217
3=
51
219
278
'¦О
15°
8о
IOO
а;
20С
30С
Q-
55
70
сГ
77
9°
140
Н
4°
49
а.
45
75
152
2 92
С
I2O
1бо
..
16
2О
44
5°
146
i8o
а,
НО
140
'о
18
20
Незьба
трубная
3/,"
d,
3U"

ГЛ. VIII)
РОТОРНЫЕ НАСОСЫ
415
Таблица 26
Габариты поршеньковых насосов типа „Лауф-Тома"
Модель
ЕТ4 ....
ЕТ18 . . .
ЕТ40 . . .
ЕТ80 . . .
ЕТ1С0. . .
ЕТ325. . .
ЕТ460. . .
ЕТ660. . .
ЕТ880. . .
ЕТ125О . .
А
237
Збо
51б
523
643
72Э
835
IO2O
1028
4
В
до
но
ЧЪ
15°
1бэ
2O5
235
3°°
32O
37°
С
98
177
2б1
2б8
ЗЗо
356
428
483
494
. 534
D
220
276
Збэ
420
42Э
52Э
640
72Э
78о
88э
Е
176
240
296
348
398
475
528
58°
662
7Ю
F
и8
15°
195
230
275
ззб
39=>
423
468
5O2
О
196
246
32 J
376
37Э
47°
58о
66о
7Ю
8ю
Н
66
8о
ю5
1с6
но
155
175
240
»5°
Зэо
J
9
и
17
i8
23
23
23
25
25
25
К
IO
20
25
3°
33
3°
4о
4°
42
45
L
3°
бо
00
9°
I2O
12
130
15°
15^
1бэ
М
14
2.5
34
34
40
55
65
75
8з
9-э
О
5
8
ю
IO
12
1б
18
23
24
24
Р
95
128
1б,5
20 Э
230
27О
323
Збо
4ю
45O
Q
i84
246
320
395
445
525
630
72D
800
875
R
95
98
13°
165
180
215
248
295
335
37°
S
60
90
130
136
144
160
170
170
224
226
дельных моментов и равномерности подачи оди-
наковы. При нечётном числе поршеньков подача
Q = /to eRR
COS ф ^-
— eR
cos B? -
4sinp
мерное вращение наклонной шайбы (Q ф const).
Связь между угловыми скоростями подчи-
няется уравнению
ш =Q
COS^f
cos2 ф -+- cos2 T sin Ф'
z+1
при нахождении в напорной части —^— пор-
шеньков и
где 7 — угол наклона шайбы; ф — угол пово-
рота шайбы. Основная причина неравномер-
ности подачи насосов этого типа заключается
в неравномерности 9. Для обеспечения посто-
янства О. применяется двойной кардан
Таблица 27
при нахождении в напорной части
2—1
пор-
шеньков.
Габариты поршеньковых насосов типа
„Лауф-Тома" даны на фиг. 153 и в табл. 26.
Технические характеристики даны в табл. 27.
Коэф щиенты пределов работоспособности:
cQ > 0,762, c'q > 0,61 • 106, см > 0,96 • 106
и с^>о,45-10*.
Поршеньковые насосы с пространствен-
ной кинематикой (так называемые насосы с
наклонной шайбой) чаще всего выполняются
с карданным приводом на наклонную шайбу
и жёстким приводом на цилиндровый блок.
Изменение производительности осуществляется
изменением наклона шайбы. При равномерном
вращении вала со = const имеет место неравно-
Технические характеристики
поршеньковых насо-
сов типа „Лауф-Тома"
Модель
ЕТ4
ЕТ18
ЕТ40
ЕТ80
ЕТ160
¦ Е I 325
ЕТ46О
ЕТ660
ETS80
ЕТ1250
Вес
в кг
2О
45
15°
2IO
325
55о
8оо
1050
15°°
,ное
ро-
Максималь
число обо]
тов л в ми
нуту
IOOO
IOOO
IOOO
iooo
IOOO
75°
75°
75°
боо
5°°
а
Нормально
давление в с
бо
бо
75
75
75
75
75
75
75
75
g 5 о
Допускаем
кратковре*
ное давлен
в ати
IOO
IOO
140
140
140
140
140
140
140
140
Со
о, oi8
0,04
0,08
0,16
0,325
0,460
0,660
0,880
1,25
Таблица 28
Модель
ВОЗ
В 05
В-07
В-1
В-2
В i
в-з'/8
В-4
В-7
Габариты и
А
4/6
476
476
5Н
57°
57°
679
679
1448
-
В
279
279
279
324
349
349
432
432
737
С
267
2б7
267
3.8
33^
33°
4о6
406
889
некоторые
D
IO2
IO2
IO2
"9-5
J33
133
171
371
381
Е
ic8
ю8
ю8
127
139
139
173
173
395
технические характеристики насосов
F
121
121
I2.I
I4O
го6
156
190
190
33°
G
79,4
79-4
79-4
8д
ГА
7б
121
121
254
н
89
89
89
58
in
m
149
!49
178
L
235
23)
235
21б
241
241
292
292
66о
р
64
64
64
73
86
86
-5
-5
235
S
22
22
22
29
35
35
38
38
89
Z
•/«"
3U"
'U"
Т."
1'4"
1'/4"
2"
2"
4"
„Вест"
Чисю
оборо-
тов п
°
1150
И5°
900
goo
до~>
9оо
goo
боэ
ГТодаr i я
в л\сек
о, 235
о, 39°
Of 55°
0,904
1,85
2,9
4,1
5,46
18,5
Мощность
при Р=63,5
ати
2,4
4,о
5,6
8,3
17.i
абO
40,5
5^.5
192-5

416
НАСОСЫ
[РАЗД. IV
Фиг.
151. Габариты и установочные размеры насосов
типа „Виккерс".
Фиг. 154. Конструкция двойного кардана (внизу схемы
двойного и ординарного кардана).
Фиг. 152. Поршеньковый насос „Лауф-Тома".
Фиг. 153. Габариты и установочные размеры насоса Фиг. 155. Габариты и установочные размеры насоса
„Лауф-Тома". „Вест".

ГЛ. VIII]
РОТОРНЫЕ НАСОСЫ
417
Фиг. 156. Насос У323 завода „Станкзконсгрукция
Фиг. 157. Насос „Сандстренд"
27 Том 12

418
НАСОСЫ
[РАЗД. IV
(фиг. 154). При z нечётном и z чётном, но
— нечётном Qmax будет при Qmax и Qmiu при
Qmin. При z и у чётном Qmin будет при Pmin и
Qmax ПРИ Q. СДВИНУТОМ НЭ р ОТ Qmax.
Подача насоса
=: С9.
sin
где С = Я/7 sin 7; # — радиус окружности цен-
тров плунжерков; F — площадь сечения пор-
шенька; k — очередной номер поршенька, на-
ходящегося в напорной области. При z чётном
sin
COS (<p —
sin ,3
равна
При нечётном числе поршеньков эта сумма
(¦-4-)
cos
2sinT
Величина средней подачи
определяется выражением -~- wRF tg 7. Спо-
собы выравнивания подачи помимо примене-
ния двойного кардана заключаются в неравно-
мерном расположении цилиндров по окружно-
сти центров, в применении цилиндров различ-
ных диаметров и в размещении цилиндров на
различных радиусах.
Цилиндровый блок выполняется из мягкого
металла (например, бронза ампко твёрдо-
стью по Бринелю 180—270), а упорнорас-
пределительный диск должен быть твёрдым
(например, сталь 20Х, твёрдость /?с =58—62,
цементация 0,8 — 1,0 мм, старение нагревом
до 120—140° С в течение 24 час). В бронзовом
цилиндровом блоке напряжения (по Ляме) от
давления нагнетания не должны превышать
300 кг\см^, а в стальном — 400 кг/см2. Окруж-
ные скорости на трущихся торцовых поверх-
ностях не должны превышать 8 м/сек (спе-
циальные бронзы позволяют повышать эту
величину до 10 м/сек), а напряжения смятия—
35 кг/см2. Средние скорости поршенька до-
ходят до 4 м/сек-.
Габариты и технические характеристики
насосов яВест" приведены на фиг. 155 и в
табл. 28. Имеется модель на давление 127 am.
Эти насосы обладают высоким значением
объёмного к. п. д. Коэфициент предела рабо-
тоспособности Cq^> 1,24.
Коэфициенты пределов работоспособности
поршеньковых насосов „Виккерс": Cq > 2,1,
c"q> 1,47-106, с^>3,2-106 и Сдг > 1,58 • 106.
Поршеньковый насос У323 завода „Станко-
конетрукция" [8] (фиг. 156) упрощённой кон-
струкции без кардана применяется для по-
лучения весьма малых (до 13 л/мин) регули-
руемых расходов при малой абсолютной вели-
чине утечек (до 0,15 л/мин). Работает при
п < 1200.
Инверсированные поршеньковые на-
сосы с пространственной кинематикой (тяго-
теющие к роторным, но не роторные) приме-
няются для получения регулируемых расходов

ГЛ. VIII]
РОТОРНЫЕ НАСОСЫ
419
с большим давлением при малых абсолютных
величинах утечек. Инверсия обычно заклю-
чается в останове цилиндрового блока (ротора),
что требует либо применения клапанов для
каждого цилиндра, либо вращающегося эксцен-
трикового золотника. На фиг. 157 изображён
насос „Сандстренд" первого типа [9]. Он
строится на производительность 4,1—
70,5 л1мин, давление 68 am и п = 1140. Объём-
ный к. п. д. при /? = 68 am и вязкости 3° Е
колеблется в пределах 0,96—0,98.
Насосы второго типа (фиг. 158) имеют
аналогичные параметры.
ЛИТЕРАТУРА И ИСТОЧНИКИ
1. Б а ш т а Т. М., Основы расчёта и выбор гидравли-
ческого привода, ЭНИМС. М. 1937.
2. Б с р г Г., Поршневые, крыльчатые и ротационные
насосы, ГНТИ, 1931.
3. В е и н и г Ф„ Поток относительно лопаток турбома-
шины в приложении к теории осевых машин, Лейп-
циг 1935.
4. 3 а й ч е н к о И. 3 , Гидравлическое оборудование
современных металлорежущих станков, Машгиз, 1945.
5. Отт А. А., Насосы, ОНТИ, 1937.
6. Отчёт Всесоюзного института гидромашиностроения,
№ ПН-13, 194-4.
7. Опытные данные по материалам гидравлической ла-
боратории им. проф. И. И. Куколевского при МВТУ.
8. П р о к о ф ь е в В. Н., Исследование насоса с на-
клонной шайбой, обладающего бесконечно длинными
шатунами, диссертация, МВТУ, 1940.
9 Прокофьев В. Н., О равномерности возвратно-
поступательного движения," осуществляемого с по-
мощью гидроцилиндров, МЕТУ, 1945.
10. Производство оборудования для крекинг-установок
в Америке, ОНТИ, 1938.
11. С к л а д н е в Г. В., Метод расчёта винтовых насосов.
Сборник статей по гидротурбинам и насосам, ВИГМ
№ 11, 1940.
12. Ш а л ь н е в В. Г., Механические прессы, Маш-
гиз, 1946.
13. Щ е г о л е в И. С, Поршневые насосы, ГНТИ, 1931.
14. В е г 1 Е., Chemische Ingenieur Technik.
15. fcdwardsC, The Association of Engineering & Ship-
building Draughtsmen, Session 1940-1941.
16. Kraus s, Untersuchung Selbststatiger Putnpenventile
und deren Einwlrkung auf den Pumpengang Forsch.
Arb. № 9. H. 233, 1920.
17. M u 11 e r Ernst, Hydraulische Schmiedepressen und
Kraftwasser-Anlagen, Berlin 1939.
18. Matthiesson Fuclislocher, Die Pum'pen, Berlin, 1943.
19. Nickel F. Frank., Direct-acting steam pumps, New
York 1923.
20. Note sur ies pompes a vis helicoidales. Bullet, ttchn.
du Bureau Veritas, VUI, 1936.
21. Standarts of the Hydraulic Institute.
22. Versuche fiber das Verhalten von Dichtungen, Eorsch-
ung, № 6, 1934.

Глава IX
ГИДРАВЛИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ
ОПРЕДЕЛЕНИЯ, ОБОЗНАЧЕНИЯ
И КЛАССИФИКАЦИЯ
Гидравлической передачей на-
зывается механизм, в котором по крайней
мере одно из звеньев является жидкостью.
По назначению различают гидросило-
вые передачи (устройства, осуществляющие
трансформацию и передачу энергии) и системы
управления и автоматики, осуществляющие
трансформацию и передачу движения.
По принципу действия основных
(приёмных и отдающих) органов гидропере-
дачи бывают объёмными, динамическими и
смешанными —волновыми (например, пере-
дача Константинеско или гидропульсационные
испытательные машины).
По кинематическим свойствам
основных органов гидропередачи разделяются
на вращательные, возвратно-поступатель-
ные и пульсационные, В качестве приёмных
и отдающих органов чаще всего применяют
роторные гидромашины, используемые как
насосы или гидромоторы,либо гидроцилиндры,
осуществляющие возвратно-поступательное
или периодическое поворачивающее дви-
жение.
Жёсткость первого рода [14] оце-
нивает влияние преодолеваемого усилия (или
момента) на скорость отдающих рабочих ор-
ганов
т - ~др
Jv~~ dv'
Обратная величина называется гибкостью.
Малая жёсткость обеспечивает автоматичность
гидропередачи, заключающейся в уменьшении
скорости при возрастании сопротивления.
В гидропередачах вращения точное согласова-
ние движения датчика и приёмника возможно
лишь при бесконечно большой жёсткости.
Жёсткость второго рода оцени-
вает влияние преодолеваемого усилия (или мо-
мента) на перемещение отдающих рабочих ор-
ганов.
Т =
дР
ds '
Оценка гидропередачи управления, уста-
навливающей рабочий орган в должное поло-
жение по величине 7s, обязательна.
Tv являе!ся динамической, a Ts — стати-
ческой характеристикой гидропередачи,и при
конечных значениях Tv и Ts гидропередача
относится к разряду статически неопредели-
мых систем.
Прозрачностью механизма на-
зывают частную производную от нагрузки на
ведущем звене по нагрузке на ведомом
дМд
П =
дМг
Ранг механизма определяется числом
показателей режима, которые должны быть
заданы для того, чтобы все остальные пока-
затели режима были однозначно определён*
ными. Каждый режим работы механизма ха-
рактеризуется определёнными показателями
режима, причём кинематическими показа-
телями режима являются перемещения звеньев
(или скорости) механизма, а нагрузочными —
моменты (или усилия), нагружающие эти
звенья. Наибольшее распространение имеют
механизмы второго ранга, которые зачастую
составляются из механизмов более высоких
рангов (см., например, гидромеханические пе-
редачи, стр. 469). Каждый механизм устана-
вливает связь между показателями режима
в виде уравнений связи. Если механизм уста-
навливает связь между показателями режима
в виде системы из k независимых уравнений,
а число показателей режима m (гп^> k), то этот
механизм будет m—k ранга и для того, чтобы
все показатели режима были однозначно опре-
делёнными, необходимо задать m—k показа-
телей режима. При задании m—k показателей
режима необходимо следить за тем, чтобы
в любом уравнении связи содержался по край-
ней мере один показатель режима, не являю-
щийся заданным.
Статически Определимым меха-
низмом называется такой, в котором кине-
матические показатели режима не зависят
от нагрузочных. В этом случае уравнения
связи, устанавливаемые механизмом между
показателями режима, распадаются на две
системы, одна из которых, являясь изолиро-
ванной, содержит все кинематические пока-
затели режима.
Статически неопределимым ме-
ханизмом называется такой, в котором
кинематические показатели режимов зависят
от нагрузочных. В этом случае уравнения
связи, устанавливаемые механизмом между
показателями режимов, образуют систему.
Такой механизм обладает гибкостью, т. е.
приспособлением кинематических показателей
режимов к нагрузочным (это свойство часто
называют автоматичностью) и может обладать

ГЛ. IX]
РАБОЧИЕ ЖИДКОСТИ, ТРУБОПРОВОДЫ И СПЕЦИАЛЬНЫЕ УСТРОЙСТВА
421
.непрозрачностью". Иначе говоря, изменение
нагрузки на ведомом звене может не из-
менять нагрузку на ведущем звене.
Ввиду сложности коммуникаций в гидра-
влических системах применяют их схема-
тическое изображение. Принятые при этом
условные обозначения приведены в табл. 1.
РАБОЧИЕ ЖИДКОСТИ, ТРУБОПРОВОДЫ
И СПЕЦИАЛЬНЫЕ УСТРОЙСТВА
Рабочая жидкость должна смачи-
вать трущиеся поверхности, создавая масло-
плёночную опору, предохранять трущиеся по-
верхности от разрушения и не препятствовать
осуществлению рабочего процесса системы. Для
этого рабочая жидкость должна: 1) быть одно-
родной и смачивать трущиеся поверхности;
2) обладать достаточной, но не чрезмерной вяз-
костью; 3) предохранять от коррозии, сопроти-
вляться окислению и образованию отложений;
4) не ухудшать работы близрасположенных
опор; 5) не замерзать и не слишком густеть от
понижения температуры в условиях эксплоата-
ции. В качестве рабочей жидкости применяют
минеральные и растительные масла, а также
смеси глицерина со спиртом или водой. Эти
смеси не обладают способностью создавать
масло-плёночные опоры. Контроль емачивае-
мости осуществляется прибором Дельница —
Вегенера. Смачиваемость минеральных масел
повышают добавлением специальных присадок
(органические соединения, содержащие серу
и хлор). Чем ближе температура вспышки
к температуре воспламенения, тем более одно-
родна рабочая жидкость и меньше способность
к выделению паров и загустению после про-
должительной эксплоатации. Нефтепродукты
не должны содержать асфальтов, золы, тягу-
чих и твёрдых загрязнений и считаются ней-
тральными, если кислотность, выраженная
в граммах серного ангидрида, < 0,01. При нали-
чии асфальтов нефтепродукты быстро густеют
и окисляются. Для машинных и веретённых
масел допускается 3—40/0 асфальтов и около
0,01о/0 золы. При выборе рабочей жидкости
следует иметь в виду, что повышение смачи-
ваемости, особенно добавлением присадок, по-
вышает работоспособность гидромашин, но
увеличивает опасность засорения малых щелей
(дроссели). Объёмные гидропередачи чаще
всего работают на минеральном масле с вяз-
костью от 3 до 5° Е при 50° С. На низких тем-
пературах применяют минеральное масло с вяз-
костью в 2° Е при 50° С, растительное или
смеси глицерина с водой или спиртом. Гидро-
динамические передачи эксплоатируются на
менее вязких жидкостях, так как основные
рабочие органы имеют опоры, работающие
в более лёгких условиях. Обычно используются
масла с вязкостью 2—4°Е при 50° С. В Герма-
нии для автомобильных гидропередач приме-
няются масла с вязкостью 3,8° Е при 20° С и
в США — смеси керосина (95%) с минераль-
ным маслом. Такие смеси вне зависимости от
сорта минерального масла обладают примерно
одной и той же вязкостью [13], соответствую-
щей вязкости дизельного топлива. Также ис-
пользуется вода с антикоррозионными прибав-
ками при специальной смазке опор.
Арматура и трубопроводы для
гидравлических механизмов собственных стан-
Таблица 1
Условные обозначения
Способ изображения
-t*J-
-tk-
^
—<w)—
ю.
Наименование элемента
гидропередачи
Два независимых трубо-
провода
Два соединяющихся (на-
пример, тройником) трубо-
провода
Задвижка, кран, нерегу-
лируемый дроссель или
золотник, открывающие
или перекрывающие трубо-
провод (золотники, соеди-
няющие трубопроводы в
различных комбинациях,
изображаются иначе — см.
10)
Группа задвижек, кранов
или золотников, одновре-
менно открывающих или
перекрывающих трубопро-
воды
Регулируемый дроссель
(регулируемое местное со-
противление !
Двухступенчатый регу-
лируемый дроссель
Обратный клапан
Предохранительный или
переливной клапан
Клапан специального на-
значения. Обычно функции
специального клапана под-
лежат отдельномуописанию
для каждой конструкции.
возможно произвольно
большое число как кон-
струкций, так и принципов
действия этих клапанов
Золотник, соединяющий
трубопроводы в различных
комбинациях. Так, напри-
мер, в одном положении
соединяются трубопроводы
1 -1-2 и 3 -+ 4, ав другом
1->Зи 2 -+ 4. Эти» поло-
жени) обозначаются:
1 — 2 1-3
3—4 и 2—4

422
ГИДРАВЛИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ
[РАЗД. IV
Продолжение табл. 1
Продолжение табл. 1
Способ изображения
11. [
12.
13.
14.
15.
16.
17.
18.
19.
! 20.
?
f
Наименование элемента
гидропередачи
Гидроцилиндр двойного
действия
Односторонний гидроци-
линдр
Фильтр
Нерегулируемая объём-
ная гидромашина (насос
или гидромотор)
Объёмная гидромашина
с однозначным (без ревер-
са по расходу для насоса
и оборотам для гидромо-
тора) регулированием
Объёмная гидромашиш
с двухзначным регулиро-
ванием
Нерегулируемая объём-
ная гидромашина. Такое
изображение применяется
тогда, когда необходимо
выявить положение вала
Объёмнгя гидромашина
с однозначным регулирова-
нием
Объёмная гидро.машина
с двухзначным регулирова-
нием
Агрегатный насос, пред-
ставляющий собой два спа-
ренных насоса — обычно
один нерегулируемый боль-
шой производительности
на меньшее давление и
второй—регулируемый ма-
лой производительности
на большее давление. Пи-
тание второго насоса осу-
ществляется из напорной
линии первого
Способ изображения
Наименование элемента
гидропередачи
21
у///////////////////.
22.
23-
24.
25.
26.
У//У//////////////Л
27.
28.
29.
зо.
зз.
34.
А\з]_
М 2\
Гидропередача врата-
тельного движения
Электромотор
Бак
Термометр
Манометр пружинный
Манометр жидкостный
Аккумулятор
Трёхзвенный диферен-
циал
Опорный трёхзвенный
диференциал
Демпфер
Упругое звено механизма
Следящий механизм
Баллон со сжатым воз-
духом
Реле времени

ГЛ. IX)
РАБОЧИЕ ЖИДКОСТИ, ТРУБОПРОВОДЫ И СПЕЦИАЛЬНЫЕ УСТРОЙСТВА
423
дартов не имеют. Для давлений до 20 am можно
пользоваться стандартами на автотракторную
соединительную арматуру (ОСТ 20061-38—
20097-38), предназначенную для соединения
масляных, топливных, водяных и воздушных
трубопроводов диаметром от 3,5 до \0мм. При
изготовлении подобной арматуры обязательно
должна обеспечиваться взаимозаменяемость
деталей, а изделия из чёрных металлов предо-
храняются от коррозии защитным покрытием.
При проверке резьбы Бриггса необходимо сле~
дить за допуском: плюс-минус одна нитка по
приёмному калибру. Стальные бесшовные
ОСТ
трубы могут быть взяты по отлает 4190 (для
автотракторной промышленности). Трубы из ка-
чественной углеродистой стали окрашиваются
по торцам: марка 10 — в белый цвет. 20—
зелёный, 30 — жёлтый, 35 — жёлтый и 45—
ОСТ
розовый по цц-тп 7123. Трубы из легирован-
ной стали окрашиваются с торцов в зелёный
цвет и снабжаются окрашенной полосой: для
марки 15Х — синей, 20Х — зелёной, 40 X — белой
ОСТ
по 77^=^7124. Для давлений более 20 am сле-
пК 111
дует использовать авиационные фитинги (ГОСТ
551-41 —570-41). Для давлений более 100 am
арматуру изготовляют по специальному заказу.
Для труб диаметром 20 мм и более можно
пользоваться нормалями станкостроения.
Бен зо- и маслостойкие шланги
используются при монтаже труднодоступных
систем, а также для соединения перемещаю-
щихся или вибрирующих друг около друга
узлов. Шланги не должны перекручиваться,
число поворотов следует делать минимальным
Фиг. 1. Концевые соединения гибких шлангов.
с большими радиусами кривизны. Удобно в по-
левых условиях концевое соединение Аргус
(фиг. \,а). Конец шланга ввёртывается доот-
каза в муфту 1 и затем зажимается ввёртыва-
нием распорного конуса 2, снабжённого накид-
ной гайкой. Другой вариант концевого соеди-
нения показан на фиг. 1,6.
Самозапирающиеся муфты по-
зволяют демонтировать гидросистему без
опорожнения при герметичном запирании кон-
цов трубопроводов. На фиг. 2, а вверху по-
казана подобная муфта в свёрнутом положе-
нии и внизу — при развёртке. Такая конструк-
ция ставится на трубопроводы диаметром
~^\0мм. На меньшие диаметры используются
шариковые конструкции (фиг. 2, б).
В а н т у з ы применяются для выпуска воз-
духа из наиболее высоко расположенных мест
По 3 равнорасполоЖенных
отдерстия .
Фиг. 2. Самозапирающиеся муфты: 1 — корпус; 2— запи-
рающий клапан; 3 — развальцованное седло клапана;
4 — кольцевое седло клапана; 5—замок; 6 — запрессован-
ная мягкая шайба; 7—накидная гайка.
объёма рабочей жидкости. На фиг. 3, а показана
конструкция, используемая на высокие давле-
ния. При отвёртывании болта воздух проры-
вается через выфре-
зерованную дорожку.
Сферическая поверх-
ность заменяется ко-
нической при давле-
Фиг. 3. Вантузы.
ниях в несколько сотен атмосфер. На
средние давления устанавливают шариковую
конструкцию (фиг. 3,6). На низкие давления
вантузы заменяют обыкновенными краниками.

424
ГИДРАВЛИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ
[РАЗД. SV
В гидроцилиндрах иногда для выпуска воздуха
применяют постоянно открытую длинную тон-
кую трубку, через которую вытекают масло и
скапливающийся воздух. Размеры трубки под-
бирают так, чтобы утечки существенно не от-
ражались на рабочем процессе.
Магнитная пробка ввёртывается
в стенку сборного бака для удаления продук-
тов износа деталей из чёрного металла. Уста-
навливается при неизбежных износах, напри-
мер, в коробках перемены передач, спаренных
с силовыми гидропередачами. Конструкция
магнитной пробки автомобильной гидродина-
мической трансмиссии показана на фиг. 4.
Фиг. 4. Магнитная пробка.
Аварийный клапан (фиг. 5) уста-
навливается для включения аварийного насоса.
При нормальной работе подача от основного
насоса осуществляется в направлении, показан-
ном стрелками (фиг. 5). Аварийный насос под-
ключается снизу; при его включении клапан
поднимается, изолируя магистраль основного
насоса.
Гидравлический цилиндр для осу-
ществления возвратно-поступательного движе-
ния в гидрофицированных станках изображён
на фиг. 6, а. Утечки в цилиндрах по нормам
1940 г. [18] допускались при давлении 60 am:
при диаметре в мм . 6j 9°
утечки в см*1ман . . не выше з 5
I2O
8
Величина утечек зависит от положения
поршня в цилиндре и прогрессивно возрастает
с увеличением давления. Для приближённых
расчётов принимают линейный законна давле-
ния <; 60 am. При движении поршня слева на-
право связь между давлением нагнетания и
слива подчиняется уравнению
где Р — сила в кг; F — площадь поршня; т —
диференциал цилиндра, равный -=—y,f—пло-
щадь сечения штока; t\ — к. п. д. цилиндра,
равный 0,85—0,99 [3J. При движении справа
налево связь межз.у давлением нагнетания и
слива подчиняется уравнению
Рн р
У С т^ .
m rt\
Большим давлениям соответствуют высокие
значения г\. Чаще всего m = 2, что при Q = const
даёт возможность получать одинаковые скоро-
сти движения поршня в обоих направлениях.
Для хода вправо напорная линия соединяется
с обоими каналами, для хода влево — лишь
с правым, левый работает на слив. Входные
каналы делаются только сверху. Уплотнения
цилиндров—кольцевые. Для предупреждения
удара поршня о стенку служат специальные
тормозные устройства, построенные по прин-
ципу дросселирования (фиг. 6, б). Они при-
меняются для гидросистем, не требующих
жёсткости первого рода, а также при больших
скоростях поршня. Пример гидроцилиндра
(давление до 106 am), переставляющего приём-
ный агрегат, показан на фиг. 6, б и в табл. 2.
Такие гидроцилиндры для фиксации поршня
в любом желаемом положении нуждаются
в гидравлическом замке (см. ниже).При необхо-
димости фиксации поршня гидро-
цилиндра в крайних положениях
применяют шариковые замки
(фиг. 6, г). В крайнем левом поло-
жении шарик / запирает поршень
|30]. Для перевода поршня в край-
нее правое положение рабочая
жидкость подаётся в отверстие 2
(сливаясь через отверстие 13),
отжима-ет клапан 3 влево и осво-
бождает шарик /. Перемещение
поршня вправо сдвинет сигнали-
затор 6, опустит шарик 4, вклю-
чит электрический контакт5и за-
жжёт лампочку на щите управления. В крайнем
левом положении сигнализатор 7, перемещаясь
вправо вместе с клапаном 10, поднимет ша
рик 8 и включит электрический контакт 9.
После подъёма шарика 11 в кольцо 12 кла-
пан/0 под воздействием пружины возвратится
влево и закроет пор-
шень. Слив будет про-
исходить через отвер-
стие 2.
Гидравличе-
ский замок [30]
применяется для фик-
сации поршня в лю-
бом заданном поло-
жении (фиг. 7). От-
верстия / и 3 соеди-
нены с питающими
магистралями, а 2 и
4—с полостями гидро-
цилиндра. Подача ра-
бочей жидкости в от-
верстие / сместит
вправо поршень 5, ко-
торый откроет для
слива клапан 7. Повы-
шенное давление от-
кроет клапан 6 и со-
единит отверстия 2п/.
Фиг- 5. Аварийный клапан.
Прекращение пода-
чи рабочей жидкости
сбросит давление в
отверстие 2, возвратит поршень 5 в среднее
положение, закроет клапаны 6 и 7 и зафикси-
рует положение поршня. Клапаны 8 и 9 явля-
ются предохранительными.
ДРОССЕЛИ
Дроссель — устройство, специально уста-
навливаемое для создания потерь напора; дрос-
сели бывают регулируемые и нерегулируемые.

ГЛ. IX]
РАБОЧИЕ ЖИДКОСТИ, ТРУБОПРОВОДЫ И СПЕЦИАЛЬНЫЕ УСТРОЙСТВА
425
Фиг. 6. Гидрощшыдры. .

426
ГИДРАВЛИЧЕСКИЕ П ЕРЕДАЧИ
[РАЗД. IV
Характеристикой дросселя на-
зывается закономерность изменения расхода че-
рез дроссель при изменении перепада Ар: Q =
= КАра. Для нерегулируемых дросселей харак-
теристика изображается полем Q — Ар с кри-
выми, соответствующими постоянной вязкости.
сели, в которых основную долю потерь со-
ставляют потери на удар (форма, приближаю-
щаяся к отверстию с острой кромкой), имеют
значение а, близкое к 0,5 и не зависящее от Ар.
На фиг. 9, а показан такой дроссель. Регули-
ровка осуществляется изменением открытия
Таблица 2
Типо-
размер
3
4
1 5
6
7
1 8
ю
' 12
В
19. о5
25.4O
Зв!ю
44.45
5о,8э
63,50
76,20
Н
6,35
9.525
9-525
12,70
12,7О
19. °5
25.4°
25.40
R
6,35
9.525
12,70
19>°5
19.°5
22,225
28,575
S
3.175
6,35
9.525
12,70
15.875
25.4°
31.75
Габариты
V
14,288
19.05
28!575
28,575
33.338
42,863
47.625
7
15
15
19
22
25
34
41
гидроцилиндров в мм
W
.938
.875
•875
.о5
,225
.4
.925
.275
X
Ю7.95
119,063
127
141,288
147,638
i8o,975
200,025
223,838
у-
Is"—
V
1U"—
3/8"—
1 л"—
1/а"—
'*
Р
27 NPT
27 NPT
i8 NPT
18 NPT
18 NPT
14 NPT
14 NPT
14 NPT
Резьба
T
1 / ft _ 28
^/e"—^4
Va" - 2Э
3/4"-l6
3'4" —16
7'8"-l6
l'/8"—12
l'/4"—12
NF-3
NF—j
NF-3
NF-3
NF-3
NF-3
N—3
N-3
Для регулируемых дросселей получающееся
множество полей исключает подобный способ
изображения, и поэтому прибегают к универ-
сальной характеристике дросселя [16], изобра-
Фиг. 7. Гидравлический замок.
жающей a—/(Ig/Q. Ha фиг. 8 показан вид
универсальной характеристики и способ поль-
зования ею.
Форма дросселя существенно влияет
на вид универсальной характеристики. Дрос-
Й Igk; (gQ
Фиг. 8. Универсальная характеристика дросселя. На O'F
отложены величины О'О • lgAp для различных Др. Из
точки А соответственно заданному Q строится AD парал-
лельно лучу в левой части чертежа в зависимости от
значения Ар. Точка встречи D прямой с универсальной
характеристикой а — f (lg К) даёт значение а = BD = ОС
и lg К = О В = CD, а значит, и величину К.
щели путём опускания поршенька. Если же
наибольший удельный вес составляют потери
на трение струек из-за узости канала дрос-
селирующего отверстия (большая длина при
малом гидравличе-
ском радиусе живого
сечения), то величина
а увеличивается, при-
ближаясь к 1, а иногда
и превосходя её. В та-
ком случае может про-
изойти расслоение
универсальной харак-
теристики на несколь-
ко ограниченных по-
лей, которое затруд-
нит пользование. На
фиг. 9, б показан та-
кой дроссель. Регули-
ровка осуществляется
поворотом поршенька
с эксцентричной вы-
точкой, чем изменя-
ются длина и форма дросселирующего канала
(на чертеже дроссель изображён в открытом
состоянии). В эксплоатации обычно важны
дроссели с малыми значениями а; поэтому по-
следние дроссели применяются редко. Различ-
ные дросселирующие щели с их универсаль-
ными характеристиками показаны на фиг. 10
и 11. Из этих щелей могут составляться дрос-
сели с желаемой универсальной характери-
стикой.
Жёсткостью дросселя называют
обратную величину от —— = аКАра ~ г = tg %,
иначе жёсткость дросселя есть котангенс угла
наклона касательной к характеристике дроссе-
ля с горизонтальной осью (ось lg Q или lg К).
Засоряемость дросселя — следствие
преобразований, происходящих при протекании
минерального масла под большими перепадами
через узкие щели. В таких случаях трудно
получить постоянный малый расход. Для умень-
шения засоряемости устанавливают ряд после-
довательно соединённых дросселей. Следует
также применять на магистрали фильтр с от-
верстиями много меньшими, нежели отверстия

ГЛ. IX]
ДРОССЕЛИ
427
Q Л/мин =Н(йРпт)
Линия постоянного открытия
. Характеристика дросселя
при вязкости 15°Е
'Характеристика дросселя
при вязкости 3°Е
- Линия постоянного открытия
0,05 0,07 0,1
0,2 0,3 О А 0,5 0,7 К
а.1
0,05 007 0,1
0,2 0J ОА Й5 0,7 1,0 2ft К
61
Фиг. 9. Универсальные характеристики дросселей Эксцелло: а — диафрагменный дроссель; б— эксцентриковый
дроссель.
Фиг. 10. Универсальные
характеристики щелей.
5 6 8 10 20 30 40 К
Re от 1,89 до 539
0,2 0J 0,4 0,5 0,6 0,8 W 1.2 1,41.6 2 2,5 3 4 5 6 7 8 910 12 14 16 20 И

428
ГИДРАВЛИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ
[РАЗД. IV
а
1,4
1,3
1,2
1,0
0,9
r8
0,7
0,6
0,5
0,4
OJ
0,2
0,1
"V.
ч
Глицерин с водой
¦—
—
-
—.
ч.
Q^hek.cM = K(Apamf
\.
¦ —
1
1
ч
А
<
¦¦ *-.
32
i.
J
1
¦»
•с
f
1
L
^=
I
J,/ 0,15 0,2 0,3 0,4 0,5 0,6 0,8 1 *,5 2 3 <• 5 6 7 8 910 15 20 30 W 50 К
а)
or
1,0
0,9
0.8
0,7
\
1
0е
у.
1—,
Re от 2.25 до 785
¦%*
к
555,
¦~~,
4i
Jf
S
%
4
1
у
4
r-
Глицерин
с водой
к.
\
^?
к
V
Тч
1
04 0,5 0,6 0,8 1 1,4 2 3 it 5 6 8 10 14 20
Si
Г"П 1 Re m из до 250 ,
I Масло
1 '¦
1
1
Re от 1,78 до560
»^
Щрат)а
X
»
0,4 0,5 0,6 0,7 1,0 1,4 2,0 3,0 4,0 5,0 7,0 К 8 10 14 20 30 40 50 70 <00 К
' в) г)
Фиг. П. Универсальные характеристики щелей.

ГЛ.IX]
ДРОССЕЛИ
429
дросселя. Характеристику дросселя необходимо
снимать с тем фильтром, с которым он рабо-
тает в эксплоатации. Растительные масла и
особенно смеси глицерина со спиртом практи-
чески засорения не дают, если рабочая жид-
кость не загрязняется инородными включе-
ниями.
Многоступенчатые дроссели при-
меняют при недопустимости засорения и жела-
нии понизить величину а. На фиг. 12 показан
подобный регулирующий дроссель (а = 0,615),
состоящий из пакета дисков толщиной 1 мм,
в которых просверлено по одному отверстию
диаметром 1 мм. Регулировка осуществляется
опусканием пакета.
Двухступенчатый регулируе-
мый дроссель используется в различных
системах автоматики, а также при осуществле-
нии следящих систем,
не обладающих ста-
тической жёсткостью
(фиг. 13). Датчиком
является золотник 1,
перемещение кото-
рого перекрывает от-
верстие 2 и открывает
отверстие 3. Питаю-
щий насос поддержи-
вает постоянное да-
вление в напорной ли-
нии, которое дроссе-
лируется в отверстиях
2 и 3. Каждому поло-
жению золотника при
заданной вязкости ра-
бочей жидкости и да-
влении рн, создавае-
мом насосом,соответ-
ствует своё давление
рх в камере золотника,
которое через маги-
страль 4 перемещает
поршень приёмного
сервомотора. Переме-
щение поршня этой системы зависит от силы
сопротивления. Характеристикой двухступен-
чатого регулируемого дросселя называют урав-
нение
Рх=/(Х),
где X—перемещение золотника.
Характеристика двухступенча-
того регулируемого дросселя дол-
жна определяться экспериментально. При про-
ектировании нового двухступенчатого регули-
руемого дросселя можно получать желаемые
характеристики, используя универсальные ха-
рактеристики дросселирующих щелей. На
фиг. 14, а показан дроссель в исходном поло-
жении (Рх = Рс ПРИ Х = 0). Перемещение зо-
лотника будет менять
при одинаковых расходах через каждое окно.
Открытие напорного окна на величину а даст
открытие другого на величину а' = S — а.
На универсальную характеристику выбранной
щели наносятся кривые равных открытий
(фиг. 14, б). Задаваясь различными расходами Q,
строят be в соответствии с выбранным откры-
тием, проводят О а (| be и получают Ьр для
каждого заданного открытия. Получаемые та-
Фиг. 12. Многоступенчатый
регулируемый дроссель.
ким образом характеристики щелей строятся
в осях координат Q — Д/> (фиг. 14, в) с указа-
нием величины открытия (со штрихом для
сливного окна и без штриха для напорного).
Пунктирная кривая, проходящая через точки
встречи характеристик окон с открытиями
а'
1, даёт Q = f(px)- Числовые значе-
-4-
S ' 5
ния открытия напорного окна дают величины
Фиг. 13. Следящий механизм, не обладающий статической
жёсткостью.
X = Sa, что позволяет построить внизу
(фиг. 14, в) характеристику дросселя px=f (X).
Диференцируя кривую рх =/(JQ, можно полу-
чить кривую -J~=f(X), с помощью которой
ох
оценивают устойчивость режимов работы
систем.
Влияние изменения расстояния
между поршнями золотника на
характеристику двухступенчато-
го регулируемого дросселя видно
из фиг. 15. Для нормальной системы характе-
ристика показана на фиг. 15, а. Раздвижение
поршней золотника требует при построении
кривой Q=f(px) брать точки встречи харак-
ТерИСТИК С ОТКРЫТИЯМИ
а а'
О п.1
(на фиг. 15, б -?г +-сг = 0,9), чем изменяется
о о
характеристика дросселя и заваливается вправо
кривая Q = f{px)- Рабочий ход золотника
увеличивается меньше, нежели раздвигаются
поршни за счёт увеличения нерабочей части
хода. При сближении поршней -~-
. а'
-j- -^- —
кривая Q=f(px) заваливается
влево. Приближённо можно подсчитывать ма-
ксимальный расход как расход через на-
половину открытое напорное окно, находя-
щееся под перепадом [ 1,5 ^—J (рн — рс).
Ошибка при подсчёте Qmax обычно не превы-
шает 20%, поэтому питающий насос подби-
рают на расход l,2Qrnax. На фиг. 15, г для
сравнения показана характеристика односту-
пенчатого дросселя, полученная при различ-
ных Q питающего насоса. С увеличением Q
возрастает рабочий ход [ часть полного хода,
обладающая достаточным значением з^)-

430
ГИДРАВЛИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ
[РАЗД.
Фиг. 14. Построение характеристики двухступенчатого регулируемого дросселя.
Фиг. 15. Сравнение характеристик двухступенчатых регулируемых дросселей.

ГЛ. IX]
ДРОССЕЛИ
431
Двухступенчатый регулируе-
мый дроссель с центробежным ре-
гуляторам (фиг. 16, а) позволяет полу-
чать регулируемое давление/^в виде функции
угловой скорости «. Величина регулируемого
давления будет
GR о
где G — вес золотника; R — радиус располо-
жения центра тяжести золотника;/1 — разность
площадей поршней золотника.
Устойчивость работы системы (способность
возвращаться к равновесному положению при
Фиг. 16. Редукционный клапан, действующий от центро-
бежного регулятора.
случайных отклонениях) обусловливается не-
дРх^
равенством
gF
, которое и устанавли-
вает рабочую область системы (фиг. 16, б).
Редукционный клапан с регу-
лируемым давлением рх, соста-
вляющим постоянную долю от ре-
гулирующего давления рн, осуще-
ствляется при помощи двухступенчатого ре-
плируемого дросселя (фиг. 17, а). Уравнение
работы системы рх = kpH, причём
...
F&-
Система обладает устойчивостью при F%-\-
Редукционный клапан с реду-
цированным давлением, изменяю-
Фиг. 17. Редукционный клапан.
шимся пропорционально перемещениюдатчика,
также осуществляется с помощью двухступен-
чатого регулируемого дросселя (фиг. 18, а).
Золотник находится под воздействием усилию
пружины
и гидростатического давления
где Qo — предварительная затяжка пружины;
С — коэфициент, определяющий упругие свой-
ства пружины; у — перемещение рычага дат-
чика; X— перемещение золотника; F — актив-
ная площадь золотника. Равновесное поло-
жение золотника возможно при Q = Р. При
а > 0 (фиг. 18, б) равновесие золотника устой-
чиво, а его движение определяется уравне-
нием
Ж
дХ
dt
где G — вес золотника и а — коэфициент, оце-
нивающий силу жидкостного трения, препят-
ствующую перемещению золотника. Золотник
колеблется как тело того же веса, подвешен-
ное на пружине с большей жёсткостью, нежели
жёсткость пружины редукционного клапана.
При Q<0 (фиг. 18, в) одновременно оба окна
Фиг. 18. Редукционный клапан с вибрирующим золот-
ником.
открытыми не могут быть. При А">0 откры-
вается напорное окно, при 0^>Х^> — а оба
окна закрыты и при Х<С — а открывается
сливное окно при закрытом напорном. Уравне-
ние движения золотника будет
G д*Х
дХ
причём
при
^R"=,Q0-~CX-pcF приХ<-а.
В промежуточных положениях
— a) R = R', если золотник движется влево
после того, как X было положительным
г) V
(-5- < 0), и /?", если золотник движется вправо
после того, как X было меньше — а (~^г > 0 V

432
ГИДРАВЛИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ
[РАЗД. IV
Золотник при я <". О не может быть в равнове-
сии и должен совершать незатухающие колеба-
ния (автоколебания), являясь гидравлическим
вибратором из-за переменности величины R.
Для уменьшения амплитуды выполняют системы
с а или очень малым, или равным 0. В послед-
нем случае золотник работает на границе само-
возбуждения и может использоваться в ка-
честве гидравлического вибратора, уменьшаю-
щего действующие силы трения, препятствую-
щие перестановке элементов системы управле-
ния. В рассмотренной системе (фиг. 18, а) рх
колеблется около среднего значения редуци-
Qcp
рованного давления рр = [рх)ср = —=-. Так как
Qcp пропорционально перемещению рычага
датчика .у, то {рх)ср пропорционально^.
СПЕЦИАЛЬНЫЕ ГИДРОСИСТЕМЫ
Следящий механизм собратной
связью (фиг. 19, а) обладает статической
жёсткостью и положение приёмных органов
зависит только от установки датчика. Баллер
нец рычага обратной связи из точки Сне пере-
местится в С, возвращая тем самым конец
рычага регулировки главного насоса из А'
в А, что обращает в 0 подачу насбса. Давле-
ние в прессах ограничивается двумя предохра-
нительными клапанами обычной конструкции
или одним специальной конструкции (фиг. 20).
Повышение давления в магистрали 1 по сравне-
нию с 2 перебросит золотник 3 вверх и рабо-
чая полость А предохранительного клапана
соединится с магистралью /. При мгновенном
повышении и спаде давления клапан не успеет
сработать, а при продолжительном превыше-
нии давления обе магистрали соединятся. При
установке подобной системы на крайне вы-
сокие давления предохранительный клапан
делается диференциальным. Гибкое звено за-
щищает насос от импульсивных нагрузок, свя-
занных с ударами волны о руль. При исполь-
зовании нереверсивных насосов (обладающих
литражом только одного знака) используется
схема, показанная на фиг. 19, б. Смещение при
помощи дистанционного следящего механизма
точки В в В' устанавливает золотник в положе-
1-2
ние . , соединяющее насос с правым гидро-
а)
Фиг. 19. Схемы следящих систем с обратными связями.
руля судна управляется двумя прессами. Для
перестановки баллера руля дистанционное
управление перемещает точку В качающегося
рычага в положение В', а значит, конец А
рычага регулировки главного насоса в положе-
ние А', что заставит насос подавать рабочую
жидкость в правый пресс, переставляя баллер
руля в новое положение до тех пор, пока ко-
цилиндром, и по мере поворота баллера руля
точка С перемещается в С, а значит, А' — в А
и золотник устанавливается в нейтральное
положение. В подобных системах большой мощ-
ности используется автоматическое ограниче-
ние мощности насоса, а при малой мощности
устанавливается нерегулируемый насос с пе-
реливным клапаном.

ГЛ. IX)
СПЕЦИАЛЬНЫЕ ГИДРОСИСТЕМЫ
433
Автоматическое ограничение
мощности, потребляемой насосом, осуще-
ствляется системой, схема которой изображена
на фиг. 21, а. Увеличение давления в маги-
страли, соединённой с гидроцилиндром 1, сме-
стит рычаг регулировки литража насоса, сжи-
мая при этом пружину 3. Статическое равно-
весие поршня определяется давлением в гидро-
цилиндре, усилием, создаваемым пружиной 3,
2-я магистраль
где С — коэфициент мощности (см. стр. 398);
е — относительный эксцентриситет насоса;
Ар — перепад давления, примерно равный давле-
нию р в напорной магистрали; п — число обо-
ротов; г\м — механический к. п. д.; а — коэфи-
циент, характеризующий жёсткость пружины
(усилие пружины равно ае-^-^-Ъ );b' = b+Ap —
приведённый натяг пружины; Ь — предвари-
1-я магистраль
Фиг. 20. Специальный предохранительный клапан.
и реакцией перестанавливающего усилия X,
которое представляет собой разрывную функ-
цию угла поворота ротора, почему система и
нуждается в демп-
фере 2 (фиг. 21, а).
Обычно демпфер
выполняется вну-
три корпуса насо-
са и необходимая
степень демпфиро-
вания выбирается
экспериментально
подбором соответ-
ствующего дрос-
селя. Подобная си-
стема не обеспечи-
вает постоянства
снимаемой с дви-
гателя мощности, перегружая его в среднем
участке изменения давления. Мощность, по-
требляемая насосом, определяется из уравне-
ния
N=CeApn —= С'~—?- =—— • —р: • — —
"Чм 2-т)Л aD f]M аи ч\м
Фиг. 21. Схемы автоматической
разгрузки насоса.
-j- сАр,
Фиг. 22. Насос с автоматической разгрузкой.
тельный натяг пружины; ± АР —сопротивление
перемещению поршня; D—характерный размер
насоса. График N~f(p) при п = const пока-
зан на фиг. 21, tf. Задаваясь размером гидро-
цилиндра F и мощностью насоса при макси-
мальном давлении ра
можно получить параметры пружины
\,__ IFfa к*, ,//W/'-eWl _ 2FPa
где индекс с относится к режиму с максималь-
ной мощностью
V
с и .
а индекс а — к режиму с максимальным давле-
нием. Относительная нечувствительность си-
стемы
АР
/V,
max мс
,26*
6
Ра
Р
Автоматическое охолощение
насоса, питающего систему с аккумулято-
ром, осуществляется при помощи специаль-
ного клапана (фиг. 23). Насос питает через
аккумулятор основную магистраль 4. Пол-
ностью заряжённому аккумулятору соответ-
ствует самое большое давление в магистрали 3,
поднимающее поршень 5, который своим што-
ком поднимает клапан 6 и охолащивает насос
соединением магистралей 1 и 2.
Дистанционное управление при
помощи систем, не обладающих статической
жёсткостью, может осуществляться в виде
однотрубной системы (фиг. 24, а). Исполнитель-
ным органом является гидроцилиндр, одна из
28 Том 12

434
ГИДРАВЛИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ
[РАЗД. IV
полостей которого через двухступенчатый
регулируемый дроссель соединена с питающим
насосом, а вторая — с аккумулятором. При
двухтрубной системе можно использовать
гидроцилиндр с замком для фиксации поршня
Дистанционное управление
сохолощением питаю их его насоса
может быть осуществлено с кнопочным упра-
влением (фиг. 25). При выбитых золотниках 7
1 9—5!
и 8 имеет место соединени
жающее насос. Утопление
1—2—3
5-6
соединение
разгру-
золотника 8 даёг
перемещающее поршень
гидроцилиндра вправо доотказа, после чего
из-за повысившегося давления насос через
предохранительный клапан и магистраль 4
выбьет золотник. При утоплении золотника 7
имеет место соединение
3-5
, перемещаю-
Фиг. 23. Система автоматического охолощения насоса.
в желательном положении. Вполне следящие
(статически определимые) системы вне зави-
симости от расстояний и преодолеваемых уси-
лий могут быть осуществлены при помощи
регулируемых на-
сосов (фиг. 24, о). |
Две роторные
гидромашины при-
водятся во враще-
ние от электродви-
гателей с постоян-
ными числами обо-
щее поршень гидроцилиндра вправо доотказа,
после чего по тем же причинам насос охоло-
щается. Гидрэцилиндр такой системы снаб-
жается замком (см. стр. 424). Для предупре-
ждения преждевременного выбивания золотни-
ков устанавливаются стопоры 9 и 10.
Реле времени производит необходи-
мые операции управления через заданный про-
межуток времени. На фиг. 26, а показано реле
времени с ручным управлением, применяемое
при переводе поршня гидроцилиндра из одного
положения в другое. При утоплении клапана 3
магистрали 1 и 2 разъединяются, пока усилие
пружины не перегонит жидкость через канал 5
и регулируемый дроссель 4. Заполнение осво-
Фиг. 24. Схемы дистанционных управлений.
ротоз. Одна из гидромашин является дат-
чиком (устанавливается желаемый угол -\ на-
клонной шайбы\ а вторая — приёмником,
причём
где D\ и Dz—характерные размеры гидро-
машин, а л, и п2 — их обороты. Всякое от-
клонение угла поворота наклонной шайбы
от ¦»¦„ приведёт к разности давлений в маги-
стралях, которая, воздействуя на сервомотор,
установит должное значение -уз* Колебание
перестановочного усилия на наклонной шайбе
приёмника требует установки специальных
демпферов.
бождающегося слева объёма при утоплении
клапана 3 происходит через обратный кла-
пан 6. Схема включения реле времени пока-
зана на фиг. 26, б. При открытом клапане
магистрали 5 и 6 соединены, разгружая пита-
тельный насос. Утопление клапана реле вре-
мени разъединяет эти магистрали и в зави-
симости от позиции золотника ]о~з или 9II41
поршень гидроцилиндра перемещается влево
или вправо. Если за время сработки реле вре-
мени поршень гидроцилиндра не достигнет
нужного положения, то следует вторично уто-
пить клапан реле времени.
Расчёт реле времени производится
по универсальной характеристике регулируе-

ГЛ. IX]
ГИДРОПЕРЕДАЧИ ВОЗВРАТНО-ПОСТУПАТЕЛЬНОГО ДВИЖЕНИЯ
435
мого дросселя реле времени. В соответствии со
свойствами рабочей жидкости и условиями эк-
сплоатации отмечается (штриховка на фиг. 26, в)
рабочая область. Строится вниз ось lg t, на
й OA ]t Обё
которой откладывается
= ]gt
min
g
Объём
жидкости, пережимаемой через дроссель, будет
Фиг. 25. Дистанционная система с кмопочнымуправлением.
V= , где S — рабочий ход, F — площадь
и т — диференциал поршня (см. стр. 424). На
оси lg К через точку В (эта ось в одном и
том же масштабе даёт величины К, V и Q),
изображающую V, проводится под углом 135°
к оси абсцисс прямая ВБЛ; точка Б встречи
этой прямой с горизонталью АБ даёт рас-
ход через дроссель Q (lg Q = Of). Перепад
в дросселе определяется уравнением равно-
весия клапана
.— 1
ГИДРОПЕРЕДАЧИ ВОЗВРАТНО-
ПОСТУПАТЕЛЬНОГО ДВИЖЕНИЯ
Системы с регулируемыми на-
сосами (фиг. 27, а) подачи применяются
при больших мощностях. Ход влево при уста-
нове
1—3
2—4|
а вправо —
, 2 • За счёт дифе-
ренциала цилиндра т (стр. 424) при одном и
том же литраже насоса скорость движения
поршня влево в т раз больше скорости
вправо. Для получения одинаковых ско-
ростей в обе стороны (например, для хо-
нинг-станков) применяют золотник с устано-
вами: для хода влево
1—3—-!
2—2
1—3
2-4
для хода вправо
Для получения большей скорости
холостого хода применяют схему с агрегатным
насосом (фиг. 27, б). Рабочий ход — вправо
(большая активная площадь и большая жёст-
кость подачи) с положением золотника h_^_(
и работой регулируемого насоса. Холостой
ход влево * осуществляется нерегулируемым
насосом большой производительности при
i о 5 !
установе золотника иЦод!'
Характеристика скорости поршня предста-
вляет собой график изменения скорости в виде
функции передаваемого усилия
v-
где Q — дозируемый расход; ^—активная
площадь поршня со стороны дозируемого
расхода; Р — передаваемое усилие; ср (Р) — ха-
где Р — усилие пружины; рн и рс — давление
нагнетания и слива. Строится отрезок ОН
так, чтобы ОН = 00' -lg kp, и ему
параллельная прямая ГД, точка
tgK.tgV,!
в)
Фиг. 26. Реле времени.
встречи которой с нужной кривой вязкости
даёт необходимое открытие. При работе на
иной вязкости рабочей жидкости строят
ИК || ДГ, опускают вертикаль КЛ и прово-
дят горизонталь ЛМ. Тогда OM = \gt' даёт
новое время сработки реле. При использова-
нии слабых пружин и больших ходов Р не
является постоянным за время хода и рас-
чёт ведут по среднему значению усилия Рср
и по соответствующему ему перепаду &рср
(соответствующий луч будет ОС вместо ОН).
рактеристика утечек (расход утечек как функ-
ция передаваемого усилия).
Жёсткость подачи — производная от пере-
даваемого усилия по скорости поршня с об-
ратным знаком
dP
_ __ — Ct& "VL " /""*
dv & Yy (P) '
где т. — характеристический угол. Гибкость
характеристики подачи — величина, обратная

436
ГИДРАВЛИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ
[РАЗД. IV
жёсткости. Повышение равномерности ско-
рости поршня достигается уменьшением 2<р' (Р)
и увеличением F. Приращение скорости порш-
й)
Фиг. 27. Схемы с регулируемыми насосами.
ня при конечных (в расчётах обычно пре-
дельных) изменениях Р будет
а неравномерность скорости поршня оцени-
вается величиной относительного изменения
скорости
где
Q
Циркуляционные (к о р о# т к о з а м к-
нутые) схемы обладают несколько мень-
шей жёсткостью подачи (из-за больших рабо-
чих давлений), но предупреждают попадание
воздуха в систему, а значит, и кавитацию.
Двухсторонний шток обеспечивает одинаковые
скорости обоих ходов (фиг. 28, а), а утечки ком-
пенсируются вспомогательным нерегулируе-
мым насосом, ограничивающим минимальное
давление в системе за счёт регулировки пере-
ливного клапана. Двухсторонний шток может
быть заменён дополнительным односторонним
цилиндром (фиг. 28, б), активная площадь поршня
которого равна площади сечения штока основ-
ного цилиндра. Перемена направления движе-
ния осуществляется золотником или измене-
нием знака подачи насоса. Два обратных
клапана допускают пользование одним предо-
хранительным на основных магистралях. Влия-
ние утечек на равномерность скорости поршня
показано на фиг, 28, в.
Схема с дозировкой расхода
слива (фиг. 28, г) при помощи регулируе-
мого перепускающего насоса, число оборотов
которого поддерживается приводным электро-
двигателем, мало меняет жёсткость системы.
Хотя знак утечек в цилиндре (фиг. 28, д)
меняется, но при прочих равных условиях
уклон характеристики скорости поршня
остаётся тем же. Использование нерегулируе-
мого насоса вызывается разными (за счёт
объёма штока) расходами отдающей и приём-
ной магистралей. Схема пригодна для систем
с небольшими мощностями и относительно
большими скоростями поршня.
Схема Цинциннати с дозирующим
перепускным насосом (фиг. 29, а) используется
на большие мощности благодаря понижению/?*
с падением нагрузки Р на поршень. Вместо
переливного клапана (фиг. 28, г) установлен
редукционный клапан, принцип устройства
которого показан на фиг. 29, б, а полная
схема системы — на фиг. 29, в. Условие равно-
весия клапана подчиняется уравнению
где РПр — усилие, созданное пружиной. Усло-
вие равновесия поршня (стр. 424) совместно
с этим уравнением даёт связь между нагруз-
кой на поршень Р и давлениями рн и рс.
Увеличение рн приводит к падению рс, что и
уменьшает утечки в распределительном
устройстве по сравнению с предыдущими
системами. Часто встречаемое утверждение о
д)
Фиг. 28. Циркуляционные схемы утечки: 1 — в цилиндре;
2 — в распределительном устройстве; 3 — в насосе.
независимости рс от Р [2, 7, 27] неверно.
Работа системы обеспечивается следующими
установами золотника: рабочий ход влево
3—5
6-4
2—1
, рабочий ход вправо
ход влево
2-6
5—1
3—4
2-5
6-1
3-4
3—6
5-4
2—1
холостой
и холостой ход вправо
. Таким образом, третий нерегулируемый

ГЛ. IX]
ГИДРОПЕРЕДАЧИ ВОЗВРАТНО-ПОСТУПАТЕЛЬНОГО ДВИЖЕНИЯ
437
насос обслуживает быстрые холостые хода и
обеспечивает принудительное питание второго
нерегулируемого насоса. Два насоса, а иногда
и все три, выполняются в виде одного агрегата.
Предел применения регулиру-
емых насосов устанавливается суммарны-
ми утечками системы, наибольшая доля кото-
движения в обратную сторону; 2) установка
дросселя на магистрали с большим расходом
уменьшает опасность засорения.
Одновременное удовлетворение обоих тре-
бований даёт также и наиболее жёсткую
с точки зрения равномерности подачи харак-
теристику системы.
рых падает на насос. Приме-
нение рассмотренных схем ста-
новится невозможным при при-
ближении
б)
v Q
к единице. При заданной ве-
личине v рост F увеличивает
Q, снижая одновременно 8. Числитель может
быть уменьшен применением герметичных на-
сосов, к которым относятся пространствен-
ные поршеньковые насосы с наклонной шай-
бой, как, например, насосы завода „Станко-
конструкция" (стр. 417, фиг. 156) или на-
сос „Сандстренд" (стр. 418, фиг. 158). В таких
насосах при рн=60 am утечки могут достигать
100—150 см^/мин. Пределом применения регу-
лируемых насосов являются дозируемые рас-
ходы, равные утечкам в системе. Для увели-
чения равномерности подачи применяют дрос-
сельные методы регулирования при нерегули-
руемых насосах.
Схемы с дроссельным регули-
рованием (фиг. 30) используются для осу-
ществления малых скоростей в системах с
небольшой мощностью. Идея системы заклю-
чается в том, что изменение Р меняет пере-
пад на дросселе, характеристика которого
подбирается так, чтобы расход через него
менялся меньше, чем в схемах с регули-
руемыми насосами. Это достигается примене-
нием дросселей и малыми значениями а
(стр. 426), тогда как о для утечек в системе
с регулируемым насосом близко к единице.
В схемах с дроссельным регулированием
ббльшая часть расхода нерегулируемого на-
соса перепускается через переливной клапан,
поддерживающий постоянное давление.
Место установки дросселя обу-
словливается двумя соображениями: 1) уста-
новка дросселя на сливной линии обеспечивает
двухстороннюю жёсткость системы, иначе из-
менение знака Р значительно увеличит скорость
Фиг. 29. Схема Цинциннати.
Характеристика системы (фиг.
30, в) — график, изображающий изменение V
(скорость подачи), рн и рс в функции усилия
подачи Р. При малой рабочей площади поршня
(фиг. 30, а) связь между рн и рс подчиняется
уравнению
Рн_ _ Р
в противном случае (фиг. 30, 6)
В первом случае рс изображается прямой
АЕ, а во втором — прямой А К, потому что
рн = const благодаря сработке переливного
клапана. Линейная связь между Р и рс по-
зволяет построить вторую шкалу рс с напра-
влением, обратным шкале Р. Скорость
поршня V пропорциональна дозируемому рас-
ходу Q, а перепад в дросселе — рс, поэтому
нанесение на график характеристики дросселя
ABC даст характеристику скорости V = f (P).
Пунктирная прямая ограничивает рабочую
область системы СВ. Чем меньше а и чем
больше (рс)rain, тем более равномерна подача.
Однако, увеличивая рс (перепад, под которым
работает дроссель), повышают опасность за-
сорения. Установка вместо дросселя регули-
руемого насоса с расходом, равным утечкам
в системе, обращает кривую СВ в пря-
мую DB.

438
ГИДРАВЛИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ
[РАЗД. IV
Место установки дросселя существенно
влияет на жёсткость системы. Для первой
системы (фиг. 30, а) уравнения состояния
Количественная оценка целесообразности пер-
вой схемы определяется соотношениями
-*.).—%
Qx =
1
— рс1 = ^— — + \J{pH
ЛГ.
= ctg x1 — жёсткость характеристики
дросселя (фиг. 31). Меньшее значение а даёт
более жёсткую характеристику, поэтому для
систем с дроссельным регулированием следует
выбирать дроссели с характеристикой, при-
Допустимость односторонней жёсткости си-
стемы позволяет переставить дроссель со
сливной линии на напорную (фиг. 32, а),
однако опасность засорения дросселя при
этом увеличивается, а жёсткость падает. Урав-
'. = т F ?1,
з т
нения состояния: Vs~-
го
причём
тЯзиРс\— ——--¦> так как
а)
Фиг. 30. Схема и характеристика дроссельного регулирования.
ближающейся к характеристике идеального при одинаковых значениях F, iq и т дозируе-
квадратического дросселя. Для второй системы мый расход через дроссель и перепад, под
(фиг. ЗО,б) уравнения состояния которым он находится, возрастает в т раз.
т
dJP3 = r F_
dv2 T® nfi dQ2 '
Преимущества первой схемы заключаются
в большей жёсткости характеристики скорости
Фиг. за. системы с дроссельным регулированием.
Перестановка дросселя во второй системе
(фиг. 30, б) улучшает работу системы, хотя
условия работы хуже условий первой системы
(фиг. 30, а). Уравнения состояния:
Фиг. 31. Жёсткость характеристики дросселя.
поршня и в меньшей опасности засорения,
потому что
при
и Рс\<Р<л
7), = ^=^, V1=V2=Vn
1 = У^ — f.
При Vi = Vif F% = F4, т)! = тL, Pj = P4 и
m1 = m4 дозируемые расходы одинаковы
(Qj = Q4), а перепад на дросселе меньше в
первой системе Ра^Рн—Рь так как
Выбор дросселя следует производить
по универсальной характеристике, обеспечивая

ГЛ. IX]
ГИДРОПЕРЕДАЧИ ВОЗВРАТНО-ПОСТУПАТЕЛЬНОГО ДВИЖЕНИЯ
439
наименьшие значения а при могущих иметь
место перепадах и расходах, проверяя влия-
ние изменения вязкости из-за колебания тем-
пературных условий работы системы. Влияние
величины а на равномерность подачи можно
иллюстрировать примером [18]: диаметр 90 мм,
т = 2, рн — &0 am, P = 3180 кг. При рабочей
скорости 5 MMjMiiH a = \ увеличивает ско-
рость на 500°.о и при а = 0,5 —лишь на 145%
(при сбросе нагрузки). Весьма желательна
экспериментальная проверка выбранного дрос-
селя на засоряемость, для уменьшения кото-
рой можно заменять один дроссель двумя
последовательно соединёнными (фиг. 32, б),
что уменьшает перепад каждого. Когда умень-
шение перепада настолько велико, что воз-
растает а, можно ставить два разных дрос-
селя, один из которых (с меньшим дроссели-
рованием) устанавливается на напорной маги-
страли.
Полная схема системы с дрос-
сельным регулированием, осуще-
ствляющей работу по маятниковому циклу,
дана на фиг. 32, в. Первый фильтр предохра-
няет насос и не должен чрезмерно затруднять
всасывание, а второй — обеспечивает нормаль-
ную работу дросселя и имеет размеры отвер-
стий много меньше отверстий в последнем.
Рабочий ход вправо осуществляется устано-
вэм золотника
1-4
2-6
3-5
1—6
2—3
4—5
рабочий ход влево
холостой ход вправо
стой ход влево
1-5
2-6
3—4
1-6
2-5
3-4
и холо-
Если при рабочем ходе
влево односторонняя жёсткость
то осуществляют установ золотника
недопустима,
1-5
2-3
4—6
однако в этом случае уменьшается жёсткость
системы и ухудшаются условия рабЪты дрос-
иоршня. Принцип их действия заключается в
создании практически не зависящего от Р
перепада на дозирующем дросселе.
Регулятор скорости типа „В и к-
к е р с* поддерживает постоянное давление
перед дозирующим дросселем, установленным
на сливе (фиг. 33, а). Он применяется на
дозируемые расходы 50—2500 cms/muh, как,
например, в сверлильно-расточных, токарных
и алмазно-расточных станках. Регулятор до-
пускает тонкую дозировку подачи и находит
применение в новейших хонинг-станках и дол-
бяках [18]. На фиг. 34 дана схема такого
регулятора. Редукционный клапан 1 поддер-
живает постоянный перепад перед дросселем 2
(на схеме эксцентриковый) в пределах
0,5 — 3 am в зависимости от настройки. Пере-
ливной клапан 3 поддерживает постоянное
давление в напорной линии 60—65 am. На
большие расходы изменяют профиль щели
редукционного клапана, заменяя цилиндр ко-
нической щелью (увеличивается длина дрос-
селирующей щели), что делает систему более
чувствительной, но увеличивает опасность за-
сорения. При изменении давления перед
редукционным клапаном 20—60 am дозируе-
мый расход в пределах 70—1000 смЦмин
практически не меняется для цилиндрического
клапана [18], для конического клапана при
Q = 804-6500 cm^jmuh и p=10-f-60 am имеет
место небольшое увеличение дозируемого рас-
хода. Величина нечувствительности редук-
ционного клапана при работе на масле с вяз-
костью 3° Е дана в табл. 3. Засоряемость за
10 мин. при размерах через 0,5 мин. дала
амплитуды: для р = 20 am при Q =
= 100 ему мин — 4,6'Vo и 5,8% при 500 см3/мин;
для р = 60 am — 16,3<у0 при Q = 100 смЦмин
и 24,3% при Q — 500 CM'^JMUH. Соответствен-
ные значения амплитуды колебания дозируе-
мого расхода 2,1; 2,8; 6 и 12%. Минимально
допустимые постоянные дозируемые расходы
88 cm^jmuh для конического клапана и
162 CM^JMUH для цилиндрического. При мень-
Фиг. 33. Схемы систем с регуляторами скорости.
селя. Подобные системы употребляются в
станках для осуществления относительно
больших скоростей подач, например, в шли-
фовальных, при перепадах в дросселе не
более 15 am.
Регуляторы скорости устанавли-
ваются при необходимости более равномер-
ных скоростей подач, нежели те, которые
могут быть осуществлены дроссельным мето-
дом регулирования. Чаще всего они исполь-
зуются для получения весьма малых скоростей
ших расходах редукционный клапан посте-
пенно обращается в обыкновенный дроссель
и вследствие засоряемости предельно малые
расходы равны: 47 см^/мин для цилиндриче-
ского и 27 cm^jmuh для конического при
давлении 69 am и вязкости 3° Е. Регулятор
скорости типа „Виккерс" используется также
для дозировки расхода перелива (фиг. 33, б).
В этом случае нерегулируемый насос заменяет
более дорогой и тихоходный регулируемый
насос (гидросистема хонинг-станков Барнес

440
ГИДРАВЛИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ
[РАЗД. IV
Дрилл, обеспечивающая одинаковые рабочие
скорости в обе стороны). Так, при ш = 2и
переливном клапане, работающем только в
качестве предохранительного (аварийного),
постоянная производительность насоса обеспе-
чивает неизменный дозирующий расход в
магистрали 3. Золотник обеспечивает ход
влево установом
Последняя схема не
имеет двухсторонней
жёсткости при ходе
влево и обладает
всеми недостатками
схем с регулируемы-
ми насосами.
1-2—3
4—4
и вправо
1—4
2-3
Фиг. 34. Регулятор скорости типа „Виккерс".
Регулятор скорости типа „Экс-
цел л о" поддерживает постоянный перепад
на дозируемом дросселе изменением давления
за дросселем (фиг. 33, в). Схема конструкции
Таблица 3
величина нечувствительности редукционного кла-
пана регулятора скорости ткпа „Виккерс"
Q см3;мин
P am
100
20
40
60
500
20
40
60
Конический клапан
рр
тб,9
4.5
13.2
5.8
12,4
ii,a
4,1
4.8
39
6,2
4.3
Цилиндрический клапан
+ ~PJ%
1,8
2,8
6,9
6
до,б
5-7
э,4
3.4
7.4
13.4
показана на фиг. 35. Нерегулируемый насос 4
подаёт рабочую жидкость в напорную часть
гидроцилиндра о с постоянной величиной рн
за счёт сработки переливного клапана 3. Рас-
ход слива дозируется регулируемым дрос-
селем 2, сечение которого вместе с универ-
сальной характеристикой показано на фиг. 9, б.
Постоянство перепада обеспечивается редук-
ционным клапаном 1. Характеристика регуля-
тора аналогична характеристике регулятора
типа „Виккерс", но нижний предел дозируе-
мого расхода несколько выше за счёт кон-
структивных особенностей системы (большой
диаметр и большая пружина).
Регулятор скорости типа
.Натко" имеет дросселирующее устройство
на напорной линии (фиг. 33, г) и система обла-
^^=^-^ *
Фиг. 35. Регулятор скорости типа „Эксцелло".
дает односторонней жёсткостью. Нерегулируе-
мый насос (фиг. 36) меняет давление в зависи-
мости от усилия подачи, поэтому переливной
клапан заменён предохранительным 3. Избыток
расхода перепускается редукционным клапа-
ном 1, соответственно настраивающим давле-
ние подачи насоса. Подача дозируется дрос-
селем 2, перепад в котором сохраняется по-
стоянным в зависимости от настройки редук-
ционного клапана. Регулятор скорости допу-
скает доведение расхода до 10—20 л/мин,
однако для больших расходов необходима ин-
дивидуальная настройка с последующей тари-
ровкой. Испытания [18] на колебание дозируе-
мого расхода дали результаты, приведённые
в табл. 4.
В широких пределах изменения давления
(от 5 до 130 am) наблюдается зависимость по-
дачи от давления. Однако при работе на
малом интервале изменения Q индивидуальная
настройка может уменьшить колебание рас-
хода. Система обладает большой нечувстви-
тельностью в сравнении с предыдущими, так
как требуется большой перепад на дросселе,

ГЛ.
ГИДРОПЕРЕДАЧИ ВРАЩАТЕЛЬНОГО ДВИЖЕНИЯ
441
что затрудняет тонкое регулирование малого
дозирующего расхода. Система сложна в
изготовлении и требует ответственной сборки.
Для холостых .ходов можно ис-
пользовать нерегулируемый насос, обслужи-
Фиг. 36. Регулятор скорости типа „Натко".
вающий одновременно рабочий ход только
тогда, когда его размеры не настолько велики,
чтобы затруднить отвод тепла в процессе ра-
боты системы. В противном случае следует
Таблица 4
Колебание расхода, дозируемого регулятором
скорости типа „Натко"
Амплитуда в см3/мин
Q = 10 AJMUH
Т33< 3—i22,7=ii,i
23,1
11,1
237,8—208,9 = 28,9
31,1
28,9
517,8-473.3 = 44.5
155,6
68,9
р am
20
40
60
20
40
60
аэ
4о
6о
Q = 20 л/мин
229—213^ i6
20
17
2Э
4°
6о
переходить на специальный насос большого
размера (агрегатный) и только в регуляторе
скорости «Натко" можно обходиться одним
насосом.
ГИДРОПЕРЕДАЧИ ВРАЩАТЕЛЬНОГО
ДВИЖЕНИЯ
Гидропередачи вращательного
движения разделяются на гидромуфты, не
имеющие внешней опоры момента и передаю-
щие момент без изменения (Мх = М2 и щ ф л2).
и трансформаторы, осуществляющие при пере
даче энергии изменение передаваемого момента
благодаря постоянной внешней опоре момента
{M\zfiM<i и П\фщ), где Mi и щ— соответственно
момент и число оборотов ведущего, а М% и
щ— то же ведомого вала. Основные соот-
ношения гидропередач вращательного движе-
ния: k = — - —.коэфициент трансформации мо-
M
«1
мента; i — —- — передаточное отношение и
«2
Фиг. 37. К. п. д. гидропередач вращательного движения
I и II — индексы, относящие величины к повысительным
и понизительным трансформаторам; Г и М — индексы.
относящие величины к трансформатору или муфте;
в = arc tg G)iH = arc tg k0.
= —-. к. п. д. Для гидромуфт k = 1
П\ — п% ^з
Т| = —г- =1 — s, где
i
скольжение. На фиг.
37 О А даёт yj =
==/(——\ для муфты. В зависимости от того.
будет ли в рабочей области k<^\ или
трансформаторы разделяются на повыситель-
ные и понизительные. Кривые
-'(¦т)
первых размещаются в области ОЕА (фиг. 37)
и вторых — в области AOF. Каждая точка
кривой
= / (—v-J
определяет к, так как
ft=l + (Y]r — у\м) i, где г\т и tj^ — к. п. д,
трансформатора и муфты. Величина k = &0
при л2 = 0 (трогание с места) определяется
тангенсом угла наклона касательной и кривой
= /f——\
при / = оо. Высокие к. п. д, в
большом интервале изменений / даёт транс-
форматор, работающий вначале как понизи-
тельный, а затем как повысительный (пунктир
на фиг. 37). При аналитических обследованиях
характеристик гидропередач можно пользо-
ваться выражением:

442
ГИДРАВЛИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ
(РАЗД. IV
Для муфт
Аг=1 и А2 = Ав = А4 = .. • = 0.
Для трансформаторов
Ai = Aq.
С достаточной для практических целей точ-
ностью можно пользоваться членами до -^ .
определяя А2, As и А± из условий: 1) для рас-
чётного режима i=ip и *) = "»]тах; 2) для того
же режима /—т\ =0; 3) для режима „пе-
мощью вспомогательного насоса. Передаточ-
ное отношение изменяется регулировкой ли-
реключения" (точка D на фиг. 37) i = iM= —.
Воспользовавшись этими условиями, МОЖНО фиг> 38 Схемы объёмных ГИдрОпередач вращательного
получить
движения.
а* (За - 4) w + (^) - (а - IJ Bа + 1) *0 (~
(в _ 1J (д + 2) *0 (-1) - 2 ^) - 2а (а* - 2)
а Bа — 3) Yi,nax + (~\ — (a-iy>k0[~
vin / \ ip
"<«-""(?)
где а—отношение (-г—/, соответствующее
режиму переключения на муфту, к -— .
\ ip I
Если ограничиться лишь первыми двумя
условиями, то
•2
x'lp
тража одной или обеих гидро-
машин. При использовании ги-
дромашин с неизменным литра-
жем регулировка производится
пропуском рабочей жидкости
из напорной линии через дрос-
сель (фиг. 38, в). Гидромашина
при соединении вала ротора с
ведущим валом, а статора — с
ведомым обращается в гидро-
муфту, скольжение последней
в зависимости от передаваемо-
го момента изменяют различ-
ными открытиями дросселя, со-
единяющего отдающую линию
с приёмной (фиг. 38, г). Утечки
компенсируются вспомогатель-
ным насосом.
Характеристики ги-
дропередач определяются уравнениями:
Fa (/Wj, М2, щ, п2) = 0 и Fg (Q, Ар, щ, п2) = 0,
причём первое даёт внешнюю, а второе—вну-
треннюю характеристики. Характеристики
гидропередач определяются уравнениями:
расход через гидромашину в м^
Qi =
где А —
1
_1_
02
индекс 1 относит ве-
ОБЪЁМНЫЕ ГИДРОПЕРЕДАЧИ
ВРАЩАТЕЛЬНОГО ДВИЖЕНИЯ
Объёмные гидропередачи вра-
щательного движения составляются из
объёмных гидромашин, чаще всего роторных
(см. стр. 396), могущих работать как в каче-
стве насоса, так и гидромотора. Гидромашины
могут соединяться как по циркуляционной
схеме (фиг. 38, б), так и по схеме, работаю-
щей на слив (фиг. 38, а). В первом случае си-
стема может быть реверсивной и допускает
работу насоса с большим числом оборотов
благодаря принудительной подпитке с по-
60 <?1гаах
личины к насосу, а 2 — к гидромотору; е — от-
носительный эксцентриситет; V — литраж в м5;
т]0 — объёмный к. п. д.; п — число оборотов
ротора в минуту; текущее значение литража
момент на валу гидромашины в кем

ГЛ. IX]
ОБЪЕМНЫЕ ГИДРОПЕРЕДАЧИ ВРАЩАТЕЛЬНОГО ДВИЖЕНИЯ
443
где y] — полный к. п. д.; ч\м — механический
к. п. д.;
мощность на валу гидромашины в л. с:
1
или
где
^ = Сех Арщ • —-,
N2 = Се2Арп.2г1м2,
Ушах
~ 4500еП1.Г '
индикаторная мощность гидромашины:
= #i»Ui. {Nth = N2-—
Ni = СеАрп;
индикаторный момент гидромашины в кем
м. = Ар -^- = ^
Если литраж гидромашины дан в л/сек,
перепад — в am, а момент — в кем, то сред-
нее значение момента
(М,)
ер
= -Г- VAp и Q -
Гидравлические трансформа-
торы или преобразователи мо-
мента компонуются (фиг. 33, а и б) из двух
гидромашин в одном корпусе или раздельно.
Устанавливаются при несоответствии характе-
ристик датчика и потребителя энергии и при
нежелательности применения двигателя с боль-
шим запасом мощности. Гидротрансформатор
позволяет в большой мере использовать
возможности двигателя. Отсутствие перепуска
рабочей жидкости в напорной магистрали
обеспечивает равенство расходов Qt = Q2,
поэтому
Л А
где 7H = тH17]02 — объёмный к. п. д. трансфор-
матора.
Передаточное отношение
/ii Vo 1
Л2 'I ''lO
Малость гидравлических потерь в системе
позволяет считать
Арх -
поэтому
где ч]м = 7)л17)л2 — механический к. п. д. гидро-
трансформатора. Коэфициент трансформации
, М2 _ V^
Регулировка гидротрансформатора осу-
ществляется изменением относительного
эксцентриситета е, который для , насоса
может уменьшаться до 0, а для гидромотора —
до некоторого минимального значения (eJmin,
после которого т^ резко падает и может обра-
титься в нуль, обращая гидромотор в самотор-
мозящую систему, поэтому реверс гидромо-
тора возможен только изменением направле-
ния потока в магистралях. На фиг. 39 тон-
кими линиями показано изменение п2 (гипер-
бола) и УИ2 (прямая) при тJ = 1 и толстыми
Фиг, 39. Момент и число оборотов гидромотора при
изменении его регулировки.
при 7J <1. Падение М2 ил2при уменьшении е2
вызывается быстрым падением индикаторной
мощности гидромотора при маломеняющихся
потерях. На фиг. 39 заштрихована область
самоторможения, в которой работа гидромо-
тора невозможна. К. п. д. гидромотора при
прочих равных условиях менее к. п. д. на-
соса. Все эти обстоятельства заставляют в ги-
дротрансформаторах использовать нерегули-
руемый гидромотор или реже регулируемый
в узких пределах. На фиг. 40 показана регу-
лировка гидротрансформатора изменением et
и е2 при щ = const для максимального пе-
репада, принятого за 1, и в два раза меньшего,
соответствующие которому кривые на фиг. 40
обозначены [~п-)' Регулировка гидротранс-
форматоров осуществляется по трём типич-
ным схемам со свойственными им предель-
ными (по рт&х) характеристиками при щ =
= const (фиг. 40). Для установок с постоян-
ным М2, как, например, в конвейерах, в систе-
мах питания станков, механических кочегарках,
артиллерийских установках и т. п., применяют
схему а с регулируемым насосом. Для воротов,
лебёдок и станочных приводов применяют схе-
му б с регулируемым гидромотором. Для уста-
новок, требующих различных комбинаций N
и М, а также при необходимости изменения i
в широких пределах, как, например, транс-
портные установки, приводы токарных стан-
ков и т. п., применяют схему в, допускаю-
щую регулировку насоса и гидромотора. Для
схем бив следует иметь в виду, что гидро-
мотор на малых эксцентриситетах резко ухуд-
шает к. п. д. и обращается в самотормозя-
щую систему (фиг. 39). При регулировке е

444
ГИДРАВЛИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ
[РАЗД. IV
мотора приходится ставить специальные огра-
ничители эксцентриситета е. В случае необхо-
димости реверса следует изменять знак е рыв-
Регулируемып
насос
Нерегулируемый
гидромотор
n= const
ч,=const
? const
I —
Нерегулируемый
насос
м..
Регулируемый
гидромотор
(Г>г)пнп в) (пг)тах *
Фиг. 40. Способы регулировки гидротрансформатора.
ком, как это делается в механизмах поворота
башен танков. Связь между A/, Af2, n%, е1 и е2
для схемы в показана на фиг. 41 для щ = const
и Ар = const при гю = ч\м = 1. Насос устана-
вливается на в\ = 0, а гидромотор — на с2 =
= (й.')тах- В первый период пуска е{ переводят
до е\—{е{)ты, обеспечивая тем самым /W2=const
и постоянный рост N по линейной зависимо-
сти до максимального значения. Дальнейшее
увеличение л2 получают уменьшением в2 по
гиперболе (в функции щ). Тонкой линией пока-
Фиг. 41. Регулировка гидротрансформа-
тора насосом и гидромотором.
зано предельное значение е2 = ?3'. Реальные
характеристики отличаются за счёт влияния t).
Утечки деформируют график влево, а меха-
нические потери снижают М2 и N2. Рассмо-
тренные предельные характеристики ограни-
чивают область работы гидротрансформатора.
Выход за границы этой области приводит к
открыванию предохранительного клапана. Вну-
три рабочей области каждому значению пе-
репада соответствует своя частичная харак-
теристика, как это показано для гидротранс-
форматора „Энор" на фиг. 42. Изменение
'Mi
кгм
30
го
50 100 150
Регу/шро6ка_
—
ЛИ
~L
Ju
*
J
1
I//
\
A
//
/
pup=2t
\
4-
I
1
4-1
1
r
4
I,
t
h
i
——.
¦—~
—
\
Tjil
*^—
¦—-—
\
•^ —¦
4
200 Ш 300 350 Ш 450 500 550 600.650 700 пг
¦ Регулировка гидромотором
насосом ¦ __п,=792
Фиг. 42. Характеристика гидротрансформатора ,Энор";
к. п. д. при регулировке того же трансформа-
тора показано на фиг. 43.
Общий расчёт регулировки, позволяющий
получить М2 = / (щ) в виде заданной функ-

ГЛ. IX]
ОБЪЁМНЫЕ ГИДРОПЕРЕДАЧИ ВРАЩАТЕЛЬНОГО ДВИЖЕНИЯ
445
ции, изображён на фиг. 44. Строят заданную
кривую М.г —i (n2). Шкала М2 одновременно
изображает е2, связь между которыми подчи-
няется уравнению
М2 = В2е2г1м.
Строят горизонтали А А и ВВ, соответ-
ствующие ^2 = (^2)тах и «2 = (е2)гшп- Ha ТОМ
же графике наносят кривые п2?2— ~г
2
ее
при нескольких значениях «г = е1э е1
результатом чего являются кривые аа, ЬЬ,
ее... Первое и последнее значения ег нахо-
дятся из предыдущего уравнения при заданном
числе оборотов двигателя /ij. Справа строят
Расчёт гидротрансформаторов
производится по расчётному режиму, обычно
соответствующему максимальным литражам
насоса и гидромотора. Основное расчётное
уравнение, дающее связь между размерами
насоса и гидромотора,
1
1
Шах
D
D
"По
где Vi и V3 — коэфициенты литража; D1 и
D2 — характерные размеры гидромашин и
0,2
Ыл.с 30
6 20
У!
р*2 Ч- 6 8 10
0,2
0,4
0,6 о,8 §l ° е±_ 0,8 0,6
Фиг. 43. К. п. д. гидротрансформатора „Энор".
0,2
6,4 ХОЯ И\ О
Р'2Ч 6 8 W
оси координат е2 — е^ и на оси в\ отклады-
вают выбранные значения е\, е1*, е\п ....
Точки встречи кривых аа, ЬЬ, ее... с кривой
Фиг. 44. Графический метод определения связи между
относительными эксцентриситетами.
М2—/(п2) позволяют на правом графике по-
строить кривую е2 =/ (gj), по которой можно
спрофилировать планку [10]. Перемещение
последней производит соответствующее изме-
нение эксцентриситетов еу и е% (фиг. 45).
5 — коэфициент конструкции. Характерный
размер зависит от выбранного перепада
где tiujp — механический к. п. д. насоса на рас-
чётном режиме. Увеличивая Др, можно умень-
Насос
Гидромотор —|
Фиг. 45. Способ одновременного
изменения эксцентриситетов на-
соса и гидромотора.
шить размеры насоса, и предел уменьшения Dj
устанавливается работоспособностью гидрома-

446
ГИДРАВЛИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ
[РАЗД. IV
шины n^ApiDi = Ср (см. стр. 398). Минимальное
значение характерного размера насоса
D
Соответственное значение размера гидромо-
тора D2 — D\ I/ -?f^- обязательно прове-
ряется на работоспособность по величинам
коэфициентов cq. Расчёт на проскальзывания
7
i
Фиг. 46. К. п. д. гидротрансформаторов,
регулируемых перепуском рабочей жидкости.
гидромотора из-за утечек упрощается при ли-
нейном законе изменения утечек. В этом слу-
чае
где Ап2 —изменение числа оборотов ведомого
вала при изменении перепада. Приращение
нагрузки на ведомом вапу на величину АМ<г
изменяет число оборотов л2 на величину
о Ш2 Vt 1— щ „
Дл2 = 2гг щ —|- • ——~ - Если в ги-
дротрансформаторе с регулировкой перепу-
ском (фиг. 38, в) через дроссель проходит рас-
ход Qу = Qi — Q2. то
const
М,
а при rM = т) = 1
= -—=- = const и r, =
const
На фиг. 46 показаны к. п. д. подобных транс-
форматоров, причём сплошная прямая соот-
ветствует k = 1 (одинаковые гидромашины),
пунктирная — понизительному трансформато-
ру с /е >¦ 1, а штрихпунктирная—повысятель-
ному с &<< 1.
Габариты и технические характеристики
гидротрансформаторов „Эиор" модели JV,
выполненных из двух шиберных гидромашин
(см. стр. 413), даны в табл. 5 и на фиг. 47;
характеристики см. фиг. 42 и 43. Габариты
трансформаторов „Питлер-Тома", осуществлён-
ных из поршеньковых роторных гидромашин
(фиг. 48), даны в табл. 6 и на фиг. 49.
Фиг. 47. Габариты гидротрансформатора „Энор*.
Габариты и технические характеристики гидротрансформаторов „Энор"
Таблица 5
Тип
оэ
о
I
2
3
4
5
6
Техническая характеристика
Мощность в л. с.
эксплоата-
ционная
о.б5
1,2
2
3-2
5
7.5
и
15
кратковре-
менная
1,8
2,8
4.5
7
ю
14
20
«1
i8oo
i6oo
1500
1300
1100
900
75°
650
латах
I2OO
I ICO
юоо
850
75°
б2Э
52O
453
Габариты в мм
А
Ю5
12Э
НО
i6o
i»5
215
25 3
295
В
15°
175
=°5
235
2б5
315
365
43O
С
1бО
175
200
225
260
295
34°
39°
D
295
34°
395
455
525
Ы.5
715
840
Е
25°
295
34°
4оэ
460
54°
640
765
F
185
200
235
2бЭ
3°°
345
39=>
445
G
99
io8.5
125
136.5
!55
176.5
233
233
н
125
^6,5
155
176,5
2ОЗ
23Э
266
3°7
4^
53
6э
75
«5
95
1О5

1*
6
75
»5
95
Ю5
Но
135
Ю5
1
1б
20
25
Зз
35
4°
45
5°
d,
25
3°
35
40
45
50
60
70

ГЛ. IX]
ОБЪЁМНЫЕ ГИДРОПЕРЕДАЧИ ВРАЩАТЕЛЬНОГО ДВИЖЕНИЯ
447
Габариты гидротрансформаторов „Ойл-Гир" различных областей машиностроения (станко-
(поршеньковая система с плоскостной кине- строение, привод конвейеров, полиграфиче-
матикой и точечными опорами поршеньков) ские машины и т. п.), даны на фиг. 50 и
с фланцевыми моторами, выпускаемых для в табл. 7.
Таблица 6
Габариты в мм и технические характеристики гидротрансформаторов „Пит.чер-Тома" *
Модель SAG
до
(
Мощность N в л. с
Момент при нормальной ра-
боте в кгм
Допускаемый момент при
крятковременной работе в кгм
Вес (нетто) в кг
Количество рабочей жидко-
сти в л
18/18
38о
34°
42O
38о
485
62O
з°°
6о
277 I 327
1500
4°
1дОО | 2ООО
3.5
2.7
I
135
32/32
45°
35°
5°°
4оо
555
7оо
35O
75
297 I 347
1500
4°
1500 | i8oo
6.5
5
19° I 195
35
«35
575
690
б
55
О2б
4оо
9°
3651 445
IOOO
юоо | 1500
14
38° I 335
бо
160/160
785
665
840
72O
72О
ш8
43°
I2O
4оо | 485
юоо
ЗО
юоо | 1250
28
35
>|
8о
325/325
Р
93°
8оо
юю
88о
845
128-4
5оо
I2O
475 I 5?о
75O
Зо
75O | юоо
42
7°
95° I 9б5
460/460
Р
ю8о
ибо
юхо
1О55
1516
*3°
54° I 625
75°
3°
75° | 85^
6о
95
1600 | 1613
180
660/660
1350
юэо
143°
ю8э
1215
1822
75°
710
75° i
85
135
2400 | 2425
* Сиаема работает на минеральном масле с вязкостью 4,5—6,0° Е при 50° С.
Фиг. 48. Гидротрансформатор „Питлер"
-к-
Фиг. 49. Габариты гидротрансформатора „Питлер".

448
ГИДРАВЛИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ
[РАЗД. IV
Выпускаются гидромоторы, допускающие Габариты нерегулируемых гидромоторов
раздельную (дистанционную) установку насоса „Виккерс" (поршеньковая гидромашина с про-
v гидромотора. Габариты и технические харак- странственной кинематикой и шатунами конеч-
черистики нерегулируемых гидромоторов даны ной длины) даны на фиг. 53 и в табл. 10.
в табл. 8 и на фиг. 51.
Фиг. 50. Габариты гидротрансформаторов „Ойл-Гир".
Таблица 7
Габариты в мм и технические характеристики гидротрансформаторов „Ойл-Гир" с фланцевыми двигателями
(обороты в минуту: л, = 1140; яй-=5—30 до 1080)
Модель
DSC-22
DSC-44
DSC-88
DSC-1212
DSC-2O2O
N в л. с.
электро-
двигателя
'3
7.5
ю
15
Вес в кг
197
273
397
49O
68о
А
231.775
373-О5
298.45
333.375
358.775
В
36-VI2-,
406,4
466,725
492,125
53°.225
С
1035.05
«23,95
1317.625
I44L45 '
l6l2,9
D
223,бо
254
279.4
304,8
330,2
Е
415.925
423,863
5". 175
596.9
F
25.4
28,575
28,575
3L75
3^.75
Q
95.а5
103,188
«7.475
143,669
171.45
К
165, i
176,213
188,913
177,8
200,025
I
454,O25
523,875
630,713
666,75
7ОХ.675
N
63,5
63,5
76,a
82,55
8а,55
0
238,125
257.175
284,163
298,45
320,675
Р
411,163
449-2%
496,888
544>513
596,9
Таблица 8
габариты в мм и технические характеристики нерегулируемых гидромоторов „Ойл-Гир" (обороты в минуту:
Модель
а
4
8
13
М
в
кем
1.55
^55
N
в
Л. С.
2,3
4.2
8,5
14,5
Вес в
5°
68
91
125
А
(резьба в
дюймах)
V.
J,*
•/.
i
С
444.5
461.963
509.588
557'213
D
111,125
130,175
142,875
155.575
А'
73.O25
85,725
92-O75
100,013
N
63,5
63,5
76,2
82,55
Р
215.9
247.65
273,050
298,45
215,9
254
279,4
ЗО4.8
и
26,92
26,97
31> 7°
36,5
Фиг. 61. Габариты гидромоторов „Ойл-Гир*.
Габариты технических характеристик не-
регулируемых гидромоторов ^Сандстренд" (ана-
логичных по принципу действия насосу, пока-
занному на фиг. 158, стр. 4Ш даны на фиг. 52
и в табл. 9.
Габариты шестерёнчатых (с внутренним за-
цеплением) гидромоторов с разгруженными
шестернями даны на фиг. 54 и в табл. П.
Последние гидромоторы не обладают равно-
мерной подачей (стр. 397) и поэтому исполь-
зуются в качестве привода к системам, обла-
дающим большим моментом инерции.
ОБЪЁМНЫЕ ГИДРОМУФТЫ
Гидромуфты (стр. 442) применяются для
изменения в широких пределах п2 при допу-
стимости малых к. п. д. передачи. Эквива-
лентны гидротрансформатору, составленному
из одинаковых нерегулируемых насоса и
гидромотора с регулировкой перепуском через
дроссель, однако имеют несколько больший
к. п. д. Конструкция гидромуфты, используе-

ГЛ. 1X1
ОБЪЁМНЫЕ ГИДРОМУФТЫ
449
Фиг. 52. Габариты гидромоторов „Сандстренд".
Таблица 9
Габариты и технические характеристики нерегулируемых гидромоторов „Сандстренд"
Мо-
дель
амс
5МС
4МС
"min
20
20
10
10
"max
1200
1200
200Э
600
33,2
54,8
25
0,448
0,74
O.338
1:45
2,63
4,35
3.35
4.3
ь:
Bee 1
18,2
28,2
25,9
A
309,563
355.6
323,613
В
134.8
158,8
t58,8
С
69,85
79.4
79.4
D
31-75
28,575
23,575
Габариты в
E
44,45
54.975
56,356
F
88,9
101,6
101,6
MM
0
22,25
31.75
25-4
H
120,65
139,7
139.7
К
i;7,8
19°, 5
i9o,5
L
38,1
33,i
38,1
i
M
137
120,65
120,65
Фиг. 53. Габариты гидромоторов „Виккерс".
Таблица 10
Моде
MF-I2
MF-I5
MF-3o
; MF-38
MF-48
a
Збоо
Збоо
28оо
22OO
24О0
Габариты
в
%
Литра
О,0125
o,oi57
0,0314
O.O395
0,050
момент
горный
п в кг*
Я) Q
Инди
на 10
0,197
0,246
о, 494
0,624
о, 74°
и технические характеристики нерегулируемых гидромоторов „Вяккерс'
мощность
й л. с.
торная
= 70 am
S а
Инди
при Д
7
8,6
13.5
13,5
i6
Вес в
9.1
13,6
i8,7
22,5
23-5
Зо
23.5
3°
23.5
А
69,85
74,613
95,25
IOI.6
109,538
В
89,694
С
60,325
89,69460.325
I3O.I75
161,925
82,55
95-25
95.25
Р
85.725
98.4=5
И43
.3
132,35
Габариты в
R
200,025
i9J-253
285 75
279,4
333 375
Т
5о,8
76,2
76,2
85.725
мм
и
19,05
19,05
25-4
25,4
28,57
V
33-338
33-338
39.688
39,688
46,038
W
6i,9'3
61.913
88,9
88,9
152-4
X
95-25
95.25
'32-35
132-35
152,4
К
12,7
12,7
19. oj
16,05
25,4
29 Том 12

450
ГИДРАВЛИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ
[РАЗД. IV
мои в качестве сцепления на двухэтажных
автобусах, показана на фиг. 55.
Расчёт гидромуфт производят
в предположении ^Ьк = "fjo = 1» имея в виду,
что момент, идущий на преодоление механи-
ческих потерь, без изменения передаётся на
-м
Фиг. 54. Габариты шестерёнчатых (с внутренним
зацеплением) гидромоторов.
ведомый вал, а утечки относятся к дросселю.
Принимая литраж V—в л, М — в кгм, Q — рас-
ход в л/мин и Д/? — перепад в атмосферах,
получим
М = — VAp и Q = V(nt - я2) = Vn3.
ТЕ
Такой момент называется гидравлическим
в отличие от момента трения, который лишь
в малой степени зависит от Др и на нормаль-
ных нагрузках составляет малую долю от
гидравлического (в соответствии с величиной
механического к. п. д.). Предельные значения
к. п. д. гидромуфты обусловливаются утеч-
ками в гидромашине; обязательная скорость
проскальзывания при полностью закрытом
дросселе определяется уравнением
- Fo
АР
: Таблица II
Габариты и технические характеристики шестерёнчатых (с внутренним зацеплением) гидромоторов
Модель
M2B-1S
М2В-25
М2В-4О
М2С-60
М2С-90
Обороты
в минуту
too—i8oo
ioo—1800
100—1800
100—1800
100—1800
5
раж в
Лит
15.4
25,8
4i. a
6i,6
92,6
.5
48
м II
^ **•
a S
? сх
1~з
0 а
3.1
5.15
8,4
9>6
и,8
s
а.
S:
m
28
1 »
1.23
2,05
3.285
4.95
6,45
0
Вес
ij
i6,8
Зо,8
34
А
168,275
178.594
193.675
225,425
242,888
В
1Эб, 525
146,844
161,925
'71,45
188,913
С
127
137.319
152.4
158.75
176,213
Габариты
D
109,538
109,538
109,538
139.7
139.7
Е
33.33»
33.338
33.338
44.45
44.45
в мм
а
181,769
i8i,769
181,769
239.713
239.713
Н
31,75
3L75
31.75
53.975
53.975
К
15 «75
Г5^75
15.875
19.05
L
165,1
i65,i
i6o,i
2O9.55
2=9.55
М.
101,6
IOI.6
IOI.6
146,05
146.05
Фиг. 55. Гидромуфта „Фрезер".

ГЛ. IX]
ОБЪЁМНЫЕ ГИДРОМУФТЫ
451
где индекс max присвоен величинам, соответ-
ствующим предельному перепаду, и оборотам
гидромашины, работающей в качестве насоса.
Характеристика гидромуфты
строится графически [16] при помощи экспери-
ментально полученной характеристики дрос-
селя. В осях координат М—щ (фиг. 56)
строится характеристика дросселя, причём эти
же оси изображают соответственно Д/> и Q,
так как связь между масштабами подчиняется
уравнениям
М = -A.
и Q =¦ Vn3.
Справа в осях координат М — щ строятся
вертикали' АА'Л ВВ', СО и т. д., соответствую-
щие выбранным значениям ti\ = const (в точ-
ках А, В, С,...,щ = л2), от которых отни-
мается кривая /И=/(/г3). Результирующие
М;йр
Я'
Фиг. 56. Построение внешней характеристики объёмной
гидромуфты.
кривые дадут внешнюю характеристику гидро-
муфты, на которой наносятся кривые равного
к. п. д. Yi= —— = const. Изменение п2 с изме-
нением М создаёт автоматичность системы,
т. е. способность устанавливать я2 в зависи-
мости от нагрузки. Чем больше гибкость
(величина, обратная жёсткости) характери-
стики, тем больше способность системы при-
спосабливаться к нагрузке. Жёсткостью харак-
теристики называется
аМ dM 5 .п dp
== const (я2 = n\ — n3),
dp
где -— — характеристика гидравлической си-
стемы дросселя и утечек в зазорах. Обычно
вторые малы по сравнению с первыми. С до-
статочной степенью точности можно считать
жёсткость гидромуфты с обратным знаком
пропорциональной жёсткости характеристики
дросселя, что и обусловливает соображения
при его выборе. Более жёсткая муфта надёж-
нее держит заданную величину скольжения
при изменении передаваемого момента. Для
получения приспосабливающейся системы,
которая могла бы повышать скольжение с уве-
личением передаваемого момента (бывает
необходимо для обеспечения устойчивой ра-
боты двигателя внутреннего сгорания при
большой нагрузке и малом числе оборотов
ведомого вала), следует применять дроссели
с большим значением а (стр. 426), что затрудни-
тельно, так как мятию подлежат большие
расходы. На фиг. 57 показано сравнение четы-
рёх гидромуфт: 1 и 2— гидродинамические муф-
ты старого и ново-
го типов; 3 и 4 —
объёмные гидро-
муфты с идеаль-
ным квадратичным
и идеальным ли-
нейным дросселя-
ми. Заштрихована
область объёмных
гидромуфт.
Совместная
работа объём-
ной гидро-
муфты сдви-
га т е л е м вну-
треннего сгорания
определяется
рестроением
рактеристики
гателя (фиг.
пе-
ха-
дви-
( 58).
Внешняя и частич-
ные характеристи-
ки двигателя (а, а\,
а11, аш) рассека-
ются вертикалями
«I, .«I1 Hi
Фиг. 57. Сравнение внешних
характеристик различных
гидромуфт.
р
I1. nHi-...от
которых по прави-
лам построения
внешней характе-
ристики объёмной гидромуфты (фиг. 56)
строятся соответствующие кривые правого
графика. Перенося значения М каждой вер-
тикали левого графика на соответствую-
щую кривую правого графика, получают
п1, п? nf nf п,1 rif ' irf nf nf nf nj
Фиг. 58. Совместная работа двигателя внутреннего
сгорания с объёмной гидромуфтой.
деформированную гидромуфтой внешнюю ха-
рактеристику двигателя в виде кривых b, bl,
Ьи и б111, соответствующих кривым а, а1, а11
и а111. На фиг. 58 заштрихована область устой-
чивой работы двигателя.
Объёмный ги дротор м оз получается
из объёмной гидромуфты защемлением ведо-
мого вала. Характеристика объёмного гидро-
тормоза получается по правилам построения
внешней характеристики объёмной гидромуфты,
принимая /12 = 0, а, значит, щ = щ.

452
ГИДРАВЛИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ
[РАЗД. IV
ГИДРОДИНАМИЧЕСКИЕ МУФТЫ
Гидродинамическая муфта пред-
ставляет собой предельно возможное сближе-
ние двух лопаточных машин — центробежного
насоса и турбины. Рабочее колесо первой —
насосное колесо (импеллер) — закручивает по-
ток, передавая ему момент. Рабочее колесо вто-
рой — турбинное колесо (репеллер) — раскру-
чивает поток, принимая тем самым от него мо-
мент. Отсутствие неподвижных промежуточных
лопаток не допускает преобразования момента,
обеспечивая равенство Mt = /Иа. Основным
достоинством такой системы является отсут-
ствие непосредственного силового соприкосно-
вения металлических деталей, заменяемого
силовым замыканием через жидкость. След-
ствие — отсутствие износов рабочих органов.
Геометрические очертания
круга циркуляции муфт на послед-
нее десятилетие изменились. Первые наиболее
обследованные профили явились следствием
создания муфты путём модификации гидро-
трансформатора Фетингера (фиг. 59) устране-
нием связанных с фундаментом лопаток, чем
- 0.302 D :
Валдая чётная
лопатка
подрезается
Фиг. 59. Геометрия круга циркуляции
„Вулкан".
гидромуфты
п объясняется существование внутреннего
тора. Устранение внутреннего тора и измене-
ние геометрии рабочих органов (фиг. 60) по-
зволяет значительно(иногда вдвое)увеличивать
передаваемый момент при том же скольжении
= 1_
Конструкция гидромуфт зависит
от их назначения и способа изготовления.
Автомобильные гидромуфты (фиг. 61) мелко- и
среднесерийного производства выполняются
литыми. При крупносерийном и массовом про-
изводстве выполняются штампованными и свар-
ными (фиг. 62 и 63) в виде целого агрегата,
снимаемого и устанавливаемого без демонтажа.
Отсутствие охлаждения рабочей жидкости
специальным радиатором приводит к высоким
температурам во время работы, и поэтому
применение алюминиевых сплавов в конструк-
ции требует учёта температурных деформа-
ций при соединении насосного колеса с веду-
щим валом (фиг. 64). Центровка производится
по отверстию приводного диска, а фланцевые
болты посажены с зазором, компенсирующим
температурные де-
формации. Износ
главных подшип-
ников двигателя
или их неточная
установка не долж-
ны сказываться на
работе муфты. В
tBfl3H с этим раз-
личают три типа
конструкции муфт,
жёсткий, требую-
щий строгой цен-
тровки ведущего и
ведомого валов
(фиг. 64); полугиб-
кий, предъявляю-
щий менее стро-
гие требования к
центровке (фиг.
65); гибкий, допу-
скающий сущест-
венную несоос-
ность валов. При-
менение сфериче-
ской втулки в по-
лугибких муфтах
облегчает центров-
ку (фиг. 65), а гибкая диафрагма и самоустана-
вливающийся опорный подшипник компенси-
руют деформации ведущего и ведомого валов
(работают как кардан). Конструкция самоуста
навливающегося подшипника на упругой опо-
ре дана на фиг. 66, а металлический сальник, не
требующий периодической подтяжки, показан
на фиг. 67. Уплотнение осуществляется прижи-
мом стального кольца / к бронзовому 4 за
счёт гидравлического давления.
Внешние характеристики гидро-
динамических сцеплений, равно как
и любых гидродинамических машин, подчи-
няются уравнению
М =
Фиг. 60. Автомобильная гидро-
муфта без внутреннего тора.
где М — момент в кгм\ X— коэфициент мо-
мента, зависящий с достаточной степенью точ-
ности только от передаточного отношения i
и конструкции; -\ — весовая плотность рабочей
жидкости в kzjmP; n — число оборотов, обычно
ведущего вала; D — активный диаметр, т. е.
наибольший диаметр круга циркуляции.
Пример внешней характери-
стики гидромуфты (фиг. 59) с D = 0,265 м
показан на фиг. 68. Величина Xf = /A—/) —f(s)
для подобной муфты дана на фиг. 69 при усло-
вии соблюдения геометрических соотношений,
приведённых на фиг. 59, и числе лопаток насос-
ного колеса z± и турбинного гг, соответству-
ющих диаграмме (фиг. 70). Число лопаток
надо выбирать чётным. При аналитических
расчётах с достаточной степенью точности
можно считать

ГЛ.IX]
ГИДРОДИНАМИЧЕСКИЕ МУФТЫ
453
Фиг. 62. Сварная гидромуфта „Борг и Бек
53,5
Фиг. 61. Литая автомобиль
ная гидромуфта с подшип
Фиг. 63. Гидромуфта „Крейслер".

454
ГИДРАВЛИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ
[РАЗД. IV
Фиг. 64. Гидромуфта тягового типа: /— отвер, не с за-
зором; 2 — насосное колесо; 3—центрирующая втулка;
4 — ведущий вал.
i\
Фиг. 65. Гидромуфта тягового типа с диафрагменным
приводом} 1 — отверстие с зазором; 2 — насосное
колесо; 3 — гибкая диафрагма; 4—сферическая
втулка; 5 — вал двигателя; 6—самоустанавливаю-
щийся подшипник.
Фиг. 67. Металлический саль-
ник: 1 — кольцо из закалённой
стали; 2 — пружинящая диа-
фрагма; 3 — корпус сальника;
4 — бронзовое кольцо или кор-
пус из алюминиевого сплава.
Фиг. 66. Самоустанавливающийся подшипник на упругой
опоре:/ — самоустанавливающийся подшипник; 2 — ре-
зиновая втулка „Сайлентблок*.
м
кгм
120
100
$0
60
20
0 Ш 800 1208 1600 2000 2400 2800 пг об/мин
Фиг. 68. Внешняя характеристика гидромуфты .Вулкан"
с Z>~ 0,265 м.
—-—,
1 .
^7
и1
¦/^
V
щ
• V
с"
• 1
\р
\
г
0,010
0,008
0,006
0,004
0,002
0
-0,002
-0,004
-0,006
-0.008
I
/
I
I
/
/
-60-40-20 О 20 40 60 80 100S
Фиг. 69. Относительная характеристика гидро-
муфты .Вулкан" при работе на масле.

ГЛ. IX]
ГИДРОДИНАМИЧЕСКИЕ МУФТЫ
455
Уменьшением z можно понизить X, что по-
зволяет обходиться меньшим числом типораз-
меров гидромуфт. Размер активного диаметра
гидромуфты „Вулкан" при её работе на воде
может выбираться из графика на фиг. 71,
а при работе на масле полученное значение D
умножают на 1,15. Величина коэфициента X для
гидромуфт переменного наполнения (фиг. 61)
50
kQ
30
20
7/
/A
у
4V
*~-
-—-
L_l
ЯЯ7 400 Ш ЛИ7 Ш? Ш? /400«*
Нктабный диаметр
Фиг. 70. Числа лопаток гидромуфты „Вулкан".
дана на фиг. 72. Падение X при увеличении
/= — происходит из-за частичного опорож-
нения круга циркуляции и выжимания рабо-
чей жидкости в боковой резервуар. В старых
конструкциях этой же цели достигали приме-
нением сквозных трубок в теле одного из
рабочих колёс (тяговые гидромуфты), как это
было показано на фиг. 64 и 65. Сравнение
внешних характеристик различных гидромуфт
было дано на фиг. 57.
Совместная работа гидромуф-
ты с двигателем внутреннего сго-
рания рассматривается так же, как и для
объёмных гидромуфт (фиг. 58). На фиг. 73 по-
казана характеристика гидромуфты „Вулкан"
диаметром 0,265 мм на легковом автомо-
биле. Слева нанесена характеристика дви-
гателя, а справа — гидромуфты для раз-
личных П\.
Толстыми кривыми нанесены моменты со-
противления при езде на III и IV передачах по
горизонтальной дороге и с уклоном в 5%.
Пунктиром показаны скорости автомобиля.
Перенося значения предельных моментов ле-
вого графика на правый, можно получить за-
штрихованную область устойчивой работы
двигателя. Распространённая форма характе-
ристики работы двигателя на полном газу с
гидромуфтой показана на фиг. 74. Момент
двигателя Мд=/(П}) и s=f(n{) позволяет
найти п2> соответствующее каждому значе-
нию Мд, а М = /(щ) при л3=0 даёт закон
нагружения двигателя при остановленном
вале.
Заслонка в круге циркуляции
позволяет уменьшать коэфициент момента X
введением заслонки в круг циркуляции, что
приводит к увеличению скольжения. Однако
полное закрытие заслонки уменьшает X не
более чем в 6 раз по сравнению с расчёт-
ным режимом. На фиг. 75 показана автомо-
бильная гидромуфта с заслонкой 1, которая
на штоке 2 скользит внутри ведомого вала и
приводится в движение посредством попереч-
ного пальца от скользящего кольца 4, упра-
вляемого обычной вилкой. Недостаток этой
конструкции — существование дополнительного
органа управления.
Гидромуфта с черпаковой труб-
кой показана на фиг. 76. Круг циркуляции
0.1 0.5
По осям Nл.с
adcuucc
(Л. V
[100 }
Фиг. 71. График для расчёта активного диаметра
гидромуфты „Вулкан" при работе на воде.
снабжён ниппелем с калиброванным отверстием,
через которое выбрасывается рабочая жидкость
в левую боковую камеру. Расход утечек ком-
пенсируется при помощи черпаковой трубки,
имеющей форму трубки Пито. Переводя носик
трубки с меньшего радиуса на больший, можно
2,8
2,k
2,0
12
0,8
•Л
0
•*"—
—
-~*=
\
\
\
\
\
]
OJ 0.Z 0,3 0,4 0,5 0,6 0.7 0,8
1-Q2
I п,
Фиг. 72. Относительная характеристика гидромуфты
переменного наполнения.
увеличить количество возвращающейся жид-
кости, а значит, и наполнение гидромуфты,
уменьшая тем самым скольжение. Такие гидро-
муфты применяются на судах и в качестве
привода различных турбомашин. Подобный
метод регулирования при щ = const не даёт

456
ГИДРАВЛИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ
[РАЗД. IV
160
100
О 16
м%
100% О
ВО пг Ю0%
Фиг. 73. Совместная работа двигателя внутреннего сгорания с гидромуфтой на автомобиле.
О 200 400 600 800 WOO I2OO I4OO ISOO л, о&мин
Фиг. 74. Совместная работа двигателя внутреннего
сгорания с гидромуфтой.
Фиг. 76. Гидромуфта с черпаковой трубкой.
Фиг. 75. Автомобильная гидромуфт а с заслонкой.
9
8
7
6
5
тр.
У
"Г
"г
1000Об/мин oMkp=PL'16-0,7162l<zn
- 750об/мин • Mkp~PL=8,65-0,7162 Нгм
¦-500об/мин *Мкр*Р1=Ь-0,7162Кгм '/t
/
/
J
1
С
о
/•
1
1
0,3 0,4 0,5 0,6 0,7 0,8 0,9 rj
Фиг. 77. Изменение к. п. л. гидромуфты в зависимости
от наполнения при М = const.

ГЛ.IX]
ГИДРОДИНАМИЧЕСКИЕ МУФТЫ
457
больших потерь для такого потребителя энер-
гии (Мтп2 и при увеличении скольжения
падает потребляемый момент).
Влияние наполнения на вели-
чину к. п. д. по Гавриленко при постоян-
9
литр
о
о
7
6
5
4
3
?
° п,= 1000 об/мин
• п, = 750 об/мин
• п, = 500 об/мин
° п,= 1250 о5/'мин
/
/
о
/
<•
|/
"а
/
Л
г/
<
;
t
I
OJ 0,4 0,5 0,6 0,7 0,8 0,9 7
Фиг. 78 Изменение к. п. д. гидромуфты в зависимости
от наполнения при М = const V-
ном передаваемом моменте показано на фиг. 77,
а при Л1= const (I— 5J = const тр — на фиг. 78.
В первом случае удаётся получить надёжное
регулирование до /72 = 0,5 /ij, а во втором (по-
требитель—лопаточная машина)—до n%=Q,\tii.
коэфициента момента на больших скольже-
ниях; обычно применяется на гидромуфтах тя-
гового (транспортного) типа.
Расчёт гидромуфт по методу
акад. Проскура (УССР) [23] производится
по следующим уравнениям. По величинам п.
7 и N находят Q из уравнения N = -^— , где
т]1 — к. п. д. турбинного колеса, равный
Таблица 12
Габариты гидромуфт „Вулкан-Синклер"с черпаковой
трубкой
в о.
5 %
Размер
ного д
в мм
А
В
С
D
а
н
к
Q
М
304,8
419
IO2
343
4<э
334
393
673
-
152
381
515
И4
394
бз
447
444
772
-
152
457,2
584
127
419
75
521
533
838
ЗЗО
2ОЗ
533,8
679
i46
47 6
96
565
584
981
368
2ОЗ
609,6
771
i6j
512
117
610
648
1085
400
203
762
958
203
616
82
769
8оэ
1350
534
234
914,4
1130
22З
711
35
920
889
1520
648
254
1066,8
1320
3°5
806
43
1072
1028
1760
762
3°3
1219,2
IJ24
38i
901
38
1231
ш8
1955
877
3°5
Размеры Е и F обусловливаются размерами привод-
ного двигателя.
Фиг. 79. Габариты гидромуфт „Вулкан-Синклер".
Осевое усилие в муфтах переменного
наполнения меняется в зависимости от по-
следнего и достигает больших значений. Для
уравновешивания системы применяют парал-
лельное соединение двух муфт.
Габариты гидродинамической
муфты определяются не только размерами
собственно гидромуфты, но и геометрией вспо-
могательных устройств. На фиг. 79 и в табл. 12
даны габариты гидромуфты „Вулкан-Синклер"
с черпаковой трубкой (с регулируемым сколь-
жением).
Кольцевой диафрагменный по-
рог (фиг. 80) применяется для уменьшения
Величину//выбирают большой, чтобы (л^)* —
относительная быстроходность — получилась
бы малой (около 0,3). Находят
n\/N
Определяют

458
ГИДРАВЛИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ
[РАЗД. IV
Число лопаток
z = 8,65 +
10,8
Ы*]« (фиг. 81).
Фиг. 80. Тяговая гидромуфта гибкого типа: / — насосное
колесо; 2 — диафрагменная перегородка; 3 — самоустана-
вливающийся подшипник; 4 — двойной упорный подшип-
ник; 5 — ведущий вал; 6 — турбинное колесо; 7 — зазор;
8 — стяжка; 9 - ведомый вал; 10 — равные диаметры для
удобства монтажа.
Величина
2Ь
Расчёт гидромуфт по Хельдту [34] произ-
водится при помощи уравнения
"=» (тяг)'* («?-«?)•
где М-—момент в фунто-футах; С — коэфи-
циент, равный 0,0003; п — обороты в минуту;
W—вес рабочей жидкости (с учётом темпе-
Фиг. 81. Обозначения к расчёту гидромуфт методом
акад. Проскура.
ратурного расширения), участвующей в ра-
боте, в фунтах; R2 и R^ — средние радиусы
в дюймах, подсчитываемые по уравнению
D
(Р2 и Р2—см. фиг. 81 j. Для величины /?j
уравнение имеет ту же форму с заменой
индексов 2 на 1.
где Ь — толщина пограничного слоя, приведён-
ная в табл. 13.
Наконец, Di находят из уравнения
Do
Таблица 13
Толщина пограничного слоя в мм в гидродинамиче-
ских муфтах
i
IOO
аоо
4оо
0,25
0,064
0,0536
0,0516
0,0508
0,30
0,069
0,0580
0.0573
0,0565
0,35 | 0,40
0,073
0,063
0,0620
0.061а
о,О77
0,0675
о.оббб
о,о66о
ГИДРОДИНАМИЧЕСКИЕ
ТРАНСФОРМАТОРЫ
Гидродинамические трансфор-
маторы дают возможность: 1) трансформи-
ровать передаваемый момент; 2) автоматически
изменять передаточное отношение в зависи-
мости от преодолеваемого сопротивления;
3) эксплоатировать двигатель на наивыгодней-
шем режиме вследствие малой зависимости Л^
от передаточного отношения; 4) исключить
жёсткую связь ведущего и ведомого валов;
5) демпфировать крутильные колебания и удар-
ные воздействия. По числу ступеней турбинных
колёс различают одноступенчатые и многосту-
пенчатые, гидродинамические трансформаторы,
а по виду внешних характеристик — стационар-
ные и транспортные. Первые имеют М\ = const
/ дМх Л
при всех значениях л2 nt = const и -~ = 0),

ГЛ. IX]
ГИДРОДИНАМИЧЕСКИЕ ТРАНСФОРМАТОРЫ
459
вторые уменьшают М\ при разгоне ведомого
вала f/ii = constH -~- < 0 ) и обладают про-
V ОМо )
зрачностью при меньших размерах круга цир-
куляции. Обычно применяются нереверсивные
гидродинамические трансформаторы. Реверс
усложняет конструкцию и ухудшает к. п. д.
Реверс достигается: 1) установкой дополни-
тельного направляющего аппарата (фиг. 82 и 83)
при радиальных лопатках турбинного ко-
Фиг. 82. Реверсивный трансформатор с коэфициентом
трансформации на расчётном режиме А>1: / — насосное
колесо; 2— турбинное колесо; 3 — реактивный аппарат
прямого хода; 4 — реактивный аппярат обратного хода.
леса; 2) установкой дополнительной механи-
ческой коробки переключения передач или
3) осуществлением гидропередачи с двумя кру-
Фиг. 83. Реверсивный трансформатор с коэфициентом
трансформации, близким к 1 на расчётном режиме:
/ — насосное колесо; 2 — турбинное колесо; 3 — реактив-
ный аппарат прямого хода; 4 — реактивный аппарат
обратного хода.
гами циркуляции (фиг. 84); на прямом ходе на-
полняется первый, а второй — опорожняется,
при обратном ходе — наоборот.
Гидротрансформатор типа „Лис-
холь м-С мит*— наиболее распространённая
конструкция (фиг. 85), геометрия рабочих
органов которой выполняется в различных
странах без изменений.. Имелись конструкции
с поворотными лопатками насосного колеса
(фиг. 86), что позволяло увеличить к. п. д.
на нерасчётных режимах, а также умень-
шать коэфициент момента в уравнении
где Mi — момент на ведущем валу; л2 — коэ-
фициент момента, зависящий от передаточного
отношения; f— весовая плотность рабочей
жидкости; щ — число оборотов ведущего вала;
D — активный диаметр. Эта система теряет
основное свойство — автоматичность, а поэтому
распространения не получила. Конструкция
автобусного трансформатора типа „Лисхольм-
Смит" показана на фиг. 87. Очертания круга
циркуляции показаны для одного из типораз-
Фиг. 84. Двухциркуляционная гидропередача: / и б — на-
сосные колёса; 2, 4, 7 и 9 — турбинные колёса;
3,6 и 8 — реактивные аппараты.
меров на фиг. 88, а для иных типоразмеров
изменяются с сохранением геометрического
подобия.
Изометрическое изображение рабочих орга-
нов дано на фиг. 89, а лопаток — на фиг. 90.
Лопатки насосного колеса (фиг. 91,7) и тур-
бинного колеса 3-й ступени (фиг. 91,77) вы-
полняются из специального стального проката,
а все остальные лопатки (фиг. 91, 77/) — из ката-
ной бронзы. Числа лопаток и углы установа
показаны на фиг. 92. Радиус выходных кромок
и угол выхода определяются радиусами лопа-
точной окружности р, к которой касательны
хорды дужек, и радиусом расположения кре-
пящих штырей Р.
Угол между биссектрисой схо-
да с профиля и хордой определяется
уравнением
= -s- arctg
(b—x2) {уг — a)—(b—xj) (a—y2)
где b и а — координаты выходной кромки
(хорда принимается за ось абсцисс, а ось орди-
нат касательна к входной кромке); xlt уь х2
и у2 — координаты центров дуг, образующих
выходные кромки.
Величина допуска i определяется
размерами допусков геометрических факто-
ров (a; b; xx\ x2; _Vi и у2) по уравнению
1
дс
с
dd_
Геометрические параметры ре-
шётки определяются величинами

460
ГИДРАВЛИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ
[РАЗД. IV
Фиг. 85. Гидротрансформатор типа ,Лисхольм-Смит" для транспортных машин.
Фиг. 86. Гидротрансформатор типа „Лисхольм-Смит" с поворотными лопатками насосного колеса.

ГЛ. IX]
ГИДРОДИНАМИЧЕСКИЕ ТРАНСФОРМАТОРЫ
461
Фиг. 87. Автобусный гидротрансформатор типа „Лисхольм- Смит"
¦ff4-
Фиг. 88. Геометрия круга циркуляции гидротрансформа- Фиг. 89. Аксонометрическое изображение рабочих
тора типа „Лисхольм-Смит". органов.

462
ГИДРАВЛИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ
[РАЗД. IV
где
= arctg — и А =ур^-
±(b-xe).
Знак плюс применяется для рабочих колёс
с радиусом выхода большим, нежели входа,
в противном случае используется знак минус
(фиг. 93, а и б). Величины допусков R и в
определяются уравнениями:
ДР
Р±Ув
А^ (b —
*А
Др
(b-x6)
^— + -1
- -«в) ^ Р J
ДР
Др
Р±Ув
A qF (Ь -х6)
АУе
где л:6 и у6 ~ координаты крепящего штыря.
Координировка последнего относительно вы-
ходной кромки лопатки уменьшает величину
допуска ДО от 18,1 до 25Д0/0 и Д# — от 24,4
до 36,9% для различных рабочих колёс гидро-
динамического трансформатора типа „Лис-
хольм-Смит". При выборе целесообразных
координат крепящего штыря пользуются ве-
личинами локальных уклонов главных до-
пусков:
d\AR\
D I
|ДР| Р]ДР|±(Р
(А
J'
де
ду6
д|де1 _
' дх7 ~
т (р
J
где х7 = Ъ — х6.
При отрицательном значении % допуск
уменьшается увеличением координаты и
обратно. В случае различных знаков %^ и т*..
надлежит изменять координату согласно боль-
шей величине абсолютного значения локаль-
ного уклона.
Изображённая на фиг. 87 кон-
струкция позволяет передавать момент
через гидродинамический трансформатор,
муфту свободного хода и угловую передачу,
При увеличении п% специальным регулятором
(в картере углового валика) крайняя правая
муфта с синхронизатором соединяет потреби-
теля с двигателем на прямую. Переключение
Фиг. 90. Лопатки гидротрансформатора
типа „Лисхольм-Смит": / — насосного ко-
леса; 2 — турбинных колёс 1-й и 2-й сту-
пеней и 2-й ступени реактивного аппарата;
3 — 1-й ступени реактивного аппарата;
4 — 3-й ступени турбинного колеса.
происходит с помощью воздушного цилиндра
(внизу на фиг. 87). Одновременно происходит
кратковременное прекращение подачи топлива
в двигатель (дизель) для уменьшения п}. Затем
фрикцион выключает насос, прекращая работу
трансформатора в качестве тормоза. Реверс —
механический (в картере справа от трансфор-
матора). Система питания изображена на
фиг. 94. Питательный насос дизеля подаёт го-
рючее (оно же служит рабочей жидкостью)
в форсунки, откуда избытки попадают в пита-
тельный бак. Из области высокого давления
(после 1-й ступени турбинного колеса) рабо-
чая жидкость подаётся в радиатор для охла-
ждения и выделения газа по трубке диаметром
20X18 и в верхний питательный бак по трубке
диаметром 6 X 4, куда через инжектор 4 вса-
сываются по такой же трубке утечки, попа-
дающие в сливной бак. Из питательного бака
через инжектор 3 происходит питание системы
в область малых давлений (перед насосным
колесом), поддерживающее достаточное да-
вление для предотвращения кавитации. В ту же
область возвращается по трубке диаметром
20X^8 рабочая жидкость из радиатора. Пунк-
тиром на чертеже изображён способ включе-
ния мерного бачка для проведений испытаний
на кавитацию.
Внешняя характеристика авто-
бусного гидротрансформатора типа „Лисхольм-
Смит", работающего от шестицилиндрового ди-
зеля GMC, показана на фиг. 95. Пересчёт на
другие условия работы производится по урав-
нениям пропорциональности:
М2=

ГЛ.IX]
ГИДРОДИНАМИЧЕСКИЕ ТРАНСФОРМАТОРЫ
463
-\№\
г
ш
Фиг. 91. Профили лопаток рабочих колёс гидротрансформатора гипа „Лисхольм-Смит".
Z=7S
Фиг. 92. Числа лопаток и их установ в рабочих колёсах.
Фиг. 93. Координировка лопаток.

464
ГИДРАВЛИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ
[РАЗД. IV
'М бриггс
По ЙВСп
Фиг. 94. Система питания автобусного гидротрансформатора типа „Лисхольм-Смит".
Мкгм
350
300
250
200
150
100
50
\
ч
/
/
/
4—
7—
/—
1—'
. н
У V
л
\
\
—-—-~
-1— Гидре
Ч
\
гв/шческая
Ъ
Mi
передача
—
i
—
^—-
^^
——Прямая
1
п1
°й/мин
1800
1400
1200
Ц%
100
80
¦ 60
20
200
400
600
800
1000
1200
1400 1600 п2 о5/мин
Фиг. 95. Характеристика автобусного гидротрансформатора типа „Лисхольм-Смит" при работе
с шестицилиндровым дизелем GMC, работающем при полной подаче топлива.

ГЛ. 1X1.
ГИДРОДИНАМИЧЕСКИЕ ТРАНСФОРМАТОРЫ
465
причём Х2 и т)=/(/) даются в виде исходной
характеристики гидротрансформатора (фиг. 96).
Производя пересчёт по этим уравнениям,
можно получить полную характеристику
\
1
/
\
/
/Х2Ю4
\
/
\
У
\
\
\
i—'
ч
s
п
/
00
по
90
70
50
30
Ю
О OJ 02 OJ 04 05 O.S j
Фиг. 9S. Исходная характеристика гидротранс-
форматора типа „Лисхольм-Смит".
гидротрансформатора (фиг. 97) или характе-
ристику его работы с двигателем на полном
газу (фиг. 95). Сравнение гидротрансформа-
торов производится по относительным харак-
теристикам, дающим
j =/"Г—=-
П
M1=f(—J прип1=соп81(фиг.98).
Пересчёт по формулам пропорциональности
перестаёт быть точным при изменении пх боль-
240
220
200
180
160
120
100
80
60
20
\
\
\
/
\
п = flV
\
-Л
W
-101
У
Л
/
к
\
' У
%
,•83,5%
г?
К
\
\
= 77 У.
\
1
1
\
у
. Т]
\
\
s
'85%
/
\
Ч,
S
^ч
Iя
\
ч
80'
V
N
м
1 = 40%
\
40 80 120 160 200 />г%
Фиг. 97. Полная характеристика гидротранс-
форматора.
ше чем на 50%, особенно в сторону уменьше-
ния. В этих случаях характеристика снимается
экспериментально и изображается в виде ю-
пографика (фиг. 99).
Выбор гидродинамического транс-
форматора к двигателю с заданной харак-
30 Том 12
теристикой производится так, чтобы встреча
кривой нагрузки М1=/(п1) с характеристикой
двигателя Md=f(fii) произошла бы в точке,
соответствующей максимальной мощности дви-
гателя (точка С на фиг. 100, а). Гидротранс-
форматоры с полупрозрачной характеристикой
(транспортные, например, тип „Лисхольм-
^ дМ _, л ,.
Смит", для которого г- < 0 при щ = const)
а
имеют пучок парабол нагружения Afi=/(nj),
каждая из которых соответствует определён-
ному передаточному отношению. В этом слу-
чае выбор размера активного диаметра произ-
водится так, чтобы через точку С (фиг. 100, а),
прошла кривая Mi=f(n{), соответствующая
передаточному отношению igt при котором
к. п. д. имеет максимальное значение. Обяза-
тельна проверка на режим 1 = 1щЛ, при ко-
тором кривая нагружения <Mi=/f-r-J не
должна пройти правее точки А. Максимальный
момент на ведомом валу имеет место, если
\
\
/
/
\
¦
7
ЮО
80
60
20
0,2 0.4 0,6
0.8
Фиг. 98. Относительная характеристика
гидротрансформатора.
-'(т)
проходит
кривая нагружения
через точку В(Мд имеет максимальное зна-
чение) при остановленном вале («2 = 0 или
/= оо). К. п. д. системы двигатель—гидротранс-
форматор определяется наложением кривых
нагружения Mi=f(n{) на топографическую
характеристику двигателя (фиг. 100, б и в),
дающую в любой точке значение топливного
к. п. д. Топливным к. п. д. называют отноше-
ние минимального удельного расхода топлива
(&>)min K удельному ра'сходу топлива на задан-
ном режиме работы 757-= 1—m—, а к. п. д.
гидротрансформатора определяется по вели-
чине /параболы нагружения, так как каждому i
соответствует своё значение к. п. д. т\ (фиг. 96),
К. п. д. системы т)э = тг) • rlT. Выбор актив-
ного диаметра производится по уравнению
~ 5 у— 1
V(h)at

466
ГИДРАВЛИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ
[РАЗД. IV
М Наилучшие условия работы имеют место при
где х = -у — параметр характеристики дви- совпадении точки с прямой %э = const, а кре-
п\ стика с прямой ¦х,0 = const.
гателя, а индекс э относится к режиму, соот- Расчёт рабочих органов гидро-
ветствующему максимальной мощности дви- динамического'трансформатора вне зависимо-
200 h
О 100 200 300 400 400 600 700 800 900 WOO 1100 1200 п7 ot/мин
О Ь 8 12 16 20 2ч 28 32 36 40 ^ 48 Укм/час
Фиг. 99. Тяговое усилие и к. п. д. автобусного трансформатора (N =50 л. с,
0 - 800 мми±--0,25).
гателя. Величина (К{)а соответствует макси-
мальному к. п. д. гидротрансформатора, а у —
весовая плотность рабочей жидкости.
Нормальный ряд типоразмеров
г и д р о т р ансформатор о в устанавли-
вается так, чтобы любому двигателю мог быть
подобран подходящий типоразмер. Расширение
области применения типоразмера производится
обточкой насосного колеса; так, для номиналь-
ного размера параметр характеристики гидро-
трансформатора типа „Лисхольм-Смит*
* = -?i = XlTp5 = 98,l • 1(Г6.
При уменьшении диаметра насосного колеса
на 11,11 мм х = 78,4- 10~6, а на 14,28 ммх =
= 72,28 (фиг. 101). В осях координат lg M — lg nx
х = const изображается прямой, а область об-
служивания одним типоразмером изображается
- „ V 72-28
полосой с границами х = const и qo-t- * =
= const. Покрывая всё поле \%М — lgn1 та-
кими полосами, можно получить размеры образ-
цов нормального ряда типоразмеров (фиг. 102).
Так как (Х^ при / = оо(/12=0) в 2>16 Раз
больше (>ч)э при т( = т]тат, то каждому расчёт-
ному параметру характеристики %э = A{)э -\Db
соответствует свой параметр характеристики
страгивания с места у-с=(^1)оТ^5' соответствую-
щие прямые которых показаны на фиг. 102
тонкими прямыми. На том же графике пока-
заны параметры восьми автомобильных дви-
гателей (точка — режим максимальной мощно-
сти, крестик — режим максимального момента;
обе ючки соединены пунктирной прямой).
сти от 7 производится по критерию изогональ-
ности 6 = п. л - , причём связь между
удельным числом оборотов ns (стр. 344) и
определяется уравнением
Для одноступенчатых конструкций связь между
критериями изогональности
Si = «2 = y 5a,
где индекс 1 относит величины к насосному
колесу, а 2 — К турбинному. Для понизи-
тельных трансформаторов используется быст-
роходное насосное колесо и тихоходное тур-
бинное. При невозможности расположить ло-
патки рабочих колёс в круге циркуляции,
либо невозможности осуществить рабочие
колёса с нужной величиной 6 при высоком
значении к. п. д., переходят к многоступен-
чатым системам, позволяющим повысить
быстроходность турбинного колеса каждой
ступени. Критерий изогональности к-п сту-
пени определяется уравнением
-щ
где (Tf]o)^ — объёмный к. п. д. к-й ступени.
Увеличение коэфициента трансформации k

ГЛ. IX]
КОМПЛЕКСНЫЕ ГИДРОПЕРЕДАЧИ
467
Ым
/
My
j/
У
--—
/I
?/
У
¦
В
У
-—-_
/
/
/
/
/
/
N
/
у
Фиг. 100. Выбор размера гидротрансформатора: а—нахо-
ждение режима работы, системы гидротрансформатор-
двигатель; б — топографическая характеристика карбю-
раторного двигателя М-1 с йге)т|„ = 260 г/л.с.ч: в—то-
пографическая характеристика трёх'цилиндрового дизеля
GMG.
л/Ж.
V Hi
достигается повышением значения
В гидротрансформаторе типа „Лисхольм-Смит"
&! = 10,35-г-9,39.
Распределение потерь в процентах по опытам
Лисхольма дано в табл. 14.
Для получения полупрозрачной характери-
стики (падающая кривая Xj с увеличением
-г , что имеет место для транспортных си-
стем) следует при прочих равных условиях
увеличивать угол выхода лопаток fJ2- Рабочие
колёса рассчитываются по струйной теории.
2500 я, о?/мин
Таблица 14
Потери в гидродинамических трансформаторах
типа „Лисхольм-Смит" в °/0
Тип системы
Опытный
Серийный автобус-
ный
Серийный железно-
дорожный
Гидра-
вличе-
ские
потери
турбинное
колесо
3.5
4.5
насосное
колесо
2,5
3>°
Утечки
2,5
3.5
Меха-
ниче-
ские
потери
подшип-
ники
i»5
1.5
1.5
остальные
о>5
1-5
Прочие потери
:
Полный к. п. д. 1
89
85
85-5
КОМПЛЕКСНЫЕ ГИДРОПЕРЕДАЧИ
Комплексными гидропередач а-
м и называются гидротрансформаторы, в ко-
торых реактивный аппарат связывается при
помощи муфт свободного хода с корпусом и
турбинным колесом. При трогании с места
yW2>Mi и реактивный аппарат сблокирован
с корпусом. По мере разгона А/2 падает и в мо-
мент превышения Afx над /М2 направляющий
аппарат блокируется с турбинным колесом и
гидропередача обращается в гидродинамиче-
скую муфту. Конструкция подобной гидропе-
редачи, употреблявшейся на немецкой телетан-
кетке, показана на фиг. 103. Характеристика
этой гидропередачи показана на фиг. 104.
Конструкция комплексной гидропередачи типа
„Трилок", применённой в качестве элемента

трансмиссии легкового автомобиля, показана
на фиг. 105. Выбор размера комплексной
Мэ
гидропередачи по параметру %э = -—f- при-
водит к тому, что переключение гидропере-
дачи на работу в качестве муфты проис-
ходит при слишком больших оборотах дви-
гателя, что делает невозможным большое уве-
личение скорости транспортной машины, об-
служиваемой этой комплексной гидропере-
Фиг. 102. Вид диаграммы для выбора типоразмера гидро-
трансформатора под двигатель с заданной характери-
стикой.
дачей, работающей в качестве муфты. Выбор
Мгг
размеров следует производить по *д = -j—" - ,
соответствующему режиму работы двигателя,
развивающего максимальный момент.
МНОГОЦИРКУЛЯЦИОННЫЕ
ГИДРОПЕРЕДАЧИ
Многоциркуляционные гидропередачи ис-
пользуются в качестве многоступенчатых
гидравлических трансмиссий, переключение
передач которых осуществляется поочерёдным
опорожнением всех кругов циркуляции, кроме
одного. Такие системы в отличие от комплекс-
ных гидропередач не обладают автоматич-
ностью переключения и нуждаются в специ-
альном органе управления либо в автомати-
ческих переключающих устройствах. Пример
двухциркуляционной гидропередачи, использу-
емой для осуществления реверса, приведён на
фиг. 84. Схема двухциркуляционной гидро-
Фиг. 101. Влияние измене-
ния диаметра насосного
колеса на внешнюю харак-
теристику гидротрансфор-
матора типа „Лисхольм-
Смит": / — номинальный
диаметр; 2 — диаметр
уменьшен на 6,35 мм; 3 —
диаметр уменьшен на
11,11 мм; 4 — диаметр
уменьикн на 14,28 мм.

ГЛ. 1X1
ГИДРОМЕХАНИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ
469
передачи, заменяющей комплексную, пока-
зана на фиг. 106. Размер гидромуфты в такой
схеме не связан с размерами гидротрансфор-
матора, который может подбираться по наи-
выгоднейшему значению %д. Характеристика
подобной двухциркуляционной гидропередачи
приведена на фиг. 107, а трёхциркуляционной
(гидротрансформатор и две гидродинамические
к ведомому может передаваться двумя развет-
влёнными путями — через гидропередачу и ди-
ференциальную передачу. Гидромеханические
передачи являются трансмиссиями с изменяе-
мым передаточным отношением и по сравне-
нию с обычными гидропередачами могут обла-
дать следующими достоинствами: 1) больший
диапазон изменения передаточных отношений;
Фиг. 103. Конструкция комплексной гидропередачи,
устанавливавшейся на немецкой телетанкетке.
муфты разных размеров) — на фиг. 108. Су-
жение интервала, обслуживаемого трансфор-
матором, повышает коэфициент трансформа-
ции и приближает кривую /Vf2=/( —J к ги-
перболе. Скачки чисел оборотов двигателя
дают обычную «пилообразную" диаграмму.
Фиг. 108 даёт возможность сравнивать тяговые
характеристики трансформаторной машины
с одно-, двух- и трёхциркуляционной гидропере-
дачей.
ГИДРОМЕХАНИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ
Гидромеханические передачи
представляют собой соединение гидропередачи
с диференциальной передачей (обычно зубча-
той), при котором мощность от ведущего вала
2) возможность передавать большую мощность;
3) возможность иметь на одном из выводных
валов число оборотов большее, нежели пре-
дельно допустимое число оборотов объёмной
гидропередачи; 4) возможность использования
быстроходной гидродинамической передачи
при небольших числах оборотов выводных
валов; 5) способность иметь иную внешнюю
характеристику, нежели характеристика гидро-
передачи.
Изменение характеристики может дать
больший к. п. д. на расчётных режимах
и больший коэфициент трансформации при
трогании с места.

470
ГИДРАВЛИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ
[РАЗД. IV
Г ид ром еханическая передача
„Г и д р о м а т и к" — трансмиссия, применяе-
мая на автомобилях, танках, снегоходах и т. п.,
которая на некоторых передачах становится
гидромеханической. Общая схема показана на
фиг. 109 вверху. Затягивая или отпуская тор-
моза 3 и 5, включая или выключая фрикционы
4 и 6, задерживая или отпуская защёлку 7,
можно получать различные передачи, включая
разгона нагрузка на гидропередачу падает,
обращаясь в нуль при lnl j = —• = 0,632.
Дальнейший разгон прекращает циркуляцию
мощности, обращая насос в гидромотор, и на-
оборот.
Гидромеханическая передача
Айфилда (фиг. 111) состоит из двух парал-
0,2 0,3 0,4 0,5 0,6 0,7 0,8 0,9 I-Hi
2,0
1,0
0,3
0,2
0,1
Фиг. 104. Характеристика комплексной гидропередачи G—4,9° Е и л,«1000; 2—4,9° Е
и «,=700; 3—1,55° Е и «, = 1000; 4—1,3° Е и я, = 1000; 5—1,3° Е и л,«=1100; 5—1,3° Е
и лл — 900).
реверс и нейтраль (тормозы отпущены, а фрик-
ционы выключены).
Гидромеханическая передача
Винтера и Кулла (фиг. 110) состоит из
объёмного гидротрансформатора и простейшей
диференциальной передачи. Вал двигателя
соединён с регулируемым насосом и коронной
шестерней. Ведомый вал соединён с водилом
сателлитов, а солнечная шестерня — с нерегу-
лируемым гидромотором, работающим от на-
соса. Выключающий рычаг 5 охолощает гид-
ропередачу и даёт разъединение ведущего и
ведомого валов (нейтраль). Кинематическое
уравнение диференциальной передачи
лг + 0,583 яп—1,533 лш=?0,'
где пх — обороты двигателя; лп — обороты
гидромотора; -пш—обороты ведомого вала.
При трогании с места гидропередача нагру-
жена всей мощностью двигателя, которая цир-
кулирует в системе, а обороты насоса имеют
обратный знак оборотов двигателя. По мере
лельно соединённых диференциальных передач
и объёмной гидропередачи. Вал двигателя со-
единён с коронной шестерней, находящейся в
зацеплении с двухрядными сателлитами, водило
которых соединено с выходным валом. Первый
ряд сателлитов вращает солнечную шестерню,
соединённую, с насосом, а второй — приводит
во вращение вторую солнечную шестерню, со?
единённую с гидромотором. Устанавливая лю-
бую гидромашину на нулевую производитель-
ность, можно затормозить вторую, обращая
трансмиссию в двухскоростной редуктор.
Возможные принципиальные
схемы гидромеханических пере-
дач показаны на фиг. 112.
Кинематические свойства т р ё х-
вальной д иф-е р ен ци а л ьной пере-
дачи с двумя степенями свободы опреде-
ляются уравнением
1 И/ -?/„„ = 0,
где /ш.
." ''.и
— передаточные

Фиг. 105 Автомобильная коробка передач, включаюшая
комплексную гидропередачу „Трилок": 1, 2 и 3 — насос-
ное и турбинное колёса и реактор; 4 — система пере-
ключения; 5 —дополнительная механическая коробка
переключения передач.

472
ГИДРАВЛИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ
[РАЗД. IV
отношения, А и Е—числовые коэфициенты, обу-
словленные конструкцией передачи, индекс I
относится к валу двигателя, II — к ответвлён-
ному валу и III — к валу приёмника энергии.
При отсутствии внешней опоры момента Е =
= {\-\- А). В простейшей форме диференци-
альная передача может быть выполнена по
схеме, показанной на фиг. 113, а, и тогда А — а,
Фиг. 106. Схема двухциркуляционной гидропередачи (про-
стая штриховка— детали, связанные с ведомым валом;
штриховка в клетку—детали, связанные с ведущим ва-
лом; корпус и связанные с ним детали зачернены; / — ве-
дущий вал; 2 и 7 — насосные колёса трансформатора и
муфты; 3 и 5 — турбинные колёса трансформатора;
8 — турбинное колесо муфты; 4 — реактивный аппарат,
жёстко связанный с неподвижным корпусом 9).
причём предельные значения <г. 1 и со. Заме-
няя плоскую систему пространственной, можно
снизить предельное значение а до нуля. Таким
образом, кинематические свойства трёхваль-
ной диференциальной передачи с двумя сте-
то
то
360
320
280
2U0
200
160
120
80
йп
\
/
f
\
\
1
V
1
|
\
\
\
\
п
А
\
\
\
\
Я
\
\

%
100
80
80 40
U0 20
Фиг. 107. Тяговая ха-
рактеристика двухцир-
куляционной гидропе-
редачи: А—область
гидротрансформатора;
В—область гидромуф-
ты; Мf - .момент при
постоянной мощности
на выводном валу, рав-
ной максимальной
мощности двигателя.
0 0,2 O,ff 0,6 OJS 1,0 Hi
пенями свободы без внешней опоры момента
определяются одним числом А. Если три*вала /,
// и /// (вал двигателя, ответвлённый вал и
вал приёмника энергии) могут по-разному при-
соединяться к трём валам диференциальной пе-
редачи (фиг. 113, а), то возможны шесть вариан-
тов соединения, и если известно характеристи-
ческое число дифзренциальной передачи при
одном варианте соединения валов, то из табл. 15
можно найти характеристические числа осталь-
ных пяти вариантов. Останов одного из валов
диференциальной передачи с двумя степенями
свободы обращает её в обыкновенный редук-
тор, а диференциальная передача с двумя сте-
пенями свободы и внешней опорой момента
может быть получена из диференциальной
передачи без внешней опоры момента при
1 0
1
1 0
\
FF
Ш
m
i
1
i —
0
1r-i
P
n
4=
i
5)
Ф
Фиг. 108. Тяговые характеристики гидропередач: / —одно-
аиркуляционная; 2 — двухциркуляционная; 3 — трёхцир-
куляционная; а — тяговое усилие; б— обороты двигателя;
в — к. п. д. —
Общая схемо
Первая передача
т
Вторая передаче
Третья передача
Четвёртая передача
Фиг. 109. Схемы "трансмиссии „Гндраматик: /—насосное
кояесо; 2 — турбинное колесо; 3 и 5— тормозы; 4 к
6 — фрикця-ны; 7 — защёлка реверса.

Фиг. 110. Автомобильная гидромеханическая передача Винтера и Кулла: / —кулачковое управление; 2— регулягор давления; 5 — регулятор
скорости; 4 — магистраль высокого давления; 5— выключающий рычаг.

474
ГИДРАВЛИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ
[РАЗД. IV
помощи установки редуктора на одном из ва-
лов. Так, система, показанная на фиг. 114, я,
может быть получена из систем а, б и в со-
и изображается прямой mL, причём коорди-
наты т{-\-\\ — 1) и L Ы- ; 0). Гори-
зонталь Ny=l даёт мощность на валу у,
принятую за 1. Прямая OL' (OL' _]_LL') даёт
— Л^д. = ¦— и разность N2 = — Nx — Nv. Эти
величины даны без учёта к. п. д., который
снижает значение мощности на ведомых валах.
При построении характеристик диференциаль-
ных передач с двумя степенями свободы, об-
ладающих внешними опорами момента, харак-
Фиг. 111. Автомобильная гидромеханическая передача Айфилда.
ответственным выбором характеристических
чисел Ах и А2. В первом случае (фиг. 114, а)
А
Л1 = ? —Л —1 и Л2= г:—-; , во втором
(фиг. 114, б) А\ = А и А 2= у—г—- —1 и в
1 -\- А
А
третьем Ах — Е— 1 и А2= -р—. — 1.
Расчёт гидромеханической пе-
,р е да ч и производится при помощи графика
^-; 0].
теристическую прямую кинематических свойств
проводят через точки с координатами @; — -^-
\ А
Способ построения графиков отно-
сительных, мощностей при этом не меняется.
На том же графике (фиг.Л15) показан^ область
Kv изменения ixy, в которой происходит сумг
мированиё мощностей на валу у аналогично
Кх Ддя вала х и Кг Для вала z.
Таблица 15
Значения характеристических чисел шести вариан-
тов присоединения простейшего диференциального
элемента
¦Фиг. 112. Схемы гидромеханических передач: л — развет"
вление на вводном валу; б—разветвление ha выводном
валу; в — внутреннее присоединение гидропередачи.
передаточных отношений и относительных
мощностей (фиг. 115). Если диференциальная
передача с двумя степенями свободы и без
лшешней опоры обладает тремя валами дг, у
и г, то кинематические свойства такой пере-
дачи определяются уравнением
1+А1гу-A+А)!ху = 0
Какой из
валов ди-
: ферен-
циальной
передачи
соединён
с валом
I
I.'
1Г
иг
иг
1Г
г
II
1Г
г
г
II'
иг
III'
Характеристиче-
-ское число дифе-
ренциальной
, передачи
t- A
Л3= -
1 + А
А< - - т
1 + А
Л — '
Лб" А
Лв=-A + А)
Область изменения
характеристиче
ских чисел
+ 1 < Л, < + со
0<Л3< + 1
- 0,5 < А3 < 0
- 1 < Л4<-0,5
-2<Л5<-1
— оо< Л„<-2

ГЛ. IX]
ГИДРОМЕХАНИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ
475
Компоновка объёмных гидроме-
ханических передач производится на
основе следующих правил: 1) гидромеханиче-
ская передача с реверсом даёт очень большую
перегрузку гидропередачи; 2) увеличение диа-
пазона GIH =
гидродинамической пе-
лШт1п
редачи прогрессивно увеличивает нагрузку на
Gm -1
гидропередачу | Ь= ^ — ] и частичная раз-
грузка гидропередачи возможна при использо-
вании диференциальной передачи с 0>Л> — 1;
3) диапазон гидромеханической передачи в схе-
а)
Фиг. 113. Простейшая диференциальная передача с двумя
степенями свободы без внешней опоры момента.
ме с разветвлением на вводном валу может быть
большим диапазона гидропередачи при СГ> А >
>—1, причём увеличение диапазона дости-
гается превышением числа оборотов ведущего
Фиг. 114. Составление диференциальной
передачи с двумя степенями свободы, и
внешней опоры момента.
вала гидропередачи по сравнению с числом
оборотов двигателя, а также наличием цирку-
лирующей мощности; 4) тихоходная гидропе-
редача может быть использована с быстро-
ходным двигателем в схеме с разветвлением
на выводном валу при СГ> А ^> —1, что одновре-
лШтах\
"illminj
и разгрузку гидропередачи тем большую, чем
больше передаточное отношение гидромехани-
ческой передачи; 5) при разных знаках пх и
л in диапазон гидромеханической передачи
лШтах\
Л111т1п /
менно даст уменьшение диапазона
может быть большим диапазона
гидропередачи при — оо<у4<—1.
Расчёт схемы, увеличивающий диапазон
гидромеханической передачи, выполненный по
схеме с разветвлением на вводном валу, про-
изводится по уравнению
J
Gm
где
ЛШ max
И С/тт =¦
п\\ max
"ll min
Расчёт схемы с разветвлением на выводном
валу, допускающий работу тихоходной гидро-
— К:
Фиг. 115. Характеристика диференциальной передачи
с двумя степенями свободы без внешней опоры момента.
передачи с быстроходным двигателем, произ-
водится по неравенству
1 + Ь ^ * — (*'ш Qmin
(*'l[Il)
^
^ ^
l[Il)max
{}\\\ \)
пр
левая часть которой обусловливает предель-
ную нагрузку на гидропередачу, а правая —
предельно допустимое число оборотов гидро-
передачи. В этом неравенстве b — отношение
мощности, передаваемой через гидропередачу,
к мощности, снимаемой с двигателя; А — ха-
рактеристическое число диференциальной пе-
)
— предельное зна-
чение передаточного отношения; {пт)пр —
предельно допустимое число оборотов гидро-
передачи. Все эти способы расчёта относятся
к диференциальным передачам без внешней
опоры момента. При наличии внешней опоры
моментов все соотношения, дающие связь
между диапазонами числа оборотов, остаются
справедливыми, тогда как сами числа оборо-
тов могут меняться. Графическое изображение
диференциальной передачи, обладающей внеш-
ней опорой момента (Е ф\-\- А), отличаются
от изображённого на фиг. 115 тем, что харак-
теристическая прямая ML, проходя через точ-
ку L, не будет проходить через точку т (не-
возможность блокировки передачи), все же
остальные свойства и способы построения гра-
фической характеристики остаются прежние.
Общей схемой гидромеханиче-
ской передачи, образующей двух-
вальную трансмиссию (механизм вто-
рого ранга), является схема, изображённая на
фиг. 112, в. Соответственным выбором пара-
метров Alt A%, E\ и Е2 можно получить схемы,

476
ГИДРАВЛИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ
[РАЗД. IV
изображённые на фиг. 112, а и б и ряд иных.
Механическая часть схемы (фиг. 112, в) пред-
ставляет собой статически определимый че-
тырёхвальный механизм с двумя степенями
свободы. Этот механизм устанавливает следу-
ющие уравнения связи между показателями
режимов:
Пд = СхЩ -\- СоПо
= — с1Мд — свМс
дётся пропускать через гидропередачу боль-
шую мощность, нежели мощность, снимаемая
с двигателя N$ (в системе будет циркулиро-
вать мощность).
Теорема о коэфициентах транс-
формации. Если в гидромеханической пе-
редаче нет потерь, то соотношение коэфици-
ентов трансформации гидромеханической пе-
редачи и гидравлического элемента получается
заменой выражений передаточных отношений
на соответствующие выражения коэфициентов
трансформации с обратным знаком:
в которых индексы дне относят величины
к валу двигателя и валу потребителя энергии,
100
80
60
40
20
0 20 40 йП 8QvkM/4aC
1сд —
к
5
3
г
1
><
i
1
Л,
3
f
К
/
S
к
1-а -
А
yS
!
1
4-
V
к
5
4
3
г
1
\
4
i
f
"t
у
1
У
\
Л-а
к
\
\
/
n
/
/
/
•nt
к
5
и
3
2
1
/
/
Г
/.
1-6
--
ч^
п
к.
Г
f
too
80
60
40
20
0 20 40 60
\
1
/
/
SJ
1
/
7,
\
п-S
\
к
п
Г
-=
/
mm
и k —
с4 —
0 20 40 60 MvkH/час п 20 кО 60 80vk"/vac
20 40 60 80 v ""/vac
Фиг. 116. Характеристики различных гидродинамических передач.
а 1 и 2 — к валам, соединённым с гидропере-
дачей. При отсутствии внешней опоры момента
Уравнение связи между переда-
точными о т н о ш е н и я м и i^c = —$- и /19=
= —i*- получается дробжягинейяой или гомо-
графической подстановкой
Связь между мощностью на валу
двигателя Nd и мощностью на от-
ветвлённом валу Nt при отсутствии по-
терь в диференциальном механизме опреде-
ляется уравнением Крейнеса
dln|/12| '
поэтому для получения большого диапазона
изменения i$c при малом диапазоне i\i при-
В этом выражении используются моменты,
извне нагружающие валы диференциальной
системы, а положительное направление дей-
ствия момента соответствует направлению
действия момента двигателя.
Теорема о гидромеханических
передачах, составленных из ги-
дромуфт и диференциальныхси-
стем. Если гидромеханическая передача со-
ставляется из гидромуфты и диференциальной
системы, не обладающей потерями, то её ко-
эфициент трансформации не зависит от пере-
даточных отношений, а закон изменения к. п. д.
такой, как у последовательно соединенных
гидромуфты и редуктора.
Т е о р е м а о к. п. д. Если в диференци-
альной системе нет потерь, то дополнение
к. п. д. гидромеханической передачи до еди-
ницы так относится к дополнению к. п. д.
гидропередачи до единицы, как мощность,
снимаемая с двигателя, к мощности, подводи-
мой к гидропередаче

ГЛ. IX]
ГИДРОМЕХАНИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ
477
Учёт к. п. д. в диференциальной передаче
осуществляется умножением характеристиче-
ского числа на коэфициент ф. Для трёхзвен-
ного диференциала (фиг. 113,а) Ni — 1, Nu =
г=ф-Л^п и #ш = —A4-фЛ)-/пп, а мо-
менты: Ми*= <\> А М^ и Afjjj=—A — <]>А)-М1
где ф = тцтJ при iln т < 1 и ф == —г ПРИ
'A Ti2
/пп>1, где ^ и тгK — к. п. д. редукторов,
составленных коронной шестерней с сателли-
том и солнечной с тем же сателлитом. Эпюра
относительных мощностей (фиг. 115) при этом
меняется. Прямая Nn поворачивается около
L', a Nin — около точки 0.
На прямую и по- П-а
питающую передачу
1-1 ' Л-ё
Фиг. 117. Схемы гидромеханических передач.
Сравнение характеристик раз-
личных гидромеханических пере-
дач, используемых в качестве трансмиссии
одного и того же легкового автомобиля.
(Vmax=100 км/час), дано на фиг. 116. Первая
гидропередача (фиг. 117, / — о) представляет
собой гидродинамический трансформатор Фе-
тингера [13], насосное колесо которого соеди-
нено с солнечной шестерней, а турбинное 2 —
с коронной 5. На ведущем валу 6 жёстко по-
сажено водило сателлитов 4, через которые
мощность двигателя разветвляется на солнеч-
ную и коронную шестерни, а с коронной ше-
стерни передаётся на ведомый вал 7 и двух-
скоростную коробку передач 8 (прямая пере-
дача и понижающая /=1,5:1). Механизм 9
позволяет блокировать гидропередачу. Вторая
гидропередача (фиг. 117, I ~б и 116, 1 — 6)
представляет собой гидромеханическую пере-
дачу, составленную по той же схеме, в кото-
рой трансформатор Фетингера заменён ком-
плексной гидропередачей „Трилок" {5 п б —
муфты свободного хода; 7 и 8—ведущий и
ведомые валы; 1 и 2—насосные и турбинное
колёса; 3—/ — активный аппарат; 4 — сател-
литы). Третья гидромеханическая передача
(фиг. 116, /—в и фиг. 117, /—в) получена из
предыдущей присоединением к реактивному
аппарату второй диференциальной передачи;
останавливая водило сателлитов последней
при помощи тормоза 9, можно заставить ре-
активный аппарат 3 вращаться в обратном
направлении, увеличивая коэфициент транс-
формации k = -тр. Четвёртая передача
(фиг. 116, II —а) — гидротрансформатор Фе-
тингера, допускающий переключение на пря-
мую при скорости V = 59 км/час. Пятая ги-
дропередача — комплексная гидропередача
.Трилок" (фиг. 116, II —б). Шестая гидропе-
редача (фиг. 116, II —в и фиг. 117, // — в) —
комплексная гидропередача „Трилок", снабжён-
ная диференциалом //, заставляющим реак-
тивный аппарат 3 вращаться в противополож-
ном направлении при останове водила защёл-
кой 10. При скорости от 0 до 29 км/час ре-
актор вращается в противоположном напра-
влении; увеличение скорости до 56 км/час про-
исходит при работе гидропередачи в качестве
обычного трансформатора, и дальнейший рост
скорости до 100 км\час происходит при ра-
боте гидропередачи в качестве гидродинами-
ческой муфты.
ЛИТЕРАТУРА И ИСТОЧНИКИ
1. Айзерман М. А., Теория приборов автоматики
переключения передач системы Hydra-Matic, Труды
НАТИ, № 44, 1946.
2. Б а ш т а Т. М., Гидравлические приводы и меха-
низмы металлорежущих станков, М- 1936.
3. Б а ш т а Т. М., Основы расчёта и выбор гидравли-
ческого прибора, ЭНИМС, М. 1936.
4. Б а ш т а Т. М., Самолётные гидравлические устрой-
ства. Оборонгиз, М. 1946.
5. Б р о н Л. С, Гидроприводы вращения металлорежу-
щих станков, „Станкостроение за границей" вып. 3 F),
М. 1946.
6. 3 а й ч е н к о И. 3., Гидравлическое оборудование
современных металлорежущих станков, Машгиз,
М. 1945.
7. 3 а й ч е н к о И. 3., Гидравлический привод фрезер-
ного станка „Гидроматик" фирмы Цинциннати, .Станки
и инструменты" №11» 1936.
8. Кудрявцев А. Н, Основы гидродинамического,
преобразования механической энергии(турбопередачи)
Л. НИВК, 1934.
У. К у д р я в ц е в А. П., Турбопередачи для дизелей и
двигателей лёгкого топлива, Л. НИВК, 1937.
10. М а л ь ц Л. У., Гидравлические передачи. Ленин-
градский индустриальный институт, 1938.
11. Некрасов Б. Б., Основы гидравлического рас-
чёта самолётных гидросистем (гидропередач). Красно-
знаменная ордена Ленина военно-воздушная инженер-
ная академия ям. проф. Н. Е. Жуковского, 1946.
12. П а н о в к о Я. Г. и Прокофьев В. Н., Выну-
жденные колебания автомобильных систем, обладающих
- гидродинамическим сцеплением, Труды НАМИ № 48,
М. 1947.
13. Прокофьев В. Н., Автомобильные гидропередачи,
Машгиз, М. 1948.
14. П р о к о ф ь е в В. Н., Гидравлические передачи,
„В«стник машиностроения" № 3—4. Ь45.
15. П р о к о ф ь е в В. Н., К- расчёту маслопроводов
машин, „Вестник машиностроения" № 6—7, 1945.
16. П р о к о ф ь е в В. Н., О возможности и целесооб-
разности применения объёмного гидросцепления на
автомобилях, Труды НАТИ №44, 1941.
17. П р о к о ф ь е в В. Н., О вязкости смазочных масел
и жидкостей, применяемых в машинах и гидроси-
стемах, „Вестник машиностроения" № 3-4, 1945.
18. П р о к о ф ь е в В. Н., О равномерности возвратно-
поступательного движения, осуществляемого с по-
мощью гидроцилиндров, МВТУ, 1946.
19. Прокофьев В. Н.. Отдельные заметки по авто-
мобильным гидродинамическим передачам. Труды
НАМИ № 50, 1947.

478
ГИДРАВЛИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ
[РАЗД, IV
20. П рок о ф ь е в В. Н., Передача момента двигателя
внутреннего сгорания через гидродинамический транс-
форматор, МВТУ, 1947.
21. Прокофьев В. Н., Совместная работа транспорт-
ного двигателя внутреннего сгорания с гидродинами-
ческим трансформатором, НАТИ, 1945.
22. П р о к о ф ь е в В. Н., Способ определения расхода
в круге циркуляции гидродинамического трансформа-
тора, Труды НАМИ № 52, 1948.
13. П рос кур а Г. Ф., Гидравлические муфты, „Вест-
ник машиностроения" № 3—4, 1945.
24. Т а л у К. А., Сервоприводы гусеничных машин,
Машгиз, М. 1947.
25. Т е о д о р ч и к К. Ф., Типы движений, управляемых
реле сервомеханизмов, „Журнал технической физики",
1938.
26- X а й м о в и ч Е. М., Гидравлические приводы метал-
лорежущих станков, Машгиз, М. 1947.
27- Шлезингер Г., Металлорежущие станки. Пере-
вод, М. 1938.
28. Alison, Olson & N а 1 d e n, Hydrolic Couplings
for Internet Combustion Engine Applications. Transa-
ction of the ASME, 1941, v .63, № 2.
29. В r u с n e r R. E., A simple method for calculating
hydraulic coupling performance. Product Engineering
№ 12, v. 13, 1942.
30. Davles R. H., German aircraft hydraulic system
and their components, SAE, № 8, v. 54, 1946.
31. Eksergian R.. The fluid torque converter and
coupling, Journal of the Franklin Institute, v. 235, 1943.
32. Green G. A., Power transmission for buses, SAE,
№ 1, v. 46, 1940.
33. Havarth H. F., Eng B. & Lysholm A.,
Progress in design and application of the Lysholm tor-
que converter, with special reference to the develop-
ment in England. Institution of Mechanical Engineers
(Proceedings), v. 130, 1935.
34. H e I dt P. M., Torque converters or transmissions for
use with combustion engines.in rosd and rail vehicles,
tractors and locomotives. N. J. 1944.
35. К luge H., Kohl H., Spannhake W., U n-
ruhH, Kritische untersuchung der Leistungsubertragung
durch Zahnradwechseigetriebe und hydrodynamische
Getriebe auf Strassenfahrzeugen tnit Antrieb durch Verb-
reHnungskrafttnascinen. Deutsche Kraftfahrtforschung.
Technischer Forschungsbericht. Zwischenberlcht, № 41.
36. Lea, The Salerni Transmitter. Automobile Engineer.
№ 375, v. 18, 1938.
37. Lees, Elements of Aeroplane Haydraulics. Hut chin-
sow1 s scientific & Technical Publications.
38. L isholm A., Development of the Lisholm — Smith
torque converter. Transactions of the ASME, № 5,
v. 66, 1944.
39. Making the Borg and Beck fluid coupling. Automotive
Industries. № 8, v. 85, 1941.
40. Pardoe E. S., Hydraulice drives, what makes' em tick
Bus Transportation, № 9, v. 18, 1939.
4!. Sinclair H., Hydraulic couplings. Automobile En-
gineer, № 334, V. 325, 1940.
42. Sine lair H., Recent develpoments in hydraulic coup-
lings. The Institution of Mechanical Engineers (Proce-
edings) v. 130, 1935
43. S i n с 1 a 1 r H., Mech E., Some problems in the trans-
mission of power by fluid couplings. The Institution
of Mechanical Engineers (Proceedings), y. 139, 1938.
44. Smith L.. Automatic Variable Transmission. Bus &
Coach, № 207, 1946.
45. Spannhake W. und Dosenbach H., Geschwin,
d i g k e 11 und Druck in Schaufelkoulen hydrodynaml-
scher Getriebe. Deutsche Kraftfahrt forschung-
Heft 38, 1939.
46. Spannhake W., Hydrodynamic power transmission
for motorcars, SAE, № 4, 1939.
47. Swain F. E., Hydraulic transmission (a scheme for
application to road vehicles). Automobile Engineer.
№ 34, 1944.

КОМПРЕССОРНЫЕ МАШИНЫ
Глава X
ПОРШНЕВЫЕ КОМПРЕССОРЫ
Среди машин для сжатия воздуха и газов
различают:
1) поршневые компрессоры, изготовляемые
производительностью до 500 mz/muh, при давле-
нии нагнетания в пределах от 2 до 1000 am в
промышленных установках и до 5000 am — в
лабораторных;
2) турбокомпрессоры, изготовляемые для
больших производительностей при небольших
отношениях давлений нагнетания и всасывания;
3) вентиляторы.
Воздушные компрессоры для давлений на-
гнетания не свыше 2 ати обычно называются
воздуходувками (поршневые и турбовоздухо-
дувки).
В поршневых . компрессорах движение
поршня может быть возвратно-поступательным
или вращательным. Компрессоры с вращаю-
щимся поршнем называются ротационными.
Области применения компрессоров и вен-
тиляторов определяются фиг. 1.
р ати
1000
_^ Турбокомпрессоры
а турбовоздуходувки
0,1
О V/ / / /V / / / / /V/ wi;ii»'4"f""iyi". fs S\/ / / S /\/ / / S S S\/ / / / Л а
ifTiO2 5Юг103 2fO\ 510J 10" 2-fO* 5Ю*105щ
4? 5 To To 50 100 200 WO 1000 J?
Фиг. 1. Области применения воздушных компрессоров и
вентиляторов. Пределы применения поршневых компрес-
соров: / — одноступенчатого: 2 — двухступенчатого;
3 — трёхступенчатого; 4 — чётырёхступенчагого;
5 — пятиступенчатого сжатия.
Вакуум-насосы служат для отсасывания
газов из аппаратов, в которых давление ниже
атмосферного.
ОСНОВЫ ТЕОРИИ ПОРШНЕВОГО
КОМПРЕССОРА
Процесс в компрессоре
Идеальный компрессор. Процесс всасы-
вания, сжатия и нагнетания газа цилиндром
идеального компрессора изображается р V-диа-
граммой, называемой индикаторной (фиг. 2).
При этом предполагается, что мёртвое про-
странство равно нулю и что дросселирование,
утечки и трение отсутствуют. Тогда объём заса-
сываемого газа Vec Ms/xofr равен объёму, опи-
сываемому поршнем компрессора, Vs Р/д
Производительность
сора
идеального компрес-
где D и S — диаметр и ход поршня в Ж
Весовая производительность
G = -Z- кг\час, '"'¦ ;
A)
B)
где vec — удельный объём газа во всасываю-
щем патрубке компрессора в л&\кг.
Работа, затраченная на всасывание, сжатие
и нагнетание газа, определяется площадью
индикаторной диаграммы и зависит от процесса
сжатия (кривая 1—2 на фиг. 2). При изотер-
мическом сжатии работа за один ход поршня
компрессора
= Ш-рвс- Vec\n з кгм/ход,
C)
Рн
где о = ¦??—отношение- давления нагнета-
Рвс
ния к давлению всасывания в идеальном ком-
прессоре.
На 1 кг газа
LU3 = Рдс - vec In з =
= \№'pec-vec\nv KiMJKz. D)
Работа политропного (с показателем по-
литропы п\) или адиабатного (л^ = k) сжатия:
— "ас' * в
пх~ \
л,-!
У е
Г я'~1
~1 [ в~ - 1 ]
или на 1 кг газа
кгм/ход E)
• (б)

480
ПОРШНЕВЫЕ КОМПРЕССОРЫ
[РАЗД. I
Величина работы на 1#г газа при адиабат-
ном сжатии может быть определена из тепло-
вых диаграмм по уравнению
г. G)
В течение часа затрачивается работа
L4ac =
где or (в м^/мм) и р (в kzjcm^mm) — масштабы
индикаторной диаграммы, / (в мл&) — её пло-
щадь.
Фиг.2. Индикаторная диаграмма идеального компрессора:
р — давление внутри цилиндра в кг/см3; V — объем,
определяемый положением поршня, в м*.
Среднее индикаторное давление опреде-
ляется высотой прямоугольника — Л, равнове-
ликого индикаторной диаграмме, и численно
равно затрате работы в компрессоре на сжа-
тие 1 л8 газа
Рн
УУ/У
лХххЯ
2
У/Л
ММ?//
ш
ж
ш
< xyxVV
V V" N. V
¦с
О4.Л-= 10*. Р-Л =
'ход ,
(9)
ее
где LK2— работа на 1 кг газа; /.ход — работа
на 1 ход поршня.
Работа на 1 м3 газа может быть опреде-
лена с помощью тепловых диаграмм или по
графикам [3, 4].
Индикаторная мощность идеального ком-
прессора
_
= 2,222/7Г F.
порш
Prvs -n-eo
27
S-n л. с.
A0)
Температура нагнетаемого газа при по-
литропном и адиабатном сжатии
я,-!
т1 -г
н 1 ее
(И)
Для смеси газов показатель адиабаты опре-
деляется из уравнения
где f — объёмное содержание компонентов в
смеси газов.
Действительный компрессор. Действи-
тельный компрессор отличается от идеального
вследствие: а) обратного расширения газа из
мёртвого пространства; б) потери давления
при протекании газа сквозь клапаны и каналы
в цилиндре; в) подогрева всасываемого газа
от соприкосновения с нагретым цилиндром и
с клапанами и от смешения с газом, расши-
рившимся из мёртвого пространства; г) те-
плообмена между газом и стенками цилиндра,
поршнем и крышкой при сжатии, нагнетании
и обратном расширении; д) колебания давле-
ния газа в трубопроводах у патрубков ком-
прессора; е) утечек и перетеканий газа сквозь
закрытые клапаны, уплотнения и зазоры.
Степень отклонения действительного про-
цесса в компрессоре от идеального зависит
от конструкции и геометрических размеров
последнего, от числа оборотов, свойств и па-
раметров всасываемого газа, степени сжатия,
качества изготовления компрессора и его из-
ношенности, а также от геометрических раз-
меров трубопроводов компрессора. Отклоне-
ние характеризуется рядом рабочих коэфи-
циентов.
Индикаторная диаграмма действительного
компрессора приведена на фиг. 3 (точки 5 —
12), а в развёрнутом по углу поворота вала
виде — на фиг. 4. Пунктирная диаграмма 1 —
2 — 3—4 построена в предположении, что
Фиг. 3. Индикаторная диаграмма действительного ком-
прессора.
давление при всасывании и нагнетании по-
стоянно и что оно равно среднему давлению
в соответствующих патрубках
Показатели политроп сжатия и обратного
расширения непостоянны, так как в начале
сжатия и в конце обратного расширения тепло
притекает от стенок цилиндра к газу, а в
конце сжатия и в начале обратного расши-
рения — от газа к стенке (фиг. 5).
В расчётах показатели политроп обычно при-
нимают постоянными, соединяя в Г--5-диа-
грамме концы кривых сжатия / - 2 и обратного
расширения 3 — 4 прямыми [допускаемая этим
погрешность в определении затрачиваемой
работы равна отношению заштрихованных
площадей / и // к площадям, соответствую-
щим работе, сообщаемой нагнетаемому газу
(я — i—2 — 2'—Ь) и получаемой от расши-
ряющегося газа (с — 4 — 3 — 3' — d)\. Пока-
затель полученной таким образом политропы
сжатия может быть меньше показателя адиа-
баты, так как часть тепла сжатия отводится
при охлаждении цилиндра. Некоторая часть
тепла трения поршня и поршневых колец о

ГЛ. XI
ОСНОВЫ ТЕОРИИ ПОРШНЕВОГО КОМПРЕССОРА
481
цилиндр может сообщаться газу, причём по-
вышается показатель политропы сжатия и по-
нижается показатель политропы обратного
расширения.
С повышением числа оборотов продолжи-
тельность соприкосновения газа со стенками
цилиндра уменьшается, и значение теплообмена
¦ Ход всасыбания
360 ср"
йпт.
О ' 180
}пт н.пгп
Фиг. 4. Индикаторная диаграмма, развёрнутая по углу
поворота кривошипа.
падает. В компрессорах с числом оборотов
порядка 500 в минуту и выше процесс сжатия
близок к адиабатному.
Также близок к адиабатному процесс сжа-
тия в цилиндрах большого диаметра, поверх-
ность которых мала по сравнению с объёмом.
Фиг. 5. Процессы сжатия и обратного расширения в
Т — ^-диаграмме. Процесс сжатия: 1—2" — по адиабате;
1—2— по политропе; процессы' обратного расширения:
3 — 4' — по адиабате; 3—4 — по политропе; 3—4" — по
изотерме.
В небольших и малооборотных воздушных
компрессорах принимают показатель поли-
тропы сжатия равным щ = 1,35-*-1,3.
При обратном расширении теплообмен
между газом и стенками протекает интенсив-
нее, чем при сжатии, так как отношение по-
верхности мёртвого пространства к его объёму
велико. Поэтому показатель политропы обрат-
ного расширения п2 ниже показателя поли-
тропы сжатия пь Для воздушных компрессо-
ров принимают [22]:
" 1.5 г 2,5 3 >4
"а 1,4 1.35 1.3 1.25 ьа
Запаздывание в закрытии нагнетательного
клапана, неизбежное в многооборотных ком-
31 Том 12
прессорах, приводит к уменьшению крутизны
линии обратного расширения, к перемещению
точки 11 (фиг. 3 и 4) вправо и к кажущемуся
снижению показателя политропы л2. Поэтому
при расчётном определении положения точки
11 для многооборотных компрессоров при
а>4 принимают щ = \.
Вследствие потерь давления в клапанах и
каналах цилиндра линия всасывания 12—т 5
протекает ниже, а линия нагнетания 8—9 выше
линий соответствующих давлений в патрубках
компрессора. В моменты начала всасывания и
нагнетания депрессия велика главным образом
вследствие необходимости преодоления сил
инерции движущихся частей клапана. В конце
всасывания и в конце нагнетания депрессия
снижается до величин крн и Ардс (см. фиг. 3).
Допустимо принимать
Д/>„ = @,3 ч- 0,7) Ьр
причём ббльшие значения относятся к бы-
строходным, многооборотным компрессорам.
Отношения
находятся в пре-
Рве Рк
делах 0 — 0,10. Малые значения имеют место
при: а) низких числах оборотов и низкой
скорости поршня компрессора; б) правильном
конструировании и выполнении клапанов и
каналов в цилиндре; в) больших объёмах по-
лостей в цилиндре за клапанами и в приле-
гающих к компрессору участках трубопро-
водов.
Давление во всасывающем и нагнетатель-
ном патрубках компрессора непостоянно (ли-
нии аЬ и cd на фиг. 3 и 4). Периодическое
всасывание и нагнетание газа компрессором
вызывают вынужденные колебания столба газа
в трубопроводе. Амплитуда колебаний при
резонансе может достигнуть больших значе-
ний. Если моменты наибольшего повышения
давления у всасывающего патрубка компрес-
сора совпадают с концом хода всасывания, то
давление в цилиндре в точке 5 приближается
к среднему давлению рвс и может превысить
его. В этом случае вес газа, подаваемого ком-
прессором, возрастает. В других случаях
возможно снижение производительности ком-
прессора.
Колебания давления в нагнетательном тру-
бопроводе влияют на положение точек 9 и 11,
однако' на производительность компрессора
они почти не оказывают влияния.
Утечки и перетекания газа искажают инди-
каторную диаграмму. Кажущиеся показатели
политроп, определённые по индикаторной
диаграмме, отклоняются от действительно
имеющих место при неизменном количестве
газа, так как величина VH + VM (фиг. 3) из-
меняется пропорционально изменению веса
газа в цилиндре.
Утечки и перетекания сквозь неплотные
клапаны и зазоры между поршневыми коль-
цами и цилиндром и в сальнике зависят от
значений давлений и их перепадов у мест уте-

482
ПОРШНЕВЫЕ КОМПРЕССОРЫ
[РАЗД. I
чек и главным образом от качества изготовле-
ния компрессора и степени его износа. В одно-
ступенчатых неизношенных воздушных ком-
прессорах при малых степенях сжатия утечки
незначительны. При определении производи-
тельности утечки часто оценивают величиной
порядка 2 — 5% от веса засасываемого
газа.
, В многоступенчатых компрессорах имеет
место перетекание газа в цилиндры предыду-
щих ступеней сжатия, доходящее в цилиндрах
высокого давления иногда до 10% от засасы-
ваемого количества газа. Это следует учиты-
вать при определении объёмов цилиндров по
ступеням.
Производительность компрессора
Весовая производительность действитель-
ного компрессора меньше, чем идеального,
имеющего тот же объём, описанный поршнем,
и равна
кг/час. A3)
Объёмная производительность, отнесённая
к состоянию газа перед всасывающим патруб-
ком компрессора, равна
A4)
где X — коэфициент подачи.
Коэфициент подачи X может быть пред-
ставлен как произведение частных коэфи-
циентов
ъ = Кс-К-Кл> A5)
где 1вс =
— коэфициент всасывания
Vs
(фиг. 3); lw — коэфициент подогрева; ^пл —
коэфициент плотности, учитывающий утечки
газа из полости цилиндра.
С помощью вспомогательной индикаторной
диаграммы 1 — 2 — 3—4 (фиг. 3) коэфициент
всасывания может быть представлен в виде
трёхчлена
i уу AV* AV"-
вс~ vs vs vs -
AV,
A6)
Первый член называется объёмным коэфи-
циентом и определяется по формуле
_1_
X.-l-e(e«--l), A7)
где е = ——. Объём мёртвого пространства
VM составляется из объёма зазора между
поршнем и крышкой цилиндра (линейное
мёртвое пространство) и объёмов карманов и
каналов у клапанов и в клапанах. Обычно
е = 0,03-г-0,10. В цилиндрах ступеней высо-
кого давления и вообще в цилиндрах малых
диаметров е = 0,05 -f- 0,15.
Остальные члены коэфициента всасывания
принимаются равными:
1
п1 Рве
A9)
Сжимаемость реальных технических газов
при высоких давлениях (свыше 100 am) обычно
меньше, чем следует по уравнению Клапей-
рона. Если свойства реального газа опреде-
ляются уравнением
P-v = $-R-r, B0)
то объёмный коэфициент равен [19]
1
B1)
где $4 и ?з — экспериментальные коэфициенты
для газа в состояниях, определяемых точками
4 и 3 диаграммы фиг. 3.
Для определения $ можно пользоваться
обобщённым графиком фиг. 6, построен-
ным в приведённых • координатах
кр
Значения Pvn и
кр
кр
ДЛЯ
кр
газов см. т. 1,
книга первая, гл. V, стр. 456.
Иногда вместо коэфициента ? пользуются
коэфициентом сжимаемости [1, 19]
Pv
Р =
связанным с ? зависимостью
B2)
Коэфициент подогрева Хда определяется
приближённо как отношение температуры газа
во всасывающем патрубке Гвс(°К) к темпера-
туре газа в цилиндре в конце всасывания 7"б
(фиг. 3, точка 5) и отражает увеличение объёма
газа при нагревании в процессе всасывания.
Определение величины подогрева газа теоре-
тическим путём затруднено большим числом
влияющих на него факторов, из которых
основные-отношение давлений в цилиндре,
величина мёртвого пространства, число обо-
ротов, депрессия во всасывающем клапане,
плотность нагнетательного клапана и поршня,
показатели политроп сжатия и расширения.
Построенные по опытным данным кривые для
lw в зависимости от отношения давлений в
цилиндре, приведённые в [22, 27], показаны на
фиг. 7.
В коэфициент подогрева по [27], обозна-
чаемый через <р, включены также и потери
вследствие неплотностей.
Коэфициент плотности \пл отражает утечки
из полости цилиндра во время хода сжатия
и нагнетания (см. выше). Часто принимают
1пл = 0,95-0,98.

ГЛ. X]
ОСНОВЫ ТЕОРИИ ПОРШНЕВОГО КОМПРЕССОРА
483
Для предварительных расчётов коэфициент
подачи можно определять по графику фиг. 8
[22].
Мощность
Индикаторная мощность действительного
компрессора определяется так же, как и для
идеального компрессора, т. е. по уравне-
В многоступенчатых компрессорах сумми-
руют индикаторные мощности по ступеням или
по рабочим полостям цилиндров.
При определении мощности компрессора
не по среднему индикаторному давлению, а по
работе сжатия пользуются индикаторным
к. п. д., равным отношению удельной работы
сжатия (на 1 кг или 1 м3 газа) в идеальном
компрессоре к той же работе в действитель-
ном компрессоре
¦•теор
откуда
^действ
Vec-П
B3)
B4)
где Lmeop относится к 1 кг газа.
В зависимости от характера процесса сжа-
тия, положенного в основу подсчёта Lmeop,
Фиг. 6. Поправочные коэфициенты к уравнению Клапей-
рона для реальных газов: а — для низких давлений;
б — для высоких давлений.
нию A0), но при другом значении среднего
индикаторного давления—/?,-. При одинаковых
показателях политропы сжатия действитель-
ного и идеального компрессоров pi в действи-
тельном компрессоре всегда больше, чем в
идеальном (отношение давлений в цилиндре
всегда выше, чем степень сжатия данной сту-
пени). Если же принять сжатие в идеальном
компрессоре адиабатным, то pi действитель-
ного компрессора может оказаться равным
или более низким, чем идеального. Однако
работа в действительном компрессоре н'а 1 кг
подаваемого газа всегда больше, чем в иде-
альном.
[fie
T5
V
0,98
0,96
0,94
0.92
0,90
Фиг. 7. Коэфициенты подогрева по Буше [2'2\
и Фрейлиху [27].
различают индикаторный изотермический
к. п. д. ^„„з и индикаторный адиабатический
к. п. д. — *\1_ад (значения т^^, см. на фиг. 11).
\
\
К
>
ф по [2?
\
no [22]
\
\

484
ПОРШНЕВЫЕ КОМПРЕССОРЫ
[РАЗД. I
Наличие мёртвого пространства сказывается
на мощности в том случае, если показатели
политроп сжатия и расширения различны.
Мощность на валу компрессора (эффектив-
ная мощность) Ne больше индикаторной вслед-
ствие потерь от трения в механизме движе-
ния.
Механический
к. п. д. определяется
отношением
Ч, = ¦?*-• B5)
У малых быстро-
ходных компрессоров
г\м = 0,8 -^ 0,85; у ста-
ционарных компрес-
соров т)ж=0,85 -г- 0,90,
доходя в крупных
моделях до 0,93. При
расположении порш-
ней компрессора и
двигателя на общем
штоке тп„ доходит до
0,95.
уменьшению удельного объёма засасываемого
цилиндрами газа. В первом приближении
Фиг. 8. Коэфициенты по-
дачи воздушных компрес-
соров в зависимости от
отношения давлений <з: а
и Ъ—для компрессоров
одноступенчатого сжатия;
с — нижняя граница для
многоступенчатых ком-
прессоров.
Многоступенчатое сжатие
Многоступенчатым называется последова-
тельное сжатие газа в цилиндрах компрессора
(в ступенях сжатия) с охлаждением газа перед
его всасыванием последующей ступенью
(фиг. 9). Полным называется такое промежуточ-
ное охлаждение, при котором температуры пе-
т_г
/ п \ш
Фиг. 9. Схема многоступенчатого сжатия.
ред всасывающими патрубками всех ступеней
(включая первую) одинаковы. При неполном
промежуточном охлаждении температура газа
перед второй и последующими ступенями
выше, чем перед первой.
Многоступенчатое сжатие по сравнению с
одноступенчатым обладает следующими пре-
имуществами: а) работа сжатия уменьшается
(фиг. 10); б) температура нагнетаемого ступеня-
ми газа понижается; в) рабочие коэфициенты,
определяющие производительность компрес-
сора, l.v, Ъвс, Хвд и А. повышаются; г) суммар-
ные усилия на поршни или штоки снижаются.
Недостатки многоступенчатого сжатия:
а) с увеличением числа ступеней растут слож-
ность, вес и стоимость компрессора, проме-
жуточных холодильников и коммуникаций;
б) затрата работы на трение в компрессоре
возрастает; в) потери давления в межступен-
чатой коммуникации и промежуточных холо-
дильниках требуют затраты дополнительной
работы для сжатия газа.
Объёмы цилиндров ступеней уменьшаются
ло мере возрастания давления соответственно
vecll __ Pad
vecl PacII
B6)
(римские цифры обозначают порядковый но-
мер ступени).
Выбор числа ступеней сжатия производится
с учётом назначения и размеров компрессора.
Для небольших периодически действующих
компрессоров расход энергии не имеет перво-
степенного значения. Основные предъявляемые
к таким компрессорам требования — простота
конструкции и ком-
пактность. Поэто-
му число ступеней
для таких машин
принимают воз-
можно малым, ис-
ходя из конечной
температуры газа
tu = 180 -н 200° С.
адиабата
Фиг. 10. Процесс двухступенчатого
сжатия, ер — о-диаграмме.
Для больших компрессоров, работающих
длительно, первостепенное значение приобре-
тают надёжность ,и экономичность. Для них
допускают tH <C 160° С, а число ступеней выби-
рают с учётом минимальной работы сжатия
или максимального значения индикаторного
изотермического коэфициента *1г_нз.
Коэфициент f\i_U3 учитывает потери мощ-
ности вследствие отклонения действительного
процесса сжатия от изотермического идеаль-
ного процесса и вследствие потерь давления
в клапанах и в межступенчатой коммуникации.
Значение первых потерь с увеличением сте-
пени сжатия в ступени возрастает, а вторых —
падает; поэтому кривые зависимости f]j_H3 от
конечного давления при заданном числе сту-
пеней имеют максимум (фиг. 11).
Если относительное значение потерь давле-
ния мало, то максимум значения ч\х_из пере-
двигается в сторону пониженных давлений
нагнетания. Поэтому при сжатии газов с не-
большим удельным весом (водород, азото-
водородная смесь), для которых потери давле-
ния невелики, наивыгоднейшее число ступеней
больше, чем в воздушных компрессорах при
тех же давлениях рес и рн. .
Наивыгоднейшее отношение давлений в
ступени компрессора зависит также от пока-
зателя политропы сжатия. При сжатии одно-
атомных газов (k= 1,67 —аргон, гелий) число
ступеней следует принимать меньшим, а при
сжатии трёхатомных газов (ft =1,3 — угле-
кислота и др.) — большим, чем в компрессорах
для воздуха, азота и других двухатомных
газов [19].

ГЛ. X]
ОСНОВЫ ТЕОРИИ ПОРШНЕВОГО КОМПРЕССОРА
485
При многоступенчатом сжатии снижаются
поршневые усилия в компрессоре, так как в
этом случае высокие давления действуют на
поршни малого диаметра. Из уравнения, опре-
деляющего максимальное поршневое усилие
в компрессоре двойного действия с числом
Ii-аз
90
80
70
60
50
tO
2 3 456 810 1030W 60 /00 200 ?106001000
Давление нагнетания аш
Фиг. 11. Индикаторный изотермический коэфициентт^_из
для двухатомных газов при рвс = 1 кг/см3 для различного
числа ступеней (кривые а) и мощность, отнесённая
к 1 ммин (кривые Ь).
ступеней г при выравненных поршневых уси-
лиях в передней и задней мёртвой точке:
- 1) кг
г»*
"\
2
о
;" V
•Ра
?
2
fit
1
ri
6 /''
-А —¦
следует, что, например, при рн = 9 кг/см2 при-
менение двухступенчатого сжатия снижает при
равной производительности поршневое усилие
в 2 раза. Этим частично окупается утяжеление
цилиндровой группы компрессора вследствие
увеличения числа ступеней.
Распределение сжатия между ступенями
Минимальная затрата работы на сжатие газа
в идеальном компрессоре имеет место при
одинаковой степени сжатия а во всех сту-
пенях. Работы сжатия и температуры нагне-
таемого газа в отдельных ступенях при этом
одинаковы, а поршневые усилия при симме-
тричном расположении ступеней по обе сто-
роны поршня выравнены. В этом случае сте-
пень сжатия в одной ступени компрессора
Р.с
B7)
Действительное отношение давлений в ци-
линдре о' вследствие потерь давления между
ступенями больше теоретической степени
сжатия о, а именно оно равно
1-f S2
1 — ог
а,
B8)
где 8j = —— — средние потери давления во
Рас ,
всасывающих клапанах ступени; 82 = —- —
Рн
средние потери давления в на-
гнетательных клапанах и в меж-
ступенчатой аппаратуре и ком-
муникации.
Потери давления в трубопроводах, холо-
дильниках и маслоотделителях определяются
их конструкцией и скоростями газа. Аналити-
ческое определение потерь давления в пуль-
сирующем потоке при наличии вынужденных
колебаний давления затруднительно. Суммар-
ные потери давления 8 в клапанах и в межсту-
пенчатой коммуникации для компрессоров
большой производительности могут прини-
маться в следующих пределах:
Ступени
1-И
И—III
III—IV
IV-V
Суммарные потери
давления
о,зо—о,го
о,ао—о,го
o,i6—0,08
o,io—о,о5
Суммарные потери давления 8 = 0,20 -4- 0,05
(меньшие значения—для ступеней высокого
давления) [22].
Наивыгоднейшее распределение сжатия
между ступенями не всегда соблюдается.
Иногда уменьшают отношение давлений в
I ступени для увеличения коэфициента по-
дачи X. Чаще всего отклонения о от оптималь-
ных значений вызываются стремлением вырав-
нять поршневые усилия Ртах в обеих мёртвых
точках.
Давления, всасываемые объёмы и пло-
щади поршней по ступеням определяются
следующим образом.
Среднее давление в цилиндре I ступени во
время всасывания равно
Рвс-1=Рес-1 —
с-1 =Рвс-\ (! ~ 8i-
где pec_i — давление во всасывающем па-
трубке; среднее давление в цилиндре I ступени
во время нагнетания
Рн-1 = Pec~\Q\>
степень сжатия I ступени
_ Рвс-п
01 ~ Рвс-1 *'
давление во всасывающем патрубке II сту-
пени
1
Рвс-и = Рн-\ ' 1 + ь2 _, '
Средние давления в цилиндре II ступени
во время всасывания и нагнетания
—8
-
Рвс-\\ — Рн-\
1-н.
g
с—П °Н
И Т. Д.
Всасываемые объёмы газа в / +1 ступени
ec-(H-i)
= Ve
Pec—(i) ' Tec-(i+\)
Pec—(i+l) ' Tec—(i)
Описываемые поршнями объёмы (без учёта
утечек и перетеканий газа из одной полости
в другую)
-tf+l)
• 1 ec-{i)

486
ПОРШНЕВЫЕ КОМПРЕССОРЫ
[РАЗД. I
При одинаковых ходе поршня Хвс и Тес
площади поршней
Pec — (<)
Рвс -
B9в)
Здесь (г) и (/ -j- 1) — порядковые номера
ступеней сжатия.
Давления по ступеням, обусловленные раз-
мерами цилиндров, при работе компрессора
не должны изменяться, так же как и темпера-
туры газа, зависящие от отношения давлений
в ступенях. Изменения давлений и температур
свидетельствуют о неисправной работе ком-
прессора.
Если объём межступенчатой аппаратуры
(холодильника, маслоотделителя) невелик, то
при нагнетании предыдущей и при всасыва-
нии последующей ступени давление между
ступенями заметно изменяется. Для ослабле-
ния этих изменений следует увеличивать объём
холодильника и маслоотделителя и распола-
гать полости цилиндров по возможности так,
чтобы нагнетание предыдущей и всасывание
последующей ступеней совпадали по времени.
При недостаточном объёме промежуточной
аппаратуры затрата работы в ступенях ком-
прессора возрастает [14, 22].
Сжатие газа при высоких давлениях
Для наиболее употребительных в технике
газов (воздух, Н2, N2) пользование уравнением
состояния Клапейрона допустимо для давле-
ний до 100 am. При более высоких давлениях
следует пользоваться уравнением B0) или те-
пловыми диаграммами. При высоком давлении
и обычной для компрессоров температуре
коэфициент ? для большинства технических
газов больше единицы. Поэтому при одина-
ковых давлениях удельный объём реального
газа больше, чем идеального. Следовательно,
диаметры цилиндров ступеней высокого давле-
ния должны быть больше, чем полученные
расчётом для идеального газа.
Работа сжатия в ступенях высокого давле-
ния может быть определена по индикаторной
диаграмме, построенной с помощью уравне-
ний B0) и A1):
n,-l
El
p\
В действительности при сжатии в ступе-
нях высокого давления температура газа по-
вышается в меньшей степени. Погрешность
при пользовании уравнением A1) в области
давлений до 1СО0 am невелика « 1%).
Работа, затраченная в ступени компрессора
на сжатие объёма газа Vec, может быть под-
считана по следующим приближённым уравне-
ниям [19]:
k — l
РвС' * В
Уравнения C0) и C1) выведены с помощью
уравнения состояния Дюпре Р (v — b) = RT,
которому достаточно хорошо подчиняется во-
дород и хуже — воздух, азот и кислород. При
сжатии воздуха от 100 до 300 am погреш-
ность при пользовании уравнением C0) не пре-
вышает 3%, при сжатии от 300 до 900 am
она не превышает 10%.
Из уравнений C0) и C1) следует, что при
одинаковых отношениях давлений работа сжа-
тия газа в ступенях высокого давления больше,
чем в ступенях низкого давления.
Всасываемые объёмы, описываемые объёмы
и площади поршней ступеней высокого давле-
ния определяются следующим образом.
Всасываемые объёмы
. C2)
Е (I + 1) ' ^ec-(i) 'РвС-(i) * T8C-(i+ 1) /ддч
— у ее — (i) с . „ г
Описываемые объёмы
V,
5 " W
Площади поршней при одинаковых ходе
поршня 5 и Твс
—F
И) ''квс - {i) 'Рвс - (i)
ХЙС для реальных газов — см. уравнения A6)
и B1).
ВЫБОР ХОДА ПОРШНЯ И ЧИСЛА
ОБОРОТОВ
При конструировании компрессоров за-
даются значениями (или эти значения прове-
ряют по окончании расчёта) средней скорости
поршня
S-n
30
: MJcen
и ускорения поршня в мёртвой точке
—1„)\ кгм.{Ъ\)
где L — длина шатуна в м; R — радиус кри-
вошипа в м.
Для упрощения расчётов иногда вместо
ускорения утах используют пропорциональную
ему величину ,параметра быстроходности"
5-л2 м/мин2.
Средняя скорость поршня непосредственно
связана со скоростями газа в клапанах, кото-
рые не должны превышать допустимых преде-
лов. Ускорение поршня и
параметр быстроходности
характеризуют инерционные
усилия в механизме движе-
ния. Чрезмерно большие
инерционные усилия могут быть причиной
ударов в подшипниках шатуна. Во избежание
C0)

ГЛ. X]
ТИПЫ И КОНСТРУКЦИИ ПОРШНЕВЫХ КОМПРЕССОРОВ
487
этого число оборотов выбирают таким, чтобы
в мёртвых точках инерционные усилия не
превышали сил давления газа на поршень.
Значения ет и S-n2 для компрессоров раз-
ных типов приведены в табл. 1. Максималь-
ные значения средней скорости поршня соот-
ветствуют компрессорам большой производи-
тельности. Высокие значения 5-п2 относятся
к небольшим многооборотным компрессорам.
Таблица 1
Параметры поршневых компрессоров
Тип компрессо-
ров
Вертикальные,
бескрейцкопф-
ные, одно- и двух-
ступенчатые . . .
Вертикальные,
крейцкопфные .
Горизонталь-
ные одно- и двух-
ступенчатые,
средней мощно-
сти
Горизонтальные
многоступенча-
тые средней и
большой мощно-
Мощно сть
в л. с.
До 8о
50-400
До 5°°
500—5°°°
Средняя
скорость
поршня
в м/сек
до 6 *
а—з
до 4 *
1,8-3
2,5—3'5
до 4*
Параметр
быстроход-
ности
в м/мин"
15 ~°
до 150 **
16 — 30
до 5° **
ю—ао
* Параметры компрессоров новых типов.
** Параметры быстроходных компрессоров.
Соответствие выбранного числа оборотов
размерам (мощности) компрессора мо»^ет быть
проверено по значениям произведения Ятах'Я2>
где Ршах — поршневое усилие в мёртвой
точке в тоннах.
Значения параметра Ргаах»л2 связаны с
работой трения подшипников (т. е. с величи-
ной qCp'V) и определены автором для ком-
прессоров разных типов (при отношении длины
коренной шейки к её диаметру, равном 1,5).
При qcp-v = 20 кгм/см? сек
при qcj?-v = 40 кгм/Сн^сек этот параметр ра-
вен 8,5-105 т\мин*.
В горизонтальных компрессорах двойного
действия выбранное значение хода поршня
проверяют по отношению PmaJR2, характе-
ризующему конструкцию вала. Для кривоши-
пов со вставным пальцем это отношение не
должно превышать 20 кг/см2, а для цельноко-
ваных кривошипов — 28 кг/см2.
Направление вращения горизонтальных
компрессоров выбирают с таким расчётом,
чтобы нормальное усилие в крейцкопфе всегда
было направлено на нижнюю параллель. При
объединении компрессора с поршневым дви-
гателем в параллельных рядах нормальное
давление в одной из машин всегда будет на-
правлено вверх) что следует учитывать при
расчёте механизма движения.
ТИПЫ И КОНСТРУКЦИИ ПОРШНЕВЫХ
КОМПРЕССОРОВ
Типы компрессоров
Тип компрессора характеризуется располо-
жением осей его цилиндров, числом рядов,
порядком размещения ступеней сжатия, кон-
струкцией механизма движения и приводом.
Основные соображения, определяющие выбор
типа компрессора, следующие: а) назначение
компрессора; б) площадь, предназначенная
для его установки; в) условия эксплоатации;
г) динамическая уравновешенность; д) вырав-
нивание поршневых усилий в мёртвых точ-
ках; е) привод — непосредственный или с пере-
дачей.
Для передвижных компрессорных станций
наиболее подходят рядные вертикальные ком-
прессоры и являющиеся развитием этого типа
V-образные, W-образные, радиальные, угловые
и другие типы компрессоров с расположен-
ными под углом осями цилиндров.
При двух и большем числе рядов компрес-
соры Этих типов динамически уравновешены.
Они допускают многооборотность и потому
удобны для непосредственного соединения
с электродвигателями и двигателями внутрен-
него сгорания. Они отличаются небольшими
размерами и в условиях работы передвижных
установок вполне надёжны. В компрессорах
с расположенными под углом осями цилин-
дров число подшипников меньше и вал проще,
чем в рядных вертикальных компрессорах, что
облегчает применение подшипников качения.
Компрессоры V- и W-образного выполнения
имеют преимущество перед вертикальными
при воздушном охлаждении.
Компрессоры низкого давления малой про-
изводительности выполняются для упрощения
конструкции бескрейцкопфными односторон-
него действия. Вес таких компрессоров меньше
веса равновеликих крейцкопфных компрессо-
ров, хотя поршневые усилия при односторон-
нем действии больше* чем в компрессорах
двойного действия. Выравнивание поршневых
усилий для малых компрессоров несуще-
ственно. Крейцкопфные компрессоры двойного
действия обладают преимуществом в весе пе-
ред бескрейцкопфными простого действия,
начиная с производительности около 20 m?Jmuh
(при 8 ати).
Вертикальное рядное выполнение имеет
безусловное преимущество перед горизонталь-
ным для мощностей до 300 л. с. при числе
ступеней до четырёх. Горизонтальными
строятся крупные многоступенчатые компрес-
соры, так как при вертикальном выполнении
крупные компрессоры чрезмерно высоки и
неудобны для обслуживания. Горизонтальное
выполнение применяется также в компрессо-
рах низкого давления при унификации их
с многоступенчатыми. В последнем случае
области применения вертикальных и горизон-
тальных компрессоров перекрываются.
Вертикальные компрессоры мощностью
свыше 100 л. с. следует делать крейцкопф-
ными, двойного действия. При этом повы-
шается надёжность уплотнения, так как утечка
газа из цилиндра в атмосферу через сальник
меньше, чем вдоль поршня. В случае требо-

488
ПОРШНЕВЫЕ КОМПРЕССОРЫ
[РАЗД. I
вания абсолютной герметичности (при сжатии
вредных или ценных газов) в крейцкопфных
конструкциях применяется промежуточный
фонарь между рамой и цилиндрами, соединён-
ный со всасывающим трубопроводом. В бес-
крейцкопфных компрессорах устраивают гер-
метичный картер, заполненный газом при да-
влении всасывания (компрессоры холодильных
машин).
Чем больше мощность и число ступеней
компрессора, тем большее значение приобре-
тают надёжность, долговечность, удобство
обслуживания и выравненность поршневых
усилий по сравнению с простотой конструк-
ции, малогабаритностью, многооборотностью
и динамической уравновешенностью, суще-
ственными для малых компрессоров. Много-
ступенчатые компрессоры обычно выпол-
няются крейцкопфными; ступени сжатия в них
располагаются так, чтобы поршневые усилия
в мёртвых точках были выравнены. Порядок
размещения ступеней в компрессоре по рядам
и внутри каждого ряда определяет так назы-
ваемую схему компрессора. Основные сообра-
жения, которыми следует руководствоваться
при выборе схемы компрессора, следующие:
а) равенство поршневых усилий в мёртвых
точках и по рядам—для компрессоров на
давление до 300 am; б) равенство работ по
рядам и равенство работ переднего и заднего
хода — для компрессоров на давление свыше
300 am; в) малое число сальников и приме-
нение их на ступенях более низкого давле-
ния; г) сокращение длины трубопроводов;
д) удобство демонтажа поршня.
Равенство поршневых усилий позволяет
иметь вес механизма движения компрессора
наименьшим и обеспечивает получение наи-
более равномерной диаграммы тангенциаль-
ных усилий. Последнее существенно в слу-
чаях привода от синхронного электродвига-
теля.
Равенство работ переднего и заднего хода
и по рядам обеспечивает равномерность диа-
граммы тангенциальных усилий при давлении
свыше 300 am, но поршневые усилия при этом
не выравниваются. Такое нарушение пропор-
циональности между поршневыми усилиями и
работой сжатия объясняется отклонением про-
цесса сжатия в последней ступени от про-
цесса сжатия идеальных газов.
В рядных компрессорах смещение углов
кривошипов между рядами должно обеспечи-
вать наивыгоднейшую для синхронного элек-
тродвигателя тангенциальную диаграмму
(уменьшение амплитуды первой гармониче-
ской кривой).
Степень выравнивания поршневых усилий,
действующих в мёртвых точках ряда ком-
прессора, характеризуется коэфициентом вы-
равнивания [19]
Рпер Рзадн
2/>
При полностью выравненных поршневых
УСИЛИЯХ Рпер = — Р3адн = Ртж И |Л=1, ЧТО
имеет место в компрессорах двойного
действия при симметричном расположении
рабочих полостей цилиндров в ряду компрес-
сора и при сквозных штоках. Несквозной
шток снижает коэфициент ja, что особенно
заметно в газовых циркуляционных насосах
высокого давления.
В случае несимметричного диференциаль-
ного поршня f*<l. Способы повышения коэ-
фициента выравнивания р: а) увеличение отно-
шения давлений в цилиндрах, расположенных
на менее нагружённой стороне поршня; б) при-
менение уравнительной ступени, соединённой
с одним из межступенчатых давлений ком-
прессора и расположенной на стороне поршня
с меньшим числом ступеней. Иногда уравни-
тельной ступенью компенсируют уменьшение
площади поршней после отбора газа.
Выравнивание поршневых усилий следует
проверять как при полной нагрузке, так и
при других режимах работы компрессора, на-
пример, при регулировании производитель-
ности, когда перераспределяется работа сжа-
тия между ступенями. Влияние уравнительной
ступени на выравнивание поршневых усилий
может при этом резко измениться. То же
относится и к изменению давления нагнетания
компрессора.
Уравнительную ступень применяют и в
схемах с выравненными поршневыми усилиями
в тех случаях, когда следует компенсировать
избыточную площадь на одной из сторон
поршня (см. фиг. 21, б). Такую уравнительную
ступень соединяют со всасывающим трубо-
проводом первой ступени. Её влияние на коэ-
фициент выравнивания такое же, как несквоз-
ного штока.
Недостаток уравнительных ступеней, со-
единённых со всасыванием I ступени — пере-
текание в них, а затем во всасывающий трубо-
провод некоторых количеств газа из смежных
ступеней, что сказывается на мощности и на
производительности компрессора.
Конструкции компрессоров
Одноступенчатые компрессоры (фиг. 12).
Компрессоры производительностью до 5 лЯ/мин
в одном цилиндре чаще всего выполняются
бескрейцкопфными по схемам фиг. 12, а и б.
Число цилиндров, расположенных в ряд по
схеме а, — от одного до четырёх (редко до
шести). V-образные (по схеме б), W-образные
и радиальные компрессоры выполняются с
одноколенчатыми и двухколенчатыми валами.
В последнем случае цилиндры располагаются
попарно в блоках. Прицепные шатуны при-
меняются редко. Обычно шатуны распола-
гаются на шейке вала рядом. Такие компрес-
соры широко применяются в передвижных
компрессорных станциях, в небольших стацио-
нарных установках и в холодильных машинах.
В воздушных компрессорах клапаны рас-
полагаются в крышках цилиндров. В много-
оборотных компрессорах иногда для облегче-
ния размещения клапанов и для снижения
потерь давления при всасывании устраивают
принудительное управление всасывающими
клапанами. Прямоточный принцип в воздуш-
ных компрессорах осуществляется редко. На-
оборот, компрессоры холодильных машин
обычно прямоточные (ослабление теплообмена
желательно при всасывании паров, близких к
насыщению) [20]. Максимальное давление
нагнетания воздушных одноступенчатых ком-
прессоров — порядка 6 ати (для пневматиче-
ских инструментов;. В очень малых компрес-

ГЛ. XI
ТИПЫ И КОНСТРУКЦИИ ПОРШНЕВЫХ КОМПРЕССОРОВ
489
сорах, работающих периодически, доводят
давление нагнетания до 10 ати. При большой
степени сжатия во избежание чрезмерного
повышения температуры необходимо обеспе-
чивать малую потерю давления в клапанах и
интенсивное водяное охлаждение цилиндров.
Воздушное охлаждение применяют для
производительности до 1,5 a&jmuh в одном
10 л&/мин в цилиндре при давлении до 5—3 am.
Обычно их выполняют на базе более широко
применяемых однотипных двухступенчатых
компрессоров.
Горизонтальные компрессоры двойного
действия (фиг. 12, г) строятся в однорядном
а)
г)
Фиг. 12. Схемы одноступенчатых компрессоров.
цилиндре при степени сжатия до 6—7, а для
более высокой производительности — при
степени сжатия до 4.
На баае одноступенчатых компрессоров,
путём постановки иных цилиндровых групп,
получают многоступенчатые компрессоры
малой производительности.
выполнении производительностью до
100 A&jMiiH. При большей производительности
чаще применяется двухрядное выполнение
(фиг. 12, д). Сдваивание целесообразно при
кривошипном вале и байонетных рамах. При
вильчатых рамах усложнён монтаж вала на
Фиг. 13. Схемы двухступенчатых бескрейцкопфных компрессоров.
Одноступенчатые крейцкопфные верти- четырёх подшипниках. Конструкция рамы
кальные компрессоры по фиг. 12, в выпол- таких компрессоров приспособлена для по-
няютея для производительностей свыше становки различных цилиндровых групп.

490
ПОРШНЕВЫЕ КОМПРЕССОРЫ
[РАЗД. I
Вода
Фиг. 14. Двухст пенчатый двухрядный W-образный воздушный компрессор.
Фиг. 15. Горизонтальный воздушный двухступенчатый тякпгп типя гтппятгя
компрессор с диференциальным поршнем. Производитель- ли и """> wyunii-л
ность 27 м3/мин при л = 175 об/мин.
Двухступенчатые компрессоры (фиг. 13).
Бескрейцкопфные компрессоры по схемам
фиг. 13, а, б и в однотипны с одноступен-
чатыми компрессорами фиг. 12, а и б и часто
выполняются с использованием тех же рам и
механизмов движения. Давление нагнетания —
обычно 8 ата, иногда до 15 ати. (ограничено
диаметром цилиндра II ступени) Производи-
тельность — до 5 мУмин в одном цилиндре
I ступени. Область применения — передвижные
и мелкие стационарные установки. На фиг. 14
показан двухступенчатый W-образный воздуш-
ный компрессор производительностью 9,5
м^/мин при рн = 8 ати\ 5=135 мм; п =
= 580 об/мин.
Для компрессоров малой производитель-
ности, когда размеры поршня цилиндра II
ступени недостаточны для помещения порш-
невого пальца, применяют ступенчатые
поршни (фиг. 13, д) или же один из поршней
двухцилиндрового одноступенчатого компрес-
сора используют в качестве крейцкопфа для II
ступени (фиг. 13, г). Давление нагнетания
таких компрессоров 30—40 am. Их недоста-
ток — необходимость снятия цилиндра при
выемке поршня, а при схеме по фиг. 13, d-—
иногда затруднения с размещением клапанов
I ступени.
Выемка поршня облегчена при диферек
циальном поршне (фиг. 13, е). Компрессоре
эизонтальными для
производительности до 30 мъ/мин (фиг. 15) и

ГЛ. XT
ТИПЫ И КОНСТРУКЦИИ ПОРШНЕВЫХ КОМПРЕССОРОВ
491
вертикальными — для производительности до
10 mz/muh в одном цилиндре (фиг. 16). Раз-
меры и вес компрессоров этого типа меньше,
чем компрессоров одностороннего действия и
прямоточная (всасывание — из уравнительной
полости сквозь клапан, расположенный в
поршне). В картере находится газообразный
Фиг. 16. Вертикальный двухступенчатый компрессор с диференциальным поршнем. Производительность 10 м3'ман
при п = 720 об'мин.
крейцкопфных, равных им по производитель- холодильный агент под промежуточным давле-
ности. Цилиндры могут отливаться за одно нием. В уравнительной полости — также про-
с рамой. Недостаток компрессоров этого межуточное давление,
типа — затруднительность уплотнения рабо-
Фиг. 17. Двухступенчатый воздушный компрессор завода Средазхиммаш; производительность 20 м*/мин
при р = 8 ати; S = 200 мм; п = 500 об'мин (см. также фиг. 24).
чего пространства цилиндра II ступени по
двум окружностям большого диаметра, что
особенно сказывается при горизонтальном
выполнении, которое поэтому не может быть
рекомендовано.
В холодильных машинах применяется тип
фиг. 13, ж (см. гл. XV). Здесь II ступень—
Компрессоры производительностью от 20
до 100 m^Jmuh чаще всего выполняются вер-
тикальными крейцкопфными по типу фиг. 20, а.
Иногда эти компрессоры изготовляются для
производительности до 170 м^/мин. Компрес-
сор этого типа производительностью 20 мЩмин
изображён на фиг. 17. Относительно неболь-

492
ПОРШНЕВЫЕ КОМПРЕССОРЫ
(РАЗЯ. I
Фиг. 18. V-образный крейцкопфный двухступенчатый
компрессор.
Фиг. 19. Радиальный крейцкопфный двухступенчатый
компрессор.

ГЛ. X]
ТИПЫ И КОНСТРУКЦИИ ПОРШНЕВЫХ КОМПРЕССОРОВ
493
шой износ и надёжное уплотнение делают эти
компрессоры особенно пригодными для сжа-
тия вредных и ценных газов.
Механизм движения упрощается, если
цилиндры расположить V-образно. Такие ком-
прессоры для производительностей до
близок к единице. Сальник по схеме в рабо-
тает при низкой температуре. Выполнение по
фиг. 21, д удобно для демонтажа поршня.
Внутренний сальник в схеме е делает машину
более компактной, но неудобен для наблюде-
ния и ремонта, а потому его применение не-
Фиг. 20. Схемы крейцкопфных двухступенчатых компрес-
соров: а — вертикальный; б — угловой.
20 м^мин при непосредственном соединении
с электродвигателем и с креплением холодиль-
ника на цилиндрах весьма компактны.
Дальнейшее развитие приводит к радиаль-
ному типу, изображённому на фиг. 19.
С целью повышения компактности компрессоры
могут быть сдвоены с применением привода
от электродвигателя с двумя выступающими
концами вала.
Другой вариант крейцкопфного компрес-
сора двойного действия¦ с расположен-
ными под углом осями цилиндров изобра-
жён на фиг. 20, б (угловые компрессоры).
урп
J
Фиг. 21. Схемы гори-
зонтальных двухсту-
пенчатых компрессо-
ров.
д) П. ур I
Машины этого типа изготовляются в США
производительностью до 120 м^/мин в одно-
рядном и до 240 m^jmuh в сдвоенном выпол-
нении.
Горизонтальные двухступенчатые (крейц-
копфные) компрессоры выполняются одно-
рядными с диференциальным поршнем — по
схемам а, б, в, г и д (фиг. 21) или с цилин-
драми двойного действия — по схемам е и ж.
Схема г часто применяется в аммиачных
холодильных машинах. Вес поршня и утечка
газа через поршневые кольца в цилиндрах
двойного действия меньше, чем при диферен-
циальном поршне. Поэтому для компрессоров
средней и большой производительности сле-
дует отдавать предпочтение цилиндрам двой-
ного действия. При выполнении по схеме б
диаметр цилиндра I ступени больше, чем при
схеме а, но зато коэфициент выравнивания ц
Фиг. 22. Схемы трёхступенчатых компрессоров.
желательно. Порядок расположения ступеней
II — I на схеме ж позволяет демонтировать
поршень II ступени через цилиндр I ступени.
Часто выполняются горизонтальные ком-
прессоры по схеме, сходной со схемой
фиг. 12, д, с заменой одного из цилиндров
цилиндром II ступени, причём дости-
гается производительность в 100—150
^ m3jmuh. Для очень больших производи-
тельностей компрессоры по этой схеме
выполняются четырёхцилиндровыми,
с двумя противоположно расположен-
ными цилиндрами I и II ступени в каждом
ряду машины.
Трёхступенчатые компрессоры (фиг. 22).
С увеличением числа ступеней увеличивается
и количество возможных вариантов располо-
жения ступеней, поэтому ниже отмечаются
лишь некоторые из применяемых схем.
В развитие типа вертикальных бескрейц-
копфных машин трёхступенчатый компрессор
может выполняться по схеме фиг. 22, а, ана-
логичной фиг. 13, д. От исходного типа одно-
ступенчатого компрессора эти машины отли-
чаются цилиндровыми группами и поршнями.
Вертикальные крейцкопфные компрессоры
выполняются обычно трёхрядными по схеме
фиг. 22,0.
Компрессоры для накачивания кислорода в
баллоны на давление 160 am часто строятся
по этой же схеме, но с цилиндрами простого
действия. Во избежание соприкосновения со
сжатым кислородом масла, могущего проник-
нуть в цилиндр по штоку, нижние нерабочие
полости соединяются с полостью всасывания

494
ПОРШНЕВЫЕ КОМПРЕССОРЫ
[РАЗД. I
I ступени, а между станиной и цилиндрами
помещается промежуточный фонарь.
Горизонтальные трёхступенчатые компрес-
соры средней производительности чаще всего
выполняются по схеме в, весьма компактной
и имеющей только один сальник. Недостаток
этой схемы — относительно тяжёлый поршень.
Поэтому иногда его выполняют подвешенным.
В холодильных машинах иногда двухступен-
чатый компрессор по схеме фиг. 21, г объеди-
няют на общем коленчатом валу с односту-
пенчатым компрессором двойного действия,
служащим ступенью низкого давления.
Для компрессоров большой производи-
тельности применяют однорядную схему по
фиг. 22, д или двухрядную по фиг. 22, г.
Иногда сдваивают два блока по схеме
фиг. 22,6 на общем коленчатом валу.
Четырёхступенчатые компрессоры
(фиг. 23). Четырёхступенчатые компрессоры
одностороннего действия не делают бескрейц-
/ / . ,^ , \
е) Ш П УР I Ш
*) ур Ш Д I Ж
ур Л I Ш
Фиг. 23. Схемы четырёхступенчатых компрессоров.
копфными вследствие значительных боковых
удельных давлений поршня на стенку ци-
линдра, возникающих в ряде высокого давле-
ния. V-образный четырёхступенчатый четырёх-
цилиндровый компрессор с двухколенчатым ва-
лом является развитием типа компрессора по
схеме фиг. 13, г. В качестве базы для выпол-
нения подобных компрессоров могут быть
использованы как рядные вертикальные, так
и V-образные одноступенчатые компрессоры
и двигатели внутреннего сгорания.
Более крупные вертикальные компрессоры
выполняются двойного действия по схемам
фиг. 23, б, в и г. При выборе расположения
ступеней и применения уравнительных поло-
стей в них руководствуются теми же сообра-
жениями, что и для машин по схемам
фиг. 21, а, б и в. В таких компрессорах могут
быть использованы станины и механизмы дви-
жения двухступенчатых компрессоров по
фиг. 20, а (см. фиг. 24). •
Горизонтальные четырёхступенчатые ком-
прессоры выполняются по схемам фиг. 23, д,
е, ж и з. Расположение ступеней по фиг. 23, д
как невыравненное применяют только для не-
больших компрессоров. Из выполнений
фиг. 23, е и ж последнее лучше, так как саль-
ник работает при низком давлении. Схема
фиг. 23,з неудобна тем, что при вынимании
поршня приходится демонтировать два ци-
линдра. При большой производительности
I ступень выделяют в особый цилиндр, а осталь-
ные три выполняют по схеме фиг. 22, в или
же делают компрессор двухрядным со всеми
ступенями двойного действия.
Пятиступенчатые компрессоры. Верти-
кальные компрессоры выполняются лишь для
малой производительности. Горизонтальный
компрессор средней производительности по-
казан на фиг. 27. Значительная длина машины
и тяжёлый поршень ограничивают применение
таких схем для больших компрессоров, кото-
рые выполняются двухрядными, посредством
сочетания двух- и трёхступенчатых схем, на-
пример по фиг. 21, ж и фиг. 22, в или по
фиг. 22, в (II—I—IV) и фиг. 21, б (III — ур.- V)
X f ур а
УР 7 N Ш
Фиг. 24. Схемы шестиступенчатых компрессоров.
и т. д. Так выполнен воздушный компрессор,
показанный на фиг. 28 и 29.
Шестиступенчатые компрессоры (фиг.24).
Компрессоры малой производительности иногда

ГЛ. X)
ТИПЫ И КОНСТРУКЦИИ ПОРШНЕВЫХ КОМПРЕССОРОВ
495
выполняются вертикальными, трёхрядными, с
диференциальными поршнями. Горизонтальные
компресссры всегда выполняются двухряд-
Фиг. 25. Схема семиступенчатого компрессора произво-
дительностью 10 000 ма,нис; рн=* 850 am.
ными. При небольших производительностях в
каждом ряду применяют схему по фиг. 22, б
с порядком расположения ступеней: III- I—V
(фиг. 24, а и б). При этом сокращаются тру-
бопроводы между ступенями и удобнее произ-
водить компоновку цилиндров сходных диа-
метров. Недостатки такого выполнения — раз-
ные значения поступательно движущихся масс
по рядам и наличие сальника в цилиндре V
ступени.
В компрессорах на давление свыше 400 am
последнюю ступень всегда выполняют- с саль-
ником и располагают её за промежуточным
фонарём. Поршневых колец при таком давле-
нии не применяют.
На фиг. 24, г показана схема шестиступен-
чатого компрессора производительностью
4400 мЦчас на давление 1000 am.
Семиступенчатые компрессоры. Такие
компрессоры применяются для очень больших
Фиг. 26. Четырёхступенчатый воздушный компрессор завода Средазхиммаш; производительность 3 м*/мин при
р =• 220 am; S = 150 мм; п •= 400 об/мин (на базе компрессора по фиг. 17).
в одном ряду и IV—II—VI в другом. В круп-
ных компрессорах I ступень выделяют, как
показано на схемах фиг. 24, а, в я г.
Часто ступени низкого давления распола-
гают в одном ряду, а высокого — в другом
производительностей. Схема семиступенча-
того компрессора проязводитедьностью в
10 000 Msj4ac и рн = 850 am показана на
фиг. 25.

Нагнетание Ист.^. Всасывание [cm
Нагнетание Vcm
ВсосыШиеНст. \-Нагнетание fern. I Нагнетание /cm
Фиг. 27. Азотный компрессор производительностью 2100 м3!час при рц = 200 am; S = 750 лл; п = 125 об!мин-

Фиг. 28. Пятиступенчатый двухрядный компрессор. Ряд I -II ступеней производительностью 6800 м31чае при рн — 6 ата, S = 750 мм\ п «= 125 об/мли.

HI
•'.'¦'•'.Qi'.'''¦'¦'¦'¦'¦':'¦'
¦¦"¦¦ ' '/'о
li'.iQ-•.•.:.•.¦:••¦•¦; .-.•P:.-:V.:.v..->
¦ р'.
о''¦'.':'¦
.'o ¦•.
-Vo'
¦о- '.'.¦•
'• --0
.'.о:-.1
¦ 6 •*.¦ ;•:•¦.- ¦•'•;¦ о;
Фиг. 29 Пятиступенчатый двухрядный компрессор. Ряд III—IV—V ступеней производительностью 1400 м*1час; vH - 200 am; S= 500 мм; п ~ 125 об/мин.

ГЛ. X]
ДИАГРАММА ТАНГЕНЦИАЛЬНЫХ УСИЛИЙ
499
Специальные типы компрессоров. К спе-
циальным типам относятся компрессоры с ги-
дравлическим поршнем, сжатие газа в кото-
рых осуществляется посредством столба жид-
кости (масла, воды), находящегося между
поршнем обычного типа и газовым простран-
ством цилиндра. Такое выполнение применя-
лось в старых типах газовых компрессоров,
главным образом для защиты от корродирую-
щего действия газа.
В современных машинах указанный прин-
цип видоизменяют, применяя в компрессоре
высокого давления гидравлическую передачу
от поршня горизонтального цилиндра к порш-
ням вертикальных цилиндров VI и VII ступе-
ней. Передача осуществляется посредством
двух столбов масла, передающих движение
поршням вторичных цилиндров, соединённым
с плунжерами VI и VII ступеней [29].
Циркуляционные газовые насосы. Цир-
куляционные насосы применяются в хими-
ческих производствах для компенсации по-
терь давления газа в циркуляционных си-
стемах синтеза. Их отличительной особенностью
является небольшая разность начального и
конечного давлений при высоком рабочем да-
влении (до 800-1000 am). Индикаторная диа-
Фиг. 30. Индикаторная диаграмма газо-
вого циркуляционного насоса.
грамма циркуляционного насоса на давление
280—300 am, полученная при его испытании,
показана на фиг. 30. Вследствие малого отно-
шения давлений объёмный коэфициент бли-
зок ,к единице. Поэтому величина мёртвого
пространства для циркуляционных насосов не
имеет существенного значения. Заштрихован-
ные на диаграмме площади соответствуют по-
терям давления во всасывающем и нагнета-
тельном клапанах.
Циркуляционные насосы выполняются двой-
ного действия; поэтому усилия, действующие
на их станину и механизм движения и соот-
ветствующие небольшой разности давлений
всасывания и нагнетания, невелики. В то же
время цилиндр и все его детали — крышки,
клапаны, сальники и т. д. — нагружены пол-
ным рабочим давлением и потому должны
обладать высокой прочностью.
Шток в циркуляционных насосах всегда
сквозной. При одностороннем штоке различие
в поршневых усилиях переднего и заднего
хода от давления газа на площадь штока не-
допустимо велико.
По условиям производства циркуляци-
онные насосы должны обычно допускать
регулирование производительности до 25%
от максимального значения, что чаще всего
достигается изменением числа оборотов дви-
гателя (паровой машины или электродви-
гателя), в последнем случае путём после-
довательного включения сопротивлений в
цепь ротора. Регулирование производи-
тельности при п = const посредством увели-
чения мёртвого объёма в данном случае не-
применимо.
Для разгрузки циркуляционного насоса и
для постепенного повышения производитель-
ности при пуске и разогреве колонны синтеза
от нуля до значения, соответствующего мини-
мальному числу оборотов, применяют байпас-
ный клапан, который иногда комбинируют с
предохранительным. Длительная работа с от-
крытым байпасным клапаном недопустима
из-за постепенного нарастания температуры
газа, циркулирующего сквозь цилиндр и
байпас.
На фиг. 31 показан циркуляционный насос
на давление 850 am. В этом насосе в связи с
особо высоким давлением упрощён цилиндр:
клапаны помещены в отдельных клапанных
коробках (см. ниже, фиг. 91), а байпас выне-
сен наружу. Такое выполнение удобно для
термообработки цилиндра.
УНИФИКАЦИЯ И КОНСТРУКТИВНАЯ
НОРМАЛИЗАЦИЯ КОМПРЕССОРОВ
Разнообразие областей применения, произ-
водительностей и рабочих давлений компрес-
соров объясняет их многотипность. Однако,
несмотря на разнообразие схем цилиндровых
групп, возможна широкая унификация меха-
низмов движения и отдельных узлов. Унифи-
кацию целесообразно проводить по следую-
щим направлениям: а) отбор минимального
числа типов компрессоров; б) составление ря-
дов (градаций) компрессоров, покрывающих
всё поле производительностей и давлений с
наименьшим числом моделей машин; в) при-
менение одинаковых цилиндровых групп в
компрессорах, различающихся числом цилин-
дров или числом оборотов; г) унификация рам
и механизмов движения; создание нормаль-
ного ряда рам, характеризующихся усилиями
по штоку или шатуну; подбор размероз цилин-
дров по заданным усилиям (см. фиг. 32, а также
фиг. 17, 26); д) унификация узлов и деталей
(клапанов, арматуры, поршневых колец, холо-
дильников или их элементов и т. д.).
Унификация цилиндровых групп и поста-
новка разного числа цилиндров в смежных
моделях иллюстрируется фиг. 33, а также
фиг. 18 и 19.
ДИАГРАММА ТАНГЕНЦИАЛЬНЫХ
УСИЛИЙ
При построении диаграммы тангенциаль-
ных усилий инерционные усилия определяют
по фактическим весам поршня, штока, крейц-
копфа и шатуна. Для предварительных расчё-
тов вес поступательно движущихся частей
можно определять по приближённой формуле
[19]
G = k (S + 1) Ртах нг,
где Яшах - максимальное поршневое усилие
в т\ S — ход поршня в м; k — коэфициент: для
бескрейцкопфных компрессоров ? = 22 — 35;

500
ПОРШНЕВЫЕ КОМПРЕССОРЫ
[РАЗД. I
для крейцкопфных многоступенчатых
компрессоров k = 35 — 60. Инерционные
силы снижают поршневые усилия на
участках нагнетания.
Работу сил трения поступательно
движущихся частей принимают равной
60%, а вращающихся частей—40% всей
работы трения. Сопротивление от тре-
ния равносильно увеличению поршне-
вых усилий на величину (для компрес-
соров двойного действия)
тр. пост
= 0,6
75-60
25л
кг C5а)
я добавлению постоянного тангенциаль-
ного усилия
Р
тр. вращ
= 0,4
75-60
nSn
кг. C56)
В многорядных компрессорах танген-
циальные диаграммы отдельных рядов
суммируются с учётом угла между кри-
вошипами.
Углы между кривошипами принима-
ются: в компрессорах двухрядных про-
стого действия — 180°, трёхрядных про-
стого действия — 120°, двухрядных двой-
ного действия — 90°, 120° и 180°. Наи-
выгоднейший угол и относительное опе-
режение кривошипов в последнем слу-
чае определяют путём пробного сум-
мирования тангенциальных диаграмм
обоих рядов.
При неодинаковом ходе поршня ря-
дов компрессора тангенциальные диа-
граммы обоих рядов приводят к одному
ходу умножением на -~— •
Тангенциальная диаграмма является
диаграммой момента сопротивления, дей-
ствующего на валу компрессора. Ха-
рактер диаграммы вращающего момента
зависит от рода двигателя. При элек-
тродвигателе вращающий
момент принимается посто-
янным и равным
еР
с —
—
N
= 716,2 — кем.
п
В случае привода от
поршневого двигателя, жёст-
ко соединённого с компрес-
сором (например, располо-
женного в другом ряду ма-
шины), учитывают измене-
ние вращающего момента в
соответствии с тангенциаль-
ной диаграммой двигателя.
Если цилиндры поршне-
вого двигателя расположены
в одном ряду с цилиндрами

ГЛ. X]
ДИАГРАММА ТАНГЕНЦИАЛЬНЫХ УСИЛИЙ
501
Кислородный
1,5 м*1мин, 220 am
Кислородный
2,5/мин.220ат
Воздушный
1м3/мин,220ат
е
)
Will
IR
nun
In
111
воздушный
3. 4am
Воздушный
2Ом3/мин. 8 am
Фиг. 32. Унификация рам и механизмов движения в вертикальных двухрядных креицкопфных компрессорах
завода Средазхвммаш.
Фиг. 33. Унификация цилиндровых и шатунно-поршневых групп в вертикальных бескрейцкоафных компрессорах.

502
ПОРШНЕВЫЕ КОМПРЕССОРЫ
[РАЗД. I
компрессора, то усилие от поршня двигателя
передаётся поршню компрессора непосред-
ственно по штоку. Шатунно-кривошипный ме-
ханизм при таком расположении служит лишь
для передачи маховику избыточной работы и
возвращению сё обратно. Поэтому здесь
1У1вр тр. вр 2
Степень неравномерности Ь выбирается в
зависимости от привода. Для ремённой пере-
дачи 8 = -qtt"- ^ случае привода от газового
или парового двигателя с переменным числом
оборотов степень неравномерности при нор-
мальном числе оборотов выбирается такой,
чтобы при минимальном числе оборотов она
была не более '/б- Определение степени не-
равномерности и пульсаций тока в случае при-
вода от синхронного или асинхронного элек-
тродвигателя на одном валу с компрессором
см. [19а].
ПРИВОД КОМПРЕССОРОВ
Соединение компрессора с двигателем осу-
ществляется либо непосредственно, либо с по-
мощью передачи; при этом передачу с гибкой
связью (ремённую, клиноремённую) применяют
в малооборотных компрессорах мощностью до
250 л.с, а передача зубчатая (редуктор) при-
меняется редко.
Для непосредственного соединения ком-
прессора с двигателем применяют: а) муфты,
упругие и сцепные — при небольших мощ-
ностях; б) насадку ротора электродвигателя на
вал компрессора для разных мощностей, от
наименьших (порядка 100 вт в домашних хо-
лодильниках, см. гл. XVI) до крупнейших; со-
временная конструкция электродвигателя с ро-
тором на конце вала компрессора изображена
на фиг. 34; для привода горизонтальных ком-
прессоров мощностью свыше 100 кет приме-
няются синхронные и асинхронные электродви-
гатели, разъёмный ротор которых сидит на
валу компрессора и одновременно служит ма-
ховиком [18]; в) непосредственное объедине-
ние компрессора с поршневым двигателем на
общем коленчатом валу; цилиндры распола-
гаются в одном ряду на общем штоке, либо
в разных рядах параллельно, противоположно
или по угловой схеме; г) непосредственное
объединение компрессора с поршневым дви-
гателем без коленчатого вала.
Преимущество расположения цилиндров
двигателя и компрессора на общем штоке
заключается в прямой передаче усилий от
поршня двигателя поршням компрессора, что
обеспечивает высокий механический к. п. д.
Кривошипно-шатунный механизм в этом слу-
чае служит для передачи маховику лишь раз-
ности усилий двигателя и компрессора. Однако,
так как в мёртвых точках усилия двигателя
и компрессора суммируются, то максималь-
ное расчётное поршневое усилие получается
значительным и механизм движения тяжёлым.
Второй недостаток расположения на общем
штоке — значительные перемещения цилиндров
компрессора вследствие нагрева цилиндра
двигателя во время работы и искривление оси
ряда по той же причине. Последнее обстоя-
тельство следует учитывать при монтаже
компрессора.
Противоположное расположение двигателя
и компрессора свободно от этих недостатков.
По одну сторону вала располагаются цилиндры
двигателя, а по другую — компрессора. Меха-
низм движения компрессора обычно не связы-
вается с валом, а крейцкопфы компрессора
Фиг. 34. Непосредственное согдинение электродвигателя
с компрессором (см. также фиг. 18).
соединяются тягами с крейцкопфами двигателя,
чем достигается прямая передача усилий от
двигателя к компрессору. В каждом ряду
цилиндры компрессора и двигателя крепятся
на одной общей раме. Цилиндровые группы
компрессоров могут быть различными, в то
время как цилиндры двигателя и рамы компрес-
соров могут унифицироваться. Такие машины
изготовляются мощностью до 1500 л. с. в
агрегате.
Параллельное расположение двигателя и
компрессора компактнее последовательного,
оно обеспечивает независимость конструкции
компрессорной и паровой (или газовой] части
и позволяет выбирать различные ходы поршня
для компрессора и двигателя. Вследствие бо-
лее низкого механического к. п. д. параллель-
ное расположение применяется в небольших
компрессорах с одноцилиндровой паровой ма-
шиной (например, в циркуляционных насосах)
или в случае привода от четырёхтактного двух-
цилиндрового газового двигателя.
В газовой и нефтяной промышленности
широко применяются мотокомпрессоры с дви-
гателем, работающим на том же газе, кото-
рый сжимается в компрессоре. Газовые дви-
гатели этих компрессоров выполняются как че-
тырёхтактными, так и двухтактными. При ра-
боте на высококалорийном газе размеры ци-
линдров двигателя мотокомпрессора полу-

ГЛ. X]
РЕГУЛИРОВАНИЕ ПРОИЗВОДИТЕЛЬНОСТИ КОМПРЕССОРОВ
503
чаются небольшими, что позволяет выполнять
машину по угловой схеме, подобной изобра-
жённой на фиг. 20, б, причём цилиндр двига-
теля располагается вертикально. Такая компо-
новка машины получила преобладающее рас-
пространение.
В мотокомпрессоре с четырёхтактным дви-
гателем число цилиндров двигателя должно
быть в 2 раза больше числа рядов компрес-
сора. При большом числе цилиндров двига-
теля их располагают V-образно. Так выпол-
нен газовый мотокомпрессор, изображён-
ный на фиг. 35. Двухтактный двигатель этого
компрессора развивает в одном цилиндре
100 л. с. Максимальная мощность машины —
1000 л. с. при пятирядном выполнении.
Подача топлива (газа) — инжекционная,
при асинхронном приводе — для уменьшения
длительности разгона.
Разгрузка компрессора при пуске дости-
гается отжимом всасывающих клапанов на 1,
Фиг. 35. Газовый мотокомпрессор E «= 356 мм, п — 300 об/мин, N — 100 л. с).
под давлением. Рама допускает выемку вала
через боковую стенку.
На базе угловых газомоторных компрес-
соров могут изготовляться горизонтальные
компрессоры с электроприводом (фиг. 36) с
использованием рамы и механизма движения
угловых компрессоров. Число рядов такого
компрессора определяется в зависимости от
мощности, на которую рассчитаны механизм
движения и рама, и от числа ступеней ком-
прессора.
Выбор типа двигателя в основном опреде-
ляется энергетическим балансом предприятия,
на котором устанавливается компрессор.
Компрессоры передвижных установок
почти всегда приводятся в движение от дви-
гателей автотракторного типа. Электропривод
применяется редко. Привод от паровой ма-
шины применяется для стационарных компрес-
соров и циркуляционных насосов. Паровая
машина не требует разгрузки при пуске и
допускает плавное изменение числа оборотов
в широких пределах. Газовые двигатели при-
меняются при наличии дешёвого газа. Пре-
делы регулирования числа оборотов для них
уже, чем для паровых машин.
Для привода компрессоров мощностью
до 100 кет применяются только асинхронные
электродвигатели, для больших мощностей —
как асинхронные, так и синхронные. Синхрон-
ный привод требует больших маховых масс и
полной разгрузки компрессора при пуске в
ход. Разгрузку следует применять также и
а иногда и на II ступени при одновременном
открытии байпаса и продувочных вентилей.
При такой разгрузке мощность холостого
Фиг. 36. Схема компрессора для сжатия
сланцевого газа (р— 50 am, Q=7000 м'/час,
п = 300 об мин).
хода обычно не превышает 20°/0 полной мощ-
ности компрессора.
РЕГУЛИРОВАНИЕ ПРОИЗВОДИТЕЛЬ-
НОСТИ КОМПРЕССОРОВ
Под регулированием компрессора понимает-
ся снижение его производительности при умень-
шении расхода сжатого газа потребителем

504
ПОРШНЕВЫЕ КОМПРЕССОРЫ
[РАЗД.
В зависимости от условий расходования
сжатого газа применяются регулирование сту-
пенчатое и плавное.
Основные способы ступенчатого регулиро-
вания производительности компрессоров: пе-
риодическая остановка компрессора; измене-
ние числа оборотов; выпуск сжатого газа в
атмосферу (воздух) или во всасывающую ли-
нию; отжим всасывающих клапанов; увеличе-
ние мёртвого пространства; дросселирование
газа, всасываемого в компрессор-
Плавное регулирование производительности
производится отжимом всасывающих клапанов
на части хода сжатия, увеличением мёртвого
пространства, дросселированием всасываемого
газа.
Из этих способов наиболее экономичны:
изменение числа оборотов, отжим всасываю-
щих клапанов на части хода сжатия, увеличе-
ние мёртвого пространства.
Регулирование периодическими
остановками
При регулировании компрессора останов-
ками колебания подачи велики. Чтобы вклю-
чения и выключения были более редкими, при-
ходится устанавливать в нагнетательной сети
ресиверы значительной ёмкости и допускать
большие колебания давления — от 10 до 15%
номинального. Поэтому регулирование останов-
ками пригодно лишь для небольших компрессо-
ров при числе остановок до 15—30 в час [30].
Регулированию остановками отдают пред-
почтение в тех случаях, когда расходование
сжатого газа происходит периодически или
когда расход сжатого газа непрерывен, но
очень мал (пневматические системы автомати-
зации технологических процессов).
Управление электродвигателем произво-
дится регулятором давления, одновременно
разгружающим компрессор, прекращающим
подвод воды и останавливающим электродви-
гатель [25].
Регулирование изменением числа
оборотов
Регулирование производится изменением
числа оборотов двигателя или значительно
реже с помощью передачи с переменным пе-
редаточным числом (ступенчатые шкив и ре-
дуктор).
В случае привода от паровой машины
число оборотов можно изменять в широких
пределах—до 15% от лтах — посредством
центробежных или масляных регуляторов.
Преимущество масляных регуляторов перед
центробежными — прямая зависимость пере-
становочного усилия от числа оборотов
(вме.сто квадратичной) и вследствие этого бо-
лее широкий диапазон изменения числа обо-
ротов.
Газовые, бензиновые и нефтяные двига-
тели внутреннего сгорания допускают эконо-
мичное снижение числа оборотов лишь в не-
которых пределах. При низких числах оборо-
тов двигатели работать не могут, так как вра-
щающий момент двигателя снижается быстрее,
чем момент на валу компрессора.
Асинхронные электродвигатели допускают
изменение числа оборотов в незначительных
пределах посредством введения сопротивления
в цепь ротора. Этот способ неэкономичен и
допускается лишь в дополнение к другим спо-
собам ступенчатого снижения производитель-
ности компрессоров. Применение многоско-
ростных электродвигателей для ступенчатого
регулирования производительности наиболее
экономично.
Регулирование выпуском газа
во всасывающую линию
Частичный выпуск сжатого газа при работе
компрессора с противодавлением весьма не-
экономичен. Соединение нагнетательной линии
со всасывающей допустимо для разгрузки
лишь при полном снижении противодавления
(либо при уменьшении подачи компрессора
до нуля — см. дальше). Это достигается уста-
новкой обратного клапана, отключающего ком-
прессор от нагнетательной линии при откры-
тии перепускного вентиля. Перепускной вен-
тиль (байпас) соединяет всасывающий трубо-
провод или патрубок компрессора с нагне-
тательной линией между компрессором и об-
ратным клапаном. В многоцилиндровых одно-
ступенчатых компрессорах применяется пооче-
рёдное соединение байпасами нагнетательных
полостей отдельных цилиндров или блоков со
всасывающей линией для многоступенчатого
снижения производительности компрессора.
При этом каждый цилиндр (блок) снабжается
Фиг. 37. Байпас, соединяющий нагнетательную линию
воздушного компрессора с атмосферой: / — клапан бай-
паса; 2 — обратный клапан; 3 — трубопровод от регуля-
тора давления.
обратным клапаном. В небольших одноступен-
чатых компрессорах применяют иногда авто-
матический разгружающий клапан на нагнета
тельном трубопроводе (по фиг. 37).
При наличии обратного клапана в нагне-
тательной магистрали давление нагнетания
компрессора при разгрузке байпасом зависит
только от потерь давления в системе компрес-
сора. В многоступенчатых компрессорах эти
потери значительны и ступени низкого давле-
ния могут оказаться нагружёнными полностью.
Поэтому здесь рекомендуется применять раз-
грузку в нескольких ступенях.
В многоступенчатых компрессорах раз-
грузку байпасом при пуске в ход иногда ком-

ГЛ. X]
РЕГУЛИРОВАНИЕ ПРОИЗВОДИТЕЛЬНОСТИ КОМПРЕССОРОВ
505
бинируют с отжимом клапанов на I ступени.
Подводимая мощность в зависимости от числа
ступеней и размеров байпаса составляет при
разгрузке только байпасом до 40°/0 номиналь-
ной мощности, а при комбинированной раз-
грузке байпасом и отжимом клапанов — до
200/0.
Весьма экономично регулирование путём
соединения всасывающего патрубка не с на-
гнетательным трубопроводом, а непосред-
ственно с цилиндром. Конструктивно этого
достигают установкой в цилиндре двойного
действия клапана на середине хода поршня.
При полном открытии этого клапана сжатие
в цилиндре начинается лишь после 5Оп/о хода
поршня, поэтому производительность сни-
жается теоретически вдвое. При частичном
открытии клапана достигается регулирование
в пределах от 100 до 50%. Практически вслед-
ствие потерь на дросселирование в клапане
Фиг. 38. Индикаторная диаграмма
при регулировании производитель-
ности путём соединения всасываю-
щего патрубка с цилиндром ком-
прессора.
удаётся достигнуть снижения производитель-
ности до 65<>/о от номинальной (фиг. 38). Дан-
ный способ регулирования особенно приме-
ним при малой степени сжатия, например в
циркуляционных насосах.
Регулирование отжимом всасывающих
клапанов
Этот способ регулирования заключается в
принудительном поднятии пластин всасываю-
щих клапанов с седла (в отжиме пластин) на
длительное время для перевода на холостой
ход или в течение части хода сжатия при
каждом ходе поршня для плавного регулиро-
вания. При этом газ, поступивший в цилиндр
при ходе всасывания, не сжимается, а вытес-
Фиг. 39. Отжимное устройство мембран*
ного типа.
няется обратно во всасывающий трубопровод.
Поднятие клапанных пластин производится
вилкой, передвигаемой либо вручную (от ма-
ховичка), либо автоматически, с помощью от-
жимного устройства, управляемого регулято-
ром давления.
Отжимные устройства могут быть порш-
невого (фиг. 14) или мембранного (фиг. 39)
типа. Мембранные устройства исключают влия-
ние утечки газа через поршень отжимного
устройства II ступени на чёткость работы
регулирования.
Отжим клапанов применяют только на сту-
пенях низкого давления. При одновременном
отжиме клапанов во всех цилиндрах или по-
лостях компрессор переводится на холостой
А всасывающим клапана»
передней полости инд
И всасывающим клапанам /
задней полости ц.нд
\
К Всасывающим клапанам
передней полости ц.б.д.
Л всасывающим
клапанам задней
полости ц. в. д
'От воздухосборника
Фиг. 40. Схема трёхступенчатого регулирования отжимом
клапанов.
ход и производительность его падает до нуля.
Индикаторная мощность составляет при этом
около 3% номинальной.
Ступенчатое регулирование отжимом кла-
панов (по схеме фиг. 40) применяют в ком-
прессорах мощностью до 150 л. с. с цилин-
драми I и II ступени двойного действия. От-
жимая клапаны на противоположно располо-
женных полостях цилиндров I и II ступеней,
Фиг. 41. Индикаторная диаграмма при
плавном регулировании до 40°4 дина-
мическим отжимом всасывающих
клапанов.
получают последовательно 100, 50 и 0% про-
изводительности.
Степень выравнивания поршневых усилий
при трёхступенчатом регулировании отжимом
клапанов ухудшается, что должно быть учтено
при расчёте маховика.
Плавное регулирование производительно-
сти посредством принудительного управления
закрытием всасывающих клапанов заклю-
чается в удержании всасывающих клапанов
открытыми на некотором переменном ио вели-
чине участке хэда сжатия. Представление о
пределах регулирования по данному способу
даёт индикаторная диаграмма на фиг. 41.
Импульс, действующий периодически на
отжимные устройства клапанов, может быть
гидравлическим, электрическим, пневматиче-
ским (от сжатого газа из цилиндра компрес-
сора) и динамическим в результате скорост-
ного напора потока газа, проходящего через
клапан.

506
ПОРШНЕВЫЕ КОМПРЕССОРЫ
(РАЗД. I
Схема гидравлического регулирования по-
казана на фиг. 42. Принцип действия здесь
следующий: регулятор 1 управляет периоди-
ческим соединением отжимного устройства ///
с гидравлической системой //, находящейся
под давлением, вследствие чего масло в нуж-
ный момент передвигает поршень 21 и пере-
водит вилку 20 в требуемое положение отно-
сительно клапанных пластин.
Схема действия регулятора: кулачки 4,
выполненные за одно с втулкой 2, вращаются
вместе с приводным валом / и периодически
ское воздействие на регулятор. Маховичок 26
служит для выключения регулятора при дли-
тельной 100%-ной производительности посред-
ством отвода золотников 9 в крайние поло-
жения эксцентриками 24 и рычагами 22.
Число распределительных механизмов зави-
сит от расположения ступеней. Все одновре-
менно действующие в компрессоре всасываю-
щие клапаны управляются одним распредели-
тельным механизмом.
Данное регулирующее устройство было при-
менено на газовых компрессорах высокого
12
21
Фиг. 42. Гидравлическое управление отжимными устройствами: А — приводной
механизм: / — вал, 2 — втулка со шлицем 3; 4 — кулачки; Б — устройство для
поворота кулачков при регулировании; 6 — вал внутри вала / со штифтом 5,
входящим в шлиц 3; 7,8—рычажный механизм для осевого перемещения вала 6;
27 — маховичок; В — распределительный механизм; 9— золотник; 10 — ролик;
//— шток; 12 — пружина; Г — устройство для включения регулирования;
22—рычаг; 23 — ролик; 24 — эксцентрик; 25 — ролик; 26— маховичок; 13, 14.
15 - трубопроводы; 16 — масляный насос; 17 — перепускной клапан; 18 — ма-
сляный бак; 19— сливной трубопровод; 20 — отжимная вилка; 21 — поршень.
передвигают золотники 9 из одного крайнего
положения в другое. В одном положении зо-
лотник соединяет маслопровод 13 с трубкой 14,
причём масло передвигает поршень 21 и
вилку 20 вниз, и пластины клапана отжи
маются; в другом положении золотник соеди-
няет маслопровод 13 с трубкой 15, а труб-
ку 14 — со сливным трубопроводом 19, масло
передвигает поршень 21 вверх, и отжим кла-
пана выключается. Длительность отжатия кла-
панных пластин зависит от формы кулачка 4
и, следовательно, остаётся при регулирова-
нии неизменной. Снижение производительно-
сти достигается смещением периода отжатия
относительно периодов всасывания и нагне-
тания. Если период отжатия полностью со-
впадает с периодом всасывания, то произво-
дительность равна 100%, если же он полно-
стью совпадает с периодом нагнетания, то
производительность равна нулю; промежуточ-
ным положениям соответствуют значения про-
изводительности в пределах от 100 до 0%.
Смещение периода отжатия достигается по-
воротом кулачков 4 на некоторый угол по-
средством механизма Б, управляемого вруч-
ную маховичком 27. Возможно и автоматиче-
давления: Q = 6000 м^час, рн = Ш am и
Q = 10 000 мэ/час, рн = 800 am. На ^практике
наблюдались затруднения с наладкой регули-
рования и отжимных устройств.
Регулирование с электрическим импульсом
показано на схеме фиг. 43. Клапанные пла-
стины отжимаются вилкой, соединённой с яко-
рем электромагнита /. Периодическое замы-
кание тока в катушке электромагнита произ-
водит коллектор 3, вращающийся синхронно
с валом компрессора. Коллектор состоит из
двух полуколец, одно из которых — провод-
ник тока, и неподвижных и подвижных щё-
ток 4 и 5. Замыкание тока происходит в тот
момент, когда между щётками проходит полу-
кольцо-проводник. Длительность замыкания,
определяющая момент закрытия всасывающих
клапанов, зависит от угла между неподвижной
и подвижной щётками. Производительность
регулируется изменением положения подвиж-
ных щёток 5.
Число пар щёток 4 и 5 и их взаимное рас-
положение зависят от схемы компрессора.
Четыре пары расположенных через 90° щёток
соответствуют двухрядному компрессору с
кривошипами под углом 90°.

ГЛ. X]
РЕГУЛИРОВАНИЕ ПРОИЗВОДИТЕЛЬНОСТИ КОМПРЕССОРОВ
507
Регулирование может быть автоматическим
и ручным. На схеме фиг. 43 показано авто-
матическое регулирование. При повышении
давления в ресивере золотник регулятора 6
перекрывает маслопровод 8, давление в мас-
ляной системе повышается, и поршень 9 пе-
рестанавливает щётки 5. Винт 10 служит для
Фиг. 43. Электрическое управление отжимными устрой-
ствами: 1 — электромагнит; 2—якорь; 3 — коллектор;
4 — неподвижные щётки; 5— подвижные щётки;
6 — сервомотор; 7 — насос; 8— маслопровод; 9— поршень
перестановочного устройства; 10 — винт.
регулирования вручную и для разгрузки ком-
прессора при пуске в ход.
Регулирование с пневматическим импуль-
сом показано на фиг. 44. Пространство за
поршнем отжимного устройства / соединено
здесь с цилиндром компрессора, и при ходе
хжатия в него поступает некоторое количе-
3 2
Фиг. 44. Пневматическое управление отжим-
ными устройствами.
ство газа. В соединительном трубопроводе
имеется обратный клапан, не закрывающийся
полностью при обратном направлении потока
газа. Поэтому газ при ходе всасывания пере-
текает обратно в цилиндр, но падение давле-
ния в пространстве / тормозится клапаном 2.
В результате к началу сжатия в простран-
стве 1 может ещё находиться сжатый газ,
отжимающий вилку и препятствующий закры-
тию клапанных пластин на некотором участке
хода сжатия. Длительность отжатия опреде-
ляется степенью открытия клапана 2, регули-
руемого вручную винтом 3, или автоматиче-
ским регулятором давления. Этот способ ре-
гулирования применим при числе оборотов
до 300 в минуту.
Одним из новейших является способ регу-
лирования производительности посредством
отжима пластин всасывающих клапанов дина-
мическим напором газа (фиг. 45). Отжимная
вилка 1 прижимается к пластинам пружиной 2,
степень натяжения которой может изменяться
вручную шпинделем 3. Закрытие пластин 4 во
время хода сжатия происходит под действием
динамического напора, создаваемого потоком
газа, в тот момент, когда этот напор преодо-
леет усилие пружины. Чем больше усилие
пружины, тем позднее закроется клапан.
Снижение производительности теоретически
равно 50%. В действительности вследствие
неполного использования объёма «цилиндра
при всасывании производительность может
быть снижена даже до 40% от номинальной
Фиг. 45. Плавное регулирование производительности
с использованием динамического напора вытекающего
газа: 1 — отжимное устройство; 2 — пружина; 3 — шпин-
дель; 4 - пластинка всасывающего клапана; 5— седло
клапана.
(фиг. 41). При установке отжимного устрой-
ства на одной из полостей цилиндра двойного
действия производительность всего компрес-
сора снижается до 70%.
Данное регулирование может быть приме-
нено в любой машине и установлено в любое
время. Оно очень просто и удобно в эксплоа-
тации, обеспечивает широкие пределы регу-
лирования и по экономичности не уступает
регулированию дополнительными мёртвыми
пространствами. Эти преимущества обеспечи-
вают ему наибольшую применимость в буду-
щем.
Регулирование увеличением мёртвого
пространства
Этот способ регулирования основан на
уменьшении объёмного коэфициента при уве-
личении мёртвого пространства. При ступен-
чатом регулировании дополнительные мёртвые
пространства выполняются в рубашке цилин-

508
ПОРШНЕВЫЕ КОМПРЕССОРЫ
(РАЗД. I
дра (или в отдельных баллонах). Они при-
ключаются по мере надобности к основному
мёртвому пространству цилиндра клапанами,
управляемыми вручную (фиг. 28) или автома-
тически (фиг. 46J. В компрессорах двойного
Фиг. 46. Клапан дополнительного мёртвого пространства.
действия, применяя четыре дополнительных
мёртвых пространства в цилиндре каждой
ступени (по два в каждой полости), осуще-
ствляют пятиступенчатое регулирование с авто-
матическим упра-
влением. Последо-
вательность сни-.
жения производи-
тельности и мощ-
ности компрессора
иллюстрируется
индикаторными
диаграммами фиг.
47. Из этих диа-
грамм также сле-
дует, что вслед-
ствие сжатия газа
даже при холостом
ходе пусковой мо-
мент на валу ком-
прессора не равен
нулю. Поэтому при
таком регулирова-
нии для приведе-
ния пускового мо-
мента компрессора
в соответствие с
пусковой характе-
ристикой электро-
двигателя приме-
няют автоматиче-
скую разгрузку,
которая достигает-
ся открытием спе-
циально устано-
вленных клапанов,
сообщающих хо-
лодильник I сту-
пени и цилиндр II
ступени с атмосфе-
рой.
Автоматическое
пятиступенчатое
регулирование производительности компрессо-
ров получило широкое распространение и до-
стигло высокой степени совершенства.
Определение объёма дополнительного
мёртвого пространства. Если степень со-
Фиг. 47. Индикаторные диа-
граммы при пятиступенчатом
регулировании. Ступени про-
изводительности: 100, 75, 50,
25 и 0°/0; соответствующие
ступени индикаторной мощ-
ности 100, 76—78, 52-53, 27-29
и 3-5%.
кращения производительности
Q.
¦= В и да-
вление р изменяется при регулировании
на рдс.г< а а — на аг, то дополнительное мёрт-
вое пространство определяется на основе
[19]
ррс
уравнения [19]
ве
C6а)
где
Если
то
Рвсг=Рвс.
Если и ar = з, то
C66)
СЗбв)
~ * — 1
Для реальных газов
yv lec-r Рвс
ее Рвет
.. C7а)
где
= i_? 4^-ол'-1 ;
&
— 1
A - Р) ^
C76)
Влияние дополнительного мёртвого про-
странства на производительность компрессора
тем больше, чем больше степень сжатия и
чем больше мёртвое пространство цилиндра
I ступени. Для реального газа при равных
условиях требуется большее дополнительное
мёртвое пространство, чем для идеального.
Мёртвое пространство данной ступени
может быть разделено между полостями ци-
линдра в любом соотношении — степень со-
кращения производительности от этого не
меняется. Неравное распределение дополни-

ГЛ. X]
РЕГУЛИРОВАНИЕ ПРОИЗВОДИТЕЛЬНОСТИ КОМПРЕССОРОВ
509
тельного мёртвого пространства сказывается
только на увеличении неравномерности тан-
генциальной диаграммы.
Перераспределение степеней сжатия в
многоступенчатом компрессоре при регу
лировании производительности измене-
нием мёртвого пространства. В табл. 2
показано изменение а, рвс и рн при регулиро-
вании идеального z-ступенчатого компрессора,
не имеющего основных мёртвых пространств.
Таблица 2
Регулирование производительности изменением
мёртвых пространств
Дополнитель-
ное мёртвое
пространство
приключено
Ко всем
ступеням по-
ровну
Только к I
ступени
К какой-
нибудь i-й сту-
нени (кроме I)
Заданная сте-
пень сокраще-
ния произ-
водительности
Р
Р
р-1
Степени
сжатия по
ступеням
Давления по
ступеням
Р
Не меняются
В остальных
ступенях не
меняются
"г - i -
1
Р
В остальных
меня
Рн-г-1 =
рвс - г -II ""
и т. д.
р не
меняется
Рвс — /• — i ="
1
Рн-г-A - 1) _
1
"" ~~f Рн-A—1)
ступенях не
ются
Влияние способов присоединения дополни-
тельных мёртвых пространств на выравнива-
ние поршневых усилий и на температуру
нагнетания указано в табл. 3.
При регулировании по варианту 2 для пре-
дупреждения недопустимого повышения тем-
пературы газа в последней ступени для неё
принимают меньшую степень сжатия, чем для
остальных ступеней.
В действительном z-ступенчатом компрес-
соре при регулировании по вариантам 2, 3
и 4 степени сжатия отклоняются от указан-
ных в табл. 2 из-за наличия в цилиндрах
мёртвого пространства. При этом объёмный
коэфициент последней или (i — 1)-й ступени
снижается, давление всасывания повышается
и степень сжатия этой ступени увеличивается
меньше чем в -5— раз. На всех остальных
р
ступенях по сравнению с идеальным компрес-
сором степени сжатия несколько повышаются.
Увеличение а вызывает в этих ступенях неко-
торое снижение объёмных коэфициентов и
уменьшение Vec. Уменьшение Vec сокращается
по мере приближения от последней [или
(/ — 1)-й] ступени к I ступени и сказывается
на I ступени как дополнительное так назы-
ваемое возвратное уменьшение производи-
тельности компрессора тем меньше, чем
больше число ступеней и чем меньше мёртвое
пространство.
В компрессорах с г>3 возвратное уменьше-
ние производительности можно не учитывать.
При z<.3 пренебрежение возвратным умень-
шением производительности приводит к по-
вышенным значениям для дополнительного
мёртвого пространства, что существенно при
ступенчатом регулировании.
При наличии возвратного уменьшения про-
изводительности степени сжатия определяют
методом последовательных приближений. По-
рядок расчёта при этом следующий: а) находят
теоретические <з\ и рвс_\ для всех ступеней
согласно табл. 2; б) определяют для послед-
ней ступени уменьшение \v и увеличение рвс
вследствие изменения а на сх; по новому зна-
чению рвс—2 нах(>Дят 32J B) Для а2 опреде-
ляют *>-вс_2 > находят рвс _ з и' т. д. Доста-
точное приближение к искомому значению а
достигается после двух-трёх пересчётов. Та-
кой же расчёт производят и для остальных
ступеней.
Таблица 3
Варианты присоединения дополнительных мёртвых пространств
Вари-
ант
. 1
2
3
4
Присоединение
Ко всем ступеням
Только к I ступени
К I и к последней
ступени
К i-й ступени, сле-
дующей за отбором
газа
Назначение
Регулирование
производительности
То же
То же
Регулирование да-
вления промежуточ-
ного отбора газа
Применение
Двухступенчатые
компрессоры
Многоступенчатые
компрессоры (регу-
лирование в узких
пределах)
То же
При наличии отбо-
ра газа
Выравнивание
поршневых
усилий
Хорошее
Плохое
Среднее
-
Температура
нагнетания
Минимальная
На последней
ступени высокая
Ниже, чем при
варианте 2
—

510
ПОРШНЕВЫЕ КОМПРЕССОРЫ
(РАЗД. 1
Изменение мёртвых пространств — весьма
экономичный способ регулирования произво-
дительности поршневых компрессоров. Доба-
вочный расход мощности вследствие отвода
тепла водой и неодинакового распределения
сжатия между ступенями составляет около
3—5% номинальной мощности при регулиро-
вании всех ступеней и до 8°/0 при регулиро-
вании одной I ступени.
Дополнительное мёртвое пространство для
плавного регулирования производительности
(вариатор) выполняют, например, по фиг. 48
в виде цилиндра с поршнем, приключаемого
Ко всасывающему
трубопроводу
Фиг. 48. Вариатор.
к цилиндру компрессора клапаном с ручным
или гидравлическим управлением. Переста-
новкой поршня вручную изменяют приклю-
чаемый объём вариатора. Заднюю полость
поршня вариатора соединяют во время ра-
боты со всасывающим трубопроводом. При
невыполнении этого условия поршни вариа-
тора стучат.
Регулирование производительности посред-
ством вариатора экономично, но громоздко,
нуждается в значительных перестановочных
усилиях и требует большого времени для
перестановки поршня, что неудобно в экспло-
атации. Для уменьшения размеров вариатора
производительность изменяют лишь в узких
пределах — от 100 до 70%. Вследствие этих
недостатков предпочитают применять регули-
рование отжимом всасывающих клапанов.
Регулирование изменением момента
приключения дополнительного мёртвого
пространства
Этот способ регулирования заключается
в изменении моментов отключения и при-
ключения дополнительного мёртвого простран-
ства, рассчитанного на максимальную степень
сокращения производительности. Из диаграм-
мы фиг. 49 видно,
что сжатие при этом
происходит по кри-
вой /—5—6, а рас-
ширение - по кри-
вой 3—7—8 и что
в зависимости от
положения на кри
вых точек 5 и 7
объёмный коэфи-
циент и произво-
Фиг.49. Приключение и отклю-
чение дополнительного мёрт-
вого пространства на части
хода поршня.
дительность меня-
ются в той или
иной степени.
Дополнительное мёртвое пространство и
приключающий его клапан иногда выпол-
няются на стороне всасывания (фиг. 50).
В этом. случае дополнительное мёртвое
Фиг. 50. Регулирование изменением момента приключе-
ния дополнительного мёртвого пространства.
пространство 1 ограничено двумя всасываю-
щими клапанами 2 и 3. Клапан 2 снабжён
отжимным устройством с поршнем 4. Мо-
менты открытия и закрытия клапана 2 зависят
от давления газа в камере за поршнем 4.

ГЛ. X]
РЕГУЛИРОВАНИЕ ПРОИЗВОДИТЕЛЬНОСТИ КОМПРЕССОРОВ
511
Чем это давление больше, тем позже закры-
вается и тем раньше открывается клапан 2
и тем больше, следовательно, степень сокра-
щения производительности. Давление за порш-
нем 4 устанавливают дроссельным вентилем 5
и регулируют вручную или же оно регули-
руется автоматически вентилем 6. Индикатор-
ные диаграммы при регулировании по дан-
ному способу показаны на фиг. 51.
Регулирование дросселированием
всасываемого газа
Дросселирование всасываемого компрес-
сором газа производится ручным или пнев
матическим дроссельным клапаном или за-
движкой. При частичном закрытии дроссели-
рующего органа давление в цилиндре при
всасывании снижается, в резуль-
тате чего коэфициент всасывания
уменьшается.
Регулирова-
ние дросселиро-
ванием просто,
но неэкономич-
но. В односту-
Фиг. 51. Индикаторные диаграммы
при регулировании по фиг. 50.
пенчатых ком-
прессорах при
о<2,5оно сопро-
вождается даже
увеличением мощности компрессора, т. е. оно
менее экономично, чем выпуск сжатого газа
в атмосферу. При многоступенчатом сжатии
это явление не имеет места, однако удельный
расход энергии L\ при малых о и г всё же
значительно возрастает в сравнении с L\ при
отсутствии дросселирования (фиг. 52) [19].
л
*
gS
в
а
5,
/
V|
А
\
ч
в
5-
/
К
ii
у
><
/
\
1
6 = 2
/
/
>
^
1,50
Щ
Щ
№
130
'А
т
м
&
05
т
щ
W
1зо
1,27
1,23
Щ
1,17
т
по
1,07
W3
A0
U/L,
Vis%z6
1J0
1,275
VSQ
mi
1,20
f,17S
1JS0
1,126
1,10
i,tm
M.
Ли
,00
w
1,20
w
116
1,14
1,12
1,10
Щ
im
1,01
1,02
no
1,20
t,m
1,167
1,150
mi
1117
Щ
Щ
106)
пя
озз
pn
от
I/S6
1,171
1.W
',112
i,m
1,fM
11O0
1,0/6
1,071.
iasi
1M\
mm
Ю0 90 80 70 ISO 501 3 4 s б 7
Производительность в Хот номинальной Чаела cm<""wet/
Фиг. 52. Изменение удельного расхода индикаторной
мощности при регулировании дросселированием.
Межступенчатые давления при регулиро-
вании дросселированием теоретически падают
пропорционально снижению давления всасы-
вания I ступени, причём отношение давлений
во всех ступенях, кроме последней, не ме-
няется, а в последней — возрастает; практи-
чески же вследствие наличия мёртвых про-
странств имеет место возвратное увеличение
межступенчатых давлений (см. стр. 508).
Чтобы предупредить недопустимое повы-
шение температуры в последней ступени, для
неё принимают меньшую степень сжатия,
чем для остальных ступеней.
В том случае, если последняя ступень —
простого действия, выравнивание поршневых
усилии при регулировании дросселированием
ухудшается.
Регулирование дросселированием вслед-
ствие его неэкономичности и возможности
недопустимого повышения температуры в по-
следней ступени применяется только в не-
больших компрессорах.
При автоматическом регулировании часто
предпочитают периодически снижать произ-
водительность компрессора до нуля, полностью
закрывая всасывающую линию. Закрытие вса-
сывающего трубопровода производится запор-
ным клапаном (фиг. 53). При этом в трубопро-
Фиг. 53. Автоматический запорный кла-
пан на всасывающем трубопроводе:
1 — клапан; 2— регулятор давления.
воде между клапаном и компрессором обра-
зуется вакуум, отношение давлений в ци-
линдре постепенно возрастает и подача падает
до нуля, как это видно из индикаторной диа-
граммы на фиг. 54.
При закрытии всасывающего трубопровода
температура газа в цилиндре сначала повы-
Линия
атмосферного
давления
Фиг. 54. Индикаторная диаграмма при
регулировании закрытием всасываю-
щего трубопровода.
шается, а затем падает, так как выделение
тепла уменьшается и облегчается его отвод.
В многоступенчатых компрессорах с большими
ёмкостями между ступенями такие повторные
повышения температуры при постепенном па-
дении подачи нежелательны; поэтому регули-
рование закрытием всасывающего трубопро-
вода в них не применяется.
При плотных нагнетательных клапанах рас-
ход мощности при регулировании прекраще-
нием всасывания незначителен.
Регуляторы
Регулирование производительности порш-
невых компрессоров осуществляется ьручную-
или автоматически, посредством регулятора,

512
ПОРШНЕВЫЕ КОМПРЕССОРЫ
[РАЗД. I
соединённого с ресивером. При уменьшении
потребления газа давление в ресивере повы-
шается. Регулятор (датчик, реле) реагирует
на изменение давления и воздействует на
регулирующие устройства. Такие регуляторы
обычно называются пегуляторами давления.
От ресивера
Фиг. 55. Схема регулятора давле-
ния клапанного типа.
От ресивера
Фиг. 56. Схема
регулятора давле-
ния золотнико-
вого типа.
Конструкции регуляторов давления весьма
разнообразны. Поэтому ниже отмечаются лишь
некоторые основные их типы.
По способу действия различают односту-
пенчатые и многоступенчатые регуляторы.
Первые управляют всеми приключёнными к
ним регулирующими устройствами одновре-
менно и потому применяются при двухступен-
чатом регулировании производительности
A00—0%). При трёхступенчатом регулировании
A00—50—0%) по схеме
фиг. 40 иногда уста-
навливают два односту- ?
пенчатых регулятора,
настроенных на разные
давления и действую-
щих один за другим.
Схемы выполнения одно -
ступенчатыхрегуляторов
показаны на фиг. 55
и 56 12].
Качественное изготовление золотниковых
регуляторов представляет значительные труд-
ности, поэтому везде, где возможно, следует
отдавать предпочтение клапанным регуля-
торам.
Принцип действия клапанного регулятора
по фиг. 55 следующий. При давлении в реси-
вере, равном рткх, клапан 1 отрывается от
нижнего седла и прижимается к верхнему. Газ
дросселируется в прорезях 2 буртов клапана,
поэтому давление быстро распространяется на
всю площадь клапана и переключение проис-
ходит мгновенно. Обратное переключение кла-
пана происходит при р<СРт&х> так как площадь
прохода в верхнем седле больше, чем в нижнем.
В нижнем положении клапан регулятора со-
общает регулирующие устройства (сервомо-
торы) с атмосферой, в верхнем — с реси-
вером.
Степень неравномерности -у = -^та*—*-^
Рср
регулятора по фиг. 55 может регулироваться
в широких пределах изменением на рычаге 3
плеча х пружины и изменением натяжения
пружины. Возможность изменения степени не-
равномерности в зависимости от колебаний
давления в сети является существенным
преимуществом регуляторов подобного типа.
Чёткость работы регулятора зависит от
плотности прилегания клапана к сёдлам, от
надлежащего выполнения прорезей в буртах
клапана и от регулировки сечения выпускного
отверстия 4. При тщательном выполнении
правильно отрегулированный клапанный регу-
лятор работает весьма чётко (см. кривые из-
Фиг. 57. Многоступенчатый регулятор клапанного типа для пятиступенчатого регулирования.
При пятиступенчатом регулировании при-
меняют многоступенчатые регуляторы, напри-
мер по фиг. 57.
Регуляторы могут быть как золотниковые,
так и клапанные.
менения давления в регулирующих устрой-
ствах при регуляторе клапанного и золотни-
кового типа на фиг. 58).
Для предохранения от попадания на седло
клапана посторонних частиц, могущих нару-

гл.;
РАСПРЕДЕЛЕНИЕ
513
а)
Время
6)
Время
Фиг. 58. Кривые изменения
давления в регулирующих
устройствах (РИГМ): а — при
золотниковом регуляторе; б—
при клапанном регуляторе.
шить чёткость регулирования, следует перед
регулятором устанавливать фильтр.
Степень неравномерности золотниковых
регуляторов с пружинной нагрузкой по фиг. 56
зависит от трения, от величины перекрытия
Ь—d и от жёсткости пружины. Возможность
регулирования степени неравномерности здесь
значительно меньше, чем в клапанных регу-
ляторах.
Уплотнение золотника достигается притир-
кой, поэтому трение в золотниковых регуля-
торах весьма значительно и не исключено
заедание золотника.
Многоступенчатый клапанный регулятор для
пятиступенчатого регулирования показан на
фиг. 57. Регулятор обеспечивает при нормаль-
ной работе подвод сжатого воздуха из реси-
вера к клапанам дополнительных мёртвых
пространств (фиг. 46) и сообщение этих кла-
панов с атмосферой для снижения производи-
тельности при повышении давления в реси-
вере. Регулятор состоит из четырёх одинако-
вых двухседельных
клапанов /, соеди-
нённых с поршень-
ками 2, 3, 4, 5, раз-
личными по диа-
метру. В верхнем
положении клапан
1 соединяет тру-
бопровод из реси-
вера 6 с трубопро-
водом 7, ведущим
к клапанам мёрт-
вого пространства,
установленным на
цилиндрах ком-
прессора. В нижнем положении он сообщает
клапаны мёртвого пространства с полостью 8,
соединённой с атмосферой. Полость 9 над
поршеньками регулятора может соединяться
с ресивером через клапан 10 и пространство 11.
При нормальной работе компрессора пру-
жина 12 уравновешивает давление воздуха
снизу на диафрагму 13, и клапан 10 закрыт.
При повышении давления в ресивере клапан 10
открывается, сжатый воздух проходит из по-
лости 11 в полость 9 и, действуя на диа-
фрагму 14, передвигает вниз сперва наиболь-
ший поршенёк 2, а затем, если давление в ре-
сивере не падает, и меньшие поршеньки. При
этом происходит постепенная разгрузка ком-
пресора, начиная с первой ступени регулиро-
вания G5<у0 производительности) и до той,
которая окажется достаточной для поддержа-
ния давления в ресивере в требуемых преде-
лах. Тогда клапан 10 закрывается, сжатый
воздух вытекает из полости 9 через калибро-
ванную насадку 15, давление в полости 9 па-
дает, клапаны / прижимаются к верхним сёд-
лам под действием давления снизу, и разгрузка
прекращается.
Регулятор снабжён устройством 16 для при-
нудительной разгрузки вручную, путём посто-
янного соединения клапанов
дополнительных мёртвых про-
странств с атмосферой.
Винт 17 служит для регули-
рования величины рабочего да-
вления. Чувствительность регу-
лятора определяется диаметром
калиброванной насадки 15.
ар
0,074
РАСПРЕДЕЛЕНИЕ
В поршневых компрессорах находят при-
менение следующие виды распределения:
а) самодействующие клапаны, б) принудительно
действующие клапаны, в) принудительно пе-
реставляемые золотники.
Самодействующие клапаны применяются в
компрессорах всех типов и размеров.
Принудительно действующие клапаны в
поршневых компрессорах применяются крайне
редко, только в машинах специального назна-
чения. Встречаются конструкции быстроход-
ных компрессоров, где принудительно дей-
ствующими являются всасывающие клапаны,
а нагнетательные выполнены самодействую-
щими.
Золотниковое распределение находит при-
менение в поршневых вакуум-насосах, часто
в комбинации с самодействующим нагнетатель-
ным клапаном.
К распределительным органам поршневого
компрессора предъявляются следующие требо-
вания: а) своевременное открытие и закрытие,
б) малые сопротивления при всасывании и
нагнетании, в) плотность (герметичность),
г) надёжность.
. Соблюдение перечисленных требований
ведёт к наиболее благоприятному протеканию
индикаторной диаграммы и к наименьшим
энергетическим и объёмным потерям.
Самодействующие клапаны
Расчёт самодействующих клапанов [7, 20,
22] сводится к определению: а) проходного
сечения B^«) в сеДле клапана; б) наиболь-
шего (при полном открытии) проходного се-
чения (jjR-F ) в щели клапана; в) усилия,
под которым должна находиться пружина при
закрытом состоянии клапана (РПрУ, г) кон-
структивных размеров и упругих свойств пру-
жины; д) конструктивных размеров подвижных
и неподвижных элементов клапана.
Клапаны в современных компрессорах явля-
ются чрезвычайно ответственным элементом.
От правильности выбранных размеров клапанов
зависит не только экономичность работы ком-
прессора, но и его надёжность. Исследования,
предпринятые в этом направлении [2,7,22, 26],
выявили противоречивые значения основных
конструктивных элементов клапана. Так, сила
пружины, действующей на клапанную пластину,
играет отрицательную роль при открытии кла-
пана и положительную — при его закрытии.
Следовательно, должна существовать такая
величина предварительной затяжки пружины,
которая ' для данного конкретного случая
является оптимальной. То же относится и
к величине проходного сечения в седле,
к высоте подъёма клапана и т. д.
Основные конструктивные параметры са-
модействующих клапанов, расположенных в
крышке или стенках цилиндра, по Н. А. Дол-
лежалю, определяются зависимостями [7]
(фиг. 59):
для всасывающего клапана
1
ж
кг/м* C8)
33 Том 12

514
ПОРШНЕВЫЕ КОМПРЕССОРЫ
[РАЗД. !
J~LJ4 — \ 5
C9)
для нагнетательного клапана
^P"P~0 074nl/2m* 1 S^e
у ~0,074nJ/ -^_-/?2.pa.a.ft_.y^
>^-J tq 1 с _
У/
Ad H
Л (*.у.,*4
. D1)
В уравнениях C8), C9), D0) и D1): скл —
условная .средняя скорость* газа в седле кла-
Граница
подъема /~^к
клапанаЦ^т
уза?"
клапана
Уплотняющая
плоскость
-D —
Фиг. 59. Двухкольцевой пластинчатый клапан: / — седло
клапана; 2—пластины клапана; 3 — ограничитель подъёма
клапана; 4 — пружины клапана.
пана, принимаемая [22] в зависимости от да-
вления:
давление в am но 15
\
сКЛ
в м\сек
5°
35—25 а5—а
20° 5°о >$оо am
зо—15 15—™ <ia
(меньшие значения принимаются для быстро-
ходных компрессоров).
Rz—„гидравлический" радиус седла кла-
пана в м, равный отношению:
проходное сечение седла
периметр проходного сечения седла
для кольцевых клапанов /?г = 0,5 fr, где Ь —
ширина проходного канала в седле клапана;
для тарельчатого клапана #г== —?- , где
dT — диаметр отверстия в седле тарельчатого
клапана; для ленточных клапанов Rz —
= 0,5 6 ,— , где Ъ — ширина канала,
га — длина канала; отношение — обычно мало.
а
Для всех типов клапанов Rz тем меньше, чем
меньше Ь.
^-?_f* — отношение величины суммы щеле-
вых проходов под клапаном к сумме проходов
в седле клапана;
2F h
- "* = max _
максималь-
ная конструктивно возможная относительная
высота подъёма клапана. Обычно периметр
клапанной пластины несколько меньше пери-
метра проходного сечения седла клапана
@,9—0,95 в хорошо сконструированных кла-
панах) вследствие наличия направляющих, за-
трудняющих проход газов. По-
этому в уравнения C8) и D0)
следует вводить значения
D0)
несколько большие
2j«
получаемых из уравнений C9) и D1). Если
клапан образован из нескольких не связанных
между собой подвижных элементов с само-
стоятельными пружинами, то расчёт прово-
дится для каждого независимого элемента
самостоятельно.
2* тк — масса подвижных элементов кла-
пана в кгсек/м2, равная массе пластины (или
тарелки) Н-г/з массы пружины.
са и Cf— истинные скорости поршня (в м(сек)
в момент начала всасывания (индекс о) и в мо-
мент начала нагнетания (/).
ст — средняя скорость поршня в м/сек;
где S — ход поршня в м\ п — число оборотов
в минуту.
ем — относительная величина мёртвого про-
странства цилиндра, для которого рассчиты-
вается клапан.
jn—начальное ускорение клапанной пла-
стины в м/сек2 в момент её отрыва от седла
клапана. Величина jK зависит от ряда кон-
структивных иэксплоатационных особенностей.
На основании некоторых экспериментальных
данных [6, 7, 22] она численно приближённо
может приниматься: для всасывающих клапа-
нов равной и, для нагнетательных — 2п, где
п — число оборотов компрессора в минуту.
Ра и а — давление газа перед всасывающим
клапаном в кг/л*2 и отношение давлений в ци-
линдре.
7а и k — удельный вес (перед всасывающим
клапаном в кг/м^) и показатель адиабаты
сжимаемого газа.
У большинства компрессоростроительных
заводов число возможных конструктивных
решений клапанов ограничено и сведено
в таблицу нормалей (см., например, табл. 4).
В этом случае в уравнениях C8), C9), D0) и
D1) кроме Та. рф й» а> *м> сф с/» с/я» п-> ]к из-
вестными являются FH (или 2^"«)' скл и тк
(или 2т«) и опРеДелению подлежат лишь
величины Рп
пр
самостоятельно для всасы-
вающего и для нагнетательного клапана.
Поскольку для одного и того же клапана,
соответствующего табл. 4, могут быть осу-
ществлены различные значения для Рпр и F^,
расчёт последних носит название „настройки"
клапанов. Она должна быть проверена для

ГЛ. X]
РАСПРЕДЕЛЕНИЕ
515
каждого клапана компрессора самостоятельно.
Во всех случаях стремятся к тому, чтобы
скорость, с которой пластина садится на седло,
не превышала 0,2 м\сек.
Нередко бывает необходимым проверить ве-
личину создаваемой клапаном максимальной
потери давления, так как с достаточной для
практики точностью можно принимать, что
дополнительная затрата энергии, необходимая
для преодоления сопротивления в клапанах,
пропорциональна величине потери давления
в клапанах в момент открытия (ДРтах)- Вели-
чина максимальной депрессии при обозначе-
ниях, принятых для уравнений C8), C9), D0)
и D1), определяется:
для всасывающего клапана
0'2
0,2 Г"
0,1 .
la ч
кг/м* D2)
для нагнетательного клапана
/ \о,2 г yip
> _,оА2Г/ JU „0,072 Zfn
""" га ут
Расчёт потерь давления по этим уравнениям
позволяет построить рабочую индикаторную
диаграмму фиг. 3.
Конструкция клапанной пружины должна
исключать возможность возникновения в ней
резонансных колебаний. Для этого должно
быть соблюдено условие
D4)
где fc — число собственных колебаний пру-
жины в секунду; fc
~"bi V '
g
причём
•Хи. cm
Ум cm — статическая деформация пружины
под действием собственного веса рабочих вит-
ков (см. т. 1, ч. II, гл. III, стр. 132); /в — число
вынужденных колебаний в секунду ( fв — ^-А ',
Р — коэфициент „запаса на резонанс", обычно
принимаемый равным не менее 10. Выбор
величины р и преобразование неравенства D4)
в равенство накладывает дополнительное усло-
вие на конструирование пружины, сводящееся,
например, для цилиндрических пружин к опре-
делению числа витков, формы и размеров се-
чения, выбора материала и т. д. (см. т. 2,
гл. IX).
Необходимо стремиться, чтобы число ра-
бочих витков пружины не было малым (не
менее 3,5), так как лишь в этом случае пру-
жина опирается на клапанную пластину не
менее чем на 0,8 длины окружности, что
важно с точки зрения долговечности пружины.
По этим же соображениям клапанные пру-
жины делаются прямоугольного или близкого
к нему сечения.
Для клапанных пружин может быть реко-
мендована сталь марки 50ХФ-А. Изготовлен-
ная из такой стали пружина навивается с шагом
витка, несколько большим расчётного, зака-
ливается в масле при 860° С, отпускается
в воде при 450° С и подвергается релаксации
в совершенно сжатом до соприкосновения
витков состоянии при 250° С в течение 24 час.
Пружины для больших клапанов должны на-
виваться с несколько меньшим диаметром
с учётом увеличения последнего при сжатии.
Для успешной работы клапана целесооб-
разно придать жёсткости переменный характер,
т. е. сделать так, чтобы в момент начала от-
крытия клапана усилие пружины было по воз-
можности малым, а в момент начала закрытия
возможно большим. Это в принципе правиль-
ное положение, однако не легко разрешаемое
конструктивно, привело к созданию ряда типов
клапанов, так или иначе осуществляющих
сказанное. Для расчёта таких клапанов фор-
мулы C8) — D4) могут применяться лишь при
условии, что они рассматри-
ваются как приближённые.
Существует большое
число типов самодействую-
щих клапанов. Наиболее
распространён кольцевой
клапан, у которого запор-
I ным органом является одна
к кг/м . D3) или несколько самостоятель-
J ных или соединённых между
собой кольцевых пластинок,
нагружённых пружиной.
На фиг. 60 показан такой клапан с цилин-
дрической пружиной прямоугольного сечения.
На фиг. 61 представлен клапан, в котором
воздействие на клапанную пластину осуще-
ствляется с помощью нескольких малых пру-
жинок. Основным недостатком таких кла-
панов является местный характер усилия,
передаваемого пружинками на клапанное
кольцо.
На фиг. 62 показан комбинированный кла-
пан VII ступени компрессора высокого давле-
ния (850 am).
Пример клапана с пружиной переменной
жёсткости, в котором роль пружины испол-
няют специальные пружинящие кольца, пред-
ставлен на фиг. 63 и 64.
В некоторых клапанах кольца соединены
между собой. При этом пружины комбини-
руются так: внутри располагается большая
цилиндрическая, а по периферии несколько
малых, иногда спиральных для уменьшения
размеров клапана по высоте. Масса подвиж-
ных элементов в дисковом клапане обычно
больше, чем в кольцевом.
Во всех случаях стремятся к тому, чтобы
всасывающий и нагнетательный клапаны были
изготовлены из унифицированных деталей.
Стремление по возможности снизить потери
давления в клапанах заставляет исполнять
проточные места особенно тщательно, избегая
шероховатостей, резких поворотов и местных
сужений. С этой целью в седле клапана по
периметру выходного сечения снимают фаску,
а размер с (фиг. 59) делают не менее \,2Ь.
Аэродинамические свойства клапана могут
быть установлены в результате испытания их
в стационарном газовом потоке [7, 26]. Испы-
тания проводятся дважды: а) при строго фи-
ксированной высоте открытия клапана (при
закреплённой пластине) и б) в рабочем состоя-
нии, т. е. с пружинами и с максимальным
подъёмом пластины, с какими клапан предна-
значен к монтажу в компрессоре. В обоих слу-
чаях измеряются количество протекающего

516
ПОРШНЕВЫЕ КОМПРЕССОРЫ
[РАЗД. I
через клапан газа и создаваемое им при этом
сопротивление.
Седло клапана и ограничитель хода изго-
товляются обычно литыми (по металлическим
моделям) из чугуна марки СЧ 24-44 с твёр-
достью Нв = 200—240 на рабочей поверхности,
иногда из модифицированного чугуна. Ширину
уплотняющих поверхностей седла принимают
от 1,5 до 2,5 мм, допуская удельное давление
до 80 кг]см2. В клапанах компрессоров высо-
Всасывающий
Узел Л
Нагнетательный
Фаска 0,5*^5*
Фиг. 60. Двухкольцевой пластинчатый клапан (см. табл. 4).
кого давления сёдла изготовляются из стали,
причём удельные давления на их опорные по-
верхности доходят до 500 кг/см2.
Клапанные пластины рекомендуется изго-
товлять из листовой, прокатанной в двух пер-
пендикулярных направлениях стали. При этом
Фиг. 61. Кольцевой тастинчатый клапан с местными
пружинами [22].
к металлу предъявляются следующие требо-
вания: высокая вязкость, ударная стойкость
и теплоустойчивость до. оОО" С. Этому удовле-
творяют стали марки 20ХНФ-А и Э-14, тер-
мически обработанные до //# = 300—400.
Применяют также углеродистую сталь с
содержанием углерода 0,8%С. Механические
свойства этой стали после специальной тер-
мообработки: предел прочности 60 кг/лш2,
предел текучести 45 кг/мм% предел пропор-
циональности 30 кг/мм2, относительное удли-
нение 18—20%, ударная вязкость 7—8 кг1смК
Фиг. 62. Комбинированный кольцевой клапан компрес-
сора высокого давления.
Клапанные пластины не следует изгото-
влять штамповкой. Кромки и острые углы
должны быть закруглены, а обе торцевые по-
верхности тщательно прошлифованы.
Толщина клапанных пластин выбирается по
условиям прочности. При этом следует иметь
Седло
ПруЖина Опора пруЖины
Основные размеры кольцевых пластинчатых клапанов (нормаль НИИХИММАШ для
Фиг. 63. Схема кольцевого пластинча-
того клапана с пружиной переменной
жёсткости.
в виду, что в процессе работы компрессора
механические свойства пластины, в особен-
ности нагнетательного клапана, падают, в част-
ности, за счёт имеющего место постепен-
ного науглероживания.
Конструкция ленточного пластинчатого
клапана представлена на фиг. 65. В нём роль
пружины играет сама пластина, что нельзя
считать благоприятным фактором. Однако воз-
можность применения сравнительно очень узких
Таблица 4
3 = 63«,?>) (фиг. 60)
прохода в
седле b
в мм
6
8
ю
Однокольцевой
D
мм
6о
7°
8о
95
iio
Рн
MM?
94°
1500
23OO
Двухкольцевой
D,|»-| D
мм
5°
6о
7°
125
I2O
145
170
FH
мм1
254°
6l3Q ,
Трёхкольцевой A тип)
D, 1 Z),
1 1 J
8 1
мм
50
6о
7°
85
i°5
125
I2O
15°
i8o
150
190
225
FH
мм1
48оо
79°о
II 8оо
Трёхкольцевой (II
Di
85
125
120
150
х8о
мм
i6o
195
235
D
190
235
280
тип)
мл?
6960
II ЗОО
17 ооо

ГЛ. X]
РАСПРЕДЕЛЕНИЕ
517
лент (а следовательно, проходов в седле) и осу-
ществления весьма малого Rz делает клапаны
такого типа применимыми, в частности, в
многооборотных компрессорах. В клапане, изо-
бражённом на фиг. 66, для освобождения кла-
панной пластины от пружинения ей придана
Фиг. 64. Кольцевой пластинчатый клапан с пружиной
переменной жёсткости.
коробчатая форма,что, однако, ведёт к увели-
тк
чению -р—.
На фиг. 67 изображён тип тарельчатого
клапана с очень малым диаметром тарелки.
На каждый цилиндр ставится несколько таких
Фиг. 65. Ленточный клапан.
клапанов. Возможность осуществления малой
высоты подъёма тарелки и относительно низ-
кое значение величин ¦—¦ делает такой кла-
пан пригодным для быстроходных компрессо-
ров. К тому же он легко вписывается в крышку
цилиндра компрессора.
Пример устройства принудительно упра-
вляемого всасывающего клапана быстроход-
ного компрессора представлен на фиг. 68.
Имеются примеры компрессоров с масляным
управлением всасывающими клапанами [22].
Недостатком таких клапанов является пони-
жение экономичности компрессора из-за труд-
ности установить наиболее благоприятную
точку открытия при переменном режиме ра-
боты компрессора.
Золотниковое распределение [15, 17, 21, 22};
Часто бывает необходимо произвести ежа-,
тие газа от очень низких давлений (создание
вакуума) до атмосферного, а иногда и выше.
В этом случае компрессор называют вакуум-
насосом. При этом отношение конечного да^
вления к начальному иногда достигает весьма
больших значений. Так, при сжатии газа, на-'
ходящегося под абсолютным давлением 1 мм
рт. ст., до одной ат-
мосферы отношение
давлений составляет
свыше 700. Осущест-
вление компрессорной
машины с такой об-
щей степенью сжатия
сложно. С другой сто-
роны, в силу низких
величин абсолютных
давлений приобретает
значение потеря да-
вления в распреде-
лив -—-
Фиг. 66. Ленточный клапан
с лентой коробчатого .
сечения.
Фиг. 67. Малый тарельча-
тый клапан с низким подъ-
ёмом тарелки.
лительных органах, что делает необходи-
мым стремление к её возможному снижению.
Поэтому в случае сжатия газов от давлений
ниже 0,2 — 0,3 ата отказываются от приме-
нения самодействующих клапанов и пользуются
золотниковым принудительным распределе-
нием. В принципе устройство таковых не от-
личается от применяемых в паровых машинах
и наиболее часто выполняется в виде плоского
золотника (фиг. 69), снабжённого перепускными
каналами. Золотник, перемещаемый специаль-
ным штоком (золотниковой скалкой), связан-
ным с эксцентриковым механизмом на корен-
ном валу вакуум-насоса, периодически соеди-
няет каналы цилиндра: а) поочерёдно с про-
странством всасывания, б) между собой и
в) то же поочерёдно — с пространством на-
гнетания.
Расчёт золотникового распределения сво-
дится: а) к определению всех линейных раз-
меров: /, е, а, ы, d; б) к определению сечений
всех каналов и в) к построению индикаторной
диаграммы вакуум-насоса, соответствующей
выбранным размерам элементов золотнико-
вого устройства.
Минимальная необходимая величина хода
золотника S3 = 1а -(- е + i, где i — внешнее
перекрытие, е—внутреннее перекрытие. В боль-
шинстве случаев е = i; однако могут быть и
отступления. Между ходом золотника S3 и хо-
дом поршня Sn вакуум-насоса существует
зависимость
Оо О„
D5)

518
ПОРШНЕВЫЕ КОМПРЕССОРЫ
[РАЗД. I
где стз и стп — средние за ход скорости дви-
жения золотника и поршня. В целях минималь-
ного износа золотника скорость стз должна
быть не более 0,3 м/сек; это приводит к не-
значительным линейным значениям S3, a, e
и i. Но чем меньше абсолютные величины
е и •/, тем более вероятна утечка газа и потому
тем более тщательно должен быть выполнен
1
' г1
J
Фиг. 68. Принудительно управляемый всасывающий
клапан [26J.
золотниковый механизм. Поэтому вакуум-на-
сосы не строятся с высоким числом оборо-
тов. Желательно, чтобы величины е и / не
были меньше 6—8 мм.
Нагнетание
1 2 6
всасывание
Фиг. 69. Принцип устройства плоского золотникового
распределения поршневого вакуум-насоса: / — золотни-
ковая камера; 2 — золотник; 3 — канал в цилиндре;
4 — перепускной канал; 5 — камера сжатия; 6 — нагне-
та 1ельный клапан
Сечение каналов (FKaH) цилиндра опреде-
ляется по условной средней скорости газа
(скан), вводимой в соотношение
Скан * пор /»с\
7— = ~f * D6)
где Fnop — площадь поршня вакуум-насоса.
Задаваясь скоростью скан (желательно не
выше 15—25м'свк), можно при известном зна-
чении а определить ширину канала и, следо-
вательно, золотника.
Последняя не должна быть слишком боль-
шой, что может быть достигнуто выбором ма-
лого значения средней скорости поршня (стп).
Из конструктивных соображений важно, чтобы
ширина золотникового зеркала не выходила
за пределы 0,5-0,7 диаметра цилиндра.
Величина и всегда меньше е и / и опреде-
ляется условиями построения индикаторной
диаграммы. Обычно и = @,2 ч- 0,4) а. Ширина
перепускного канала равна ширине канала
цилиндра. Объём ка-
нала не должен быть
слишком велик и про-
текание в нём газа
не должно сопрово-
ждаться большими
сопротивлениями.
Размер камеры
сжатия d, не оказы-
вающий влияния на
характер распределе-
ния, обычно опреде-
ляется величиной на-
гнетательного клапа-
на, рассчитываемого
как самодействующий
клапан компрессора.
Пренебрегая раз-
личием в длине шату-
нов вакуум-насоса, в
тех случаях, когда
Фиг. 70. Пример построе-
ния индикаторной диаграм-
мы поршневого вакуум-
насоса с золотниковым рас-
пределением при е = i и
8 = 90°.
угол между кривоши-
пом коленчатого вала
насоса и эксцентриком
золотника равен 90°,
индикаторную диаграмму одноступенчатого
вакуум-насоса можно построить графически
(фиг. 70). Давление в отдельных точках диа-
граммы определяется по формулам:
Ра —
еи — ге) + Р2 (
Рс =
— га)
+ ?М + Ч + Ч
D7)
D8)
где р\— давление перед насосом; р% — давле-
ние нагнетания; ра — давление, устанавливаю-
щееся по обе стороны поршня при сообщении
их через перепускной канал; рс — давление
начала сжатия, устанавливающееся в цилиндре
насоса в результате смешения газа, находя-
щегося в цилиндре, с оставшимся в камере
сжатия от предыдущего хода.
S '
! — ~сГ » ei — ~с"» za- — с »
объём перепускного канала
и объём, описываемый поршнем '
объём камеры сжатия
td объём, описываемый поршнем *
Объёмный коэфициент (Хо) вакуум-насоса:
Х0 = $=1-(еа + е* + е). D9)
где
E0)

ГЛ. X]
РАСПРЕДЕЛЕНИЕ
519
Чем меньше ра, тем больше Хо; однако со-
гласно формуле D8) тем меньше и рс, а сле-
довательно, тем больше—,т. е. степень сжа-
Рс
тия, допустимая величина которой опреде-
ляется конечными температурами газа, опре-
деляемыми как в компрессорах.
Для одноступенчатых вакуум-насосов ве-
личина Хо колеблется в пределах от 0,60
до 0,92.
Некоторое повышение давления в конце
нагнетания иногда признаётся нежелательным,
так как это является причиной быстрого из-
носа зеркала. Такое повышение давления мо-
жет быть избегнуто выбором соответствую-
щего угла между кривошипом коленчатого
вала и эксцентриком. При этом должно быть
учтено изменение объёмного коэфициента Хо
в сторону уменьшения.
Если пренебречь значениями ге, ц и ея, то
индикаторная диаграмма вакуум-насоса приоб-
ретает упрощённый вид (фиг. /1). Величина рс,
а следовательно, и площадь диаграммы за-
висят от величин р] и р2. Для известного зна-
чения /?2 существует такая величина р\ (РшахХ
при которой площадь диаграммы, а следова-
Фиг. 71. Упрощённая ин-
дикаторная диаграмма
одноступенчатого вакуум-
насоса с золотниковым рае-
иределением, снабжённым
перепускным каналом.
Фиг. 72. Упрощённая ин-
дикаторная диаграмма
двухступенчатого вакуум-
насоса с золотниковым рас-
пределением, снабжённым
перепускным каналом.
Самодействующие клапаны
нагнетания — только во II
ступени.
тельно, и потребляемая вакуум-насосом мощ-
ность становится максимальной.
Величина р^ях для случая изотермического
сжатия может быть найдена из выражения
для среднего индикаторного давления
Рс
Рь
E1)
если вместо рс ввести в формулу р\ и, поло-
жив последнее переменным, найти значение
Pi тал которому соответствует максимальный
расход мощности. Таким образом, влияя при
конструировании золотникового распределения
на величину рс, можно добиться снижения
мощности мотора, которым должен быть
снабжён вакуум-насос и который ^ должен
отвечать мощности, соответствующей макси-
мальному значению pi шах-
Устройством камеры сжатия (d) достигается
некоторая экономия в затрачиваемой мощно-
сти. Однако можно встретить вакуум-насосы,
у которых нагнетательные клапаны отсут-
ствуют и индикаторная диаграмма прибли-
жается к прямоугольнику. Для создания да-
влений ниже 0,1 ата применяются двухсту-
пенчатые вакуум-насосы. При этом в первой
ступени нагнетательных самодействующих кла-
панов обычно не ставят. Это позволяет осу-
ществлять цилиндры обеих ступеней конструк-
тивно одинаковыми. Построение индикаторных
диаграмм для двухступенчатых насосов про-
изводится аналогично построению таковых
атмосферная
линия
^ атмосферная
линия
пиния
pf~ 0,033 ата
Фиг. 73. Действительные индикаторные диаграммы
вакуум-насоса при разной глубине вакуума [22].
для одноступенчатых. Упрощённая (при гс =
= ег = еа=0) индикаторная диаграмма (фиг. 72)
в этом случае строится по значениям давле-
ния в ресивере, т. е. между I и II ступенями
(рт), и давления начала сжатия [17]. Полагая
pi переменным, определяют значение, при ко-
тором среднее индикаторное давление стано-
вится максимальным. Последнее определяет
мощность мотора, которым должен быть
снабжён вакуум-насос.
На фиг. 73 показан пример изменения ин-
дикаторной диаграммы одного вакуум-насоса
с изменением давления всасывания (вакуума).
Наибольшая площадь диаграммы, а следова-
тельно, и мощность, соответствует давлению
около 0,3 ата. Поэтому вакуум-насос рабо-
тает экономично только при тех условиях, для
которых он сконструирован. На фиг. 74 даны
i
0 0,1 0,2 0,30,4 0J0,6 0,70,8 0,9ата
0 100 200 300 400 500 600 мм рт с/п
Фиг. 74. Мощность, потребляемая ва-
куум-насосом [22]: а — для больших ма-
шин; b — для малых машин.
примерные расходы мощности вакуум-насо-
сами [22].
Производительность двухступенчатого ва-
куум-насоса определяется объёмным коэфи-
циентом I ступени по формулам, аналогичным
D9) и E0), причём давление ра определяется
формулой D7), в которой вместо /?2 вводится
давление в ресивере.
Кривыми на фиг. 75 [22] можно пользо-
ваться для определения объёмных коэфициен-
У
b
а

320
ПОРШНЕВЫЕ КОМПРЕССОРЫ
[РАЗД. I
тов, причём значения абсолютных давлений
при Ао = 0 означают, что они могут быть до-
стигнуты вакуум-насосом при заглушённом
всасывающем штуцере.
На фиг. 76 изображён одноступенчатый
двухстороннего действия вакуум-насос с пло-
ским золотником и с самодействующими кла?
панами.
На фиг. 77 изображён двухступенчатый
сдвоенный вакуум-насос большой производи-
7
/
/ /
а/
/ у
/ /
^~-
1
;:: —
t
/
/
i ,
1
=4
7
1 I
I /i
/
I
/ i
1
0,1 0? 0,40,6 1 2 34 6810 20 W 60' 100
мм pm cm
Фиг. 75. Объёмные коэфициенты (>0) поршневых вакуум-
насосов с золотниковым распределением: а и b —для
двухступенчатых насосов с выравниванием давления;
с и d — для одноступенчатых насосов с выравниванием
давления; е ч/ — для одноступенчатых насосов без
выравнивания давления.
тельности. Золотник I ступени (верхней по
чертежу) в отличие от II (нижней) не имеет
самодействующих нагнетательных клапанов и
потому объёмы I и И ступеней равны между
собой.
Оба золотника прижимаются к зеркалу с
помощью специальных пружин, что сокращает
утечку. Цилиндр и золотниковая камера I сту-
пени в целях сокращения утечки отделены от
эквивалентного работе трения. Отвод тепла
происходит преимущественно в процессе
нагнетания при прохождении газа с большой
скоростью вдоль охлаждаемой крышки и ка-
налов и поэтому слабо влияет на показатель
политропы сжатия, близкий к адиабатическому,
и на затрату работы при сжатии. Применение
охлаждающих рубашек в цилиндрах компрес-
соров целесообразно главным образом по
эксплоатационным соображениям. Основное
назначение их следующее: 1) снижение тем-
пературы стенок цилиндра для обеспечения
нормальных условий смазки поршня и предот
хранения поршневых колец от пригорания;
2) снижение температуры клапанов с целью
предупреждения отложения нагара на клапан-
ных пластинах и пружинах для увеличения
срока их службы; 3) уменьшение подогрева
газа при всасывании (увеличение коэфициента
всасывания); 4) замедление процессов окисле-
ния и разложения смазочного масла в цилин-
драх.
Охлаждение газа в холодильниках
Количество тепла, отводимого в холо-
дильнике. Индексы и обозначения: / — газ;
2— вода, (') — состояние при входе в холодиль-
ник, С) — состояние при выходе из холодиль-
ника.
Средняя температура газа в холодильнике
Средняя температура воды в холодильнике
_ 2 + 4
V-2- о *
Фиг. 76. Одноступенчатый вакуум-насос с плоским золот-
ником.
цилиндра и камеры II ступени устройством
из уплотнительных колец.
На фиг. 78 изображено цилиндрическое
золотниковое распределение, расчёт которого
аналогичен приведённому выше. При золот-
никах такой конструкции соединительные ка-
налы получаются обычно более длинными, чем
при плоских.
ОХЛАЖДЕНИЕ
Охлаждение цилиндров
Количество отводимого в цилиндрах ком-
прессора тепла составляет в ступенях низкого
давления 15— 200/0, а в ступенях высокого да-
вления 10—15°/0 от теплового эквивалента ра-
боты сжатия данной ступени F32ЛУ; кроме
того, отводится значительное количество тепла,
Полное количество тепла, отводимого в
холодильнике воздушного компрессора,
Q — Q\ +Qn ккал\кас\ E2)
Qj — теплота, выделяемая охлаждающимся
газом:
Qj = G'Cp ( t[ — t\} ккал/час,
где G — весовая производительность компрес-
сора в кг/час, ср — теплоёмкость газа при
средних значениях давления и температуры
в холодильнике;
Qn—теплота конденсации водяных паров
(определение количества конденсата см. ниже»,
„Сепараторы").
При расчёте холодильников принимают
QmQl , полагая, что Qjj компенсируется по-;
вышением коэфициента теплопередачи вслед*
ствие наличия в газе водяных паров.

ГЛ. X]
ОХЛАЖДЕНИЕ
521
Фиг. 77. Двухступенчатый вакуум-насос двойного действия.

522
ПОРШНЕВЫЕ КОМПРЕССОРЫ
[РАЗД. I
Если пренебречь охлаждением цилиндра,
то Qi равно тепловому эквиваленту индика-
торной мощности предыдущей ступени
рифмическая разность температур (см. т. 1,
ч. I, стр. 498); при противотоке
Qj = 632N/ ккал\час.
При неполном охлаждении до /j >
E3а)
°С. E7)
Q{ = -i ~- • 632 Nt ккал/час. E36)
В холодильниках высокого давления Q\
эквивалентно лишь 'той части индикаторной
in -J-—2-
Выбор коэфициента s см. [133. Для хо"
лодильников поршневых компрессоров е =
= 0,9-т- 1,0.
Коэфициент теплопередачи, отнесённый
к 1 пог. м трубы:
ккал^м час °С.
E8)
н'авн анар ' анар
Фиг. 78. Вакуум-насос с вращающимся золотником.
мощности, которая идёт на приращение вну-
тренней кинетической энергии газа и опреде-
ляется как индикаторная мощность для иде-
ального газа [19].
Количество и температура охлажда-
ющей воды. Конечную температуру воды в
холодильнике допускают до 40° С. Более вы-
сокая температура способствует выделению
накипи. Разность температур охлаждающей
воды на выходе и на входе 10—20° С.
Количество охлаждающей воды
Gw= —„—->-,— л/час.
Определение длины труб и
верхности охлаждения
—?_*«. р - Q
'¦ ~~ b & ' наР ~ h ft
KeHvm кнархт1
E4)
по-
E5)
E6)
где L — длина; F — поверхность труб холо-
дильника; k — коэфициент, характеризующий
теплопередачу 1 пог. м трубы в ккал\м час °С;
keH = —; коэфициент теплопередачи, от-
несённый к внутренней поверхности трубы;
Ьнар = —й то же> отнесённый к наруж-
'канар
ной поверхности трубы; ftOT — средняя лога-
Входящие в коэфициент теплопередачи
частные коэфициенты теплоотдачи для вну-
тренней поверхности трубы авн и для наруж-
ной поверхности трубы анар определяются по
формулам теплопередачи [13/ (см. также ЭСМ
т. 1, ч. I, гл. V).
Средняя скорость газа в холодильнике
¦ _ G'v/
3600-/
MJceK,
E9)
где Vf—удельный объём газа при tf и pf в
л&1кг\ f— площадь поперечного сечения для
прохода газа в м-; G — расход газа в кг!час.
Исходя из допустимых потерь давления,
скорость газа принимают: в кожухотрубных
холодильниках: газ по трубкам — от 12 до
3 м]сек\ газ в межтрубном пространстве —
от 8 до 2 м\сек\ в холодильниках с двойными
трубами — от 14 до 4 м/сек] в змеевиковых хо-
лодильниках— до 40 м\сек. Меньшие значения
скоростей газа применяют при более высоких
давлениях.
При данных значениях средней скорости
газа турбулентное движение газа имеет место
в холодильниках всех типов. Турбулентное
движение воды имеется в холодильниках с
двойными трубами (до около 1 м/сек) и в
кожухотрубных холодильниках с многохо-
довым протеканием воды.
Потери давления в холодильниках зависят
не только от скорости газа, но также от кон-
струкции холодильника (число поворотов по-
тока газа) и от ёмкости коммуникации.
Пример применения буферных поло-
стей для увеличения ёмкости см. фиг. 81.
Перед малоёмкими холодильниками с двой-
ными трубами устанавливают буферные со-
суды.
Уравнение E9) определяет среднюю ско-
рость газа для равномерного пбтока. В дей-
ствительности скорость газа в холодильнике
поршневых компрессоров колеблется в про-
должение одного цикла сжатия (одного обо-
рота) в пределах, зависящих от расположения
ступеней сжатия и от ёмкости мёжступенчатой
коммуникации. Влияние пульсации потока на
величину коэфициента теплопередачи изучено
недостаточно.

ГЛ. X]
ОХЛАЖДЕНИЕ
523
Типы холодильников
В поршневых компрессорах применяются
следующие типы холодильников: кожухотруб-
ные холодильники с параллельным (фиг. 79)
и с перекрёстным (фиг. 80) током
для больших объёмов газа и да- .
влений до 30 am; холодильники Вода \
I \ воздух
Фиг. 79. Холодильник I ступени воздушного компрессора по фиг. 28
с параллельным током воздуха и воды: р = 2,8 ата; Q — 214 000 ккал/час;
wвозд — \2 м1сек; ^в0^ы = 0,024 м'сек; /="=102ла; число трубок 742;
*нар = 22 мм; 1 " 2'7 м-
с двойными трубами (фиг. 83)—для высоких
давлений; холодильники с ребристыми труба-
ми (фиг. 81) — для давлений до 30 am; змее-
виковые холодильники (фиг. 82) — для малых
объёмов газа или для высоких давлений.
В кожухотрубных холодильниках с парал-
лельным током газ протекает по трубам, а в
холодильниках с перекрёстным током — в
межтрубном пространстве. Выбор между этими
двумя выполнениями в значительной мере за-
висит от степени загрязнённости газа и воды.
Чистка межтрубного пространства затрудни-
тельна, особенно при большом числе труб.
Поэтому загрязнённую среду (жёсткую воду,
коксовый газ) следует направлять по трубам,
а чистую — в межтрубное пространство.
Кожух холодильников выполняют свар-
ным,, редко чугунным. В СССР применение
чугуна для сосудов, работающих под давле-
нием свыше 6 am, не допускается.
Для уменьшения тепловых напряжений,
возникающих вследствие различной темпера-
туры кожуха и трубы, закрепляют только
одну трубную решётку холодильника, предо-
ставляя второй свободно перемещаться (см.
плавающую верхнюю головку холодильника
на фиг. 80). Уплотнение достигается рези-
новым кольцом. Возникающие от давления
газа осевые усилия воспринимаются анкер-
ными болтами, соединяющими обе трубные
доски.
Трубы холодильников стационарных ком-
прессоров обычно стальные. В холодильниках
типа фиг. 79, когда вода протекает в меж-
трубном пространстве, стальные трубы в
местах развальцовки быстро ржавеют и вы-
ходят из строя. Применение латунных труб
обязательно при охлаждении морской водой.
Холодильники с ребристыми трубами, при-
менявшиеся прежде только в передвижных
компрессорных станциях, благодаря компакт-
ности, малому гидравлическому сопротивле-
нию и удобству обслуживания и чистки по-
лучили распространение и в современных
крупных стационарных компрессорах (фиг. 81).
Охлаждаемая поверхность этих холодильни-
ков состоит из отдельных элементов. Ребри-
стые трубы круглого или
овального сечения выполняют
латунными с напаянными ла-
тунными же рёбрами. Иногда
ребристые трубы изготовляют
посредством спиральной на-
вивки на трубу латунной ленты
с последующим её опаиванием.
Змеевиковые холодильники
крупных компрессоров вслед-
ствие большой длины свари-
ваются из отрезков труб. При
высоком давлении места сварки
могут быть причиной аварии
холодильника. Поэтому холо-
дильникам с двойными трубами
в данном случае следует отда-
вать предпочтение (фиг. 83).
Преимущество змеевиковых
холодильников — малое гидра-
влическое сопротивление и по-
этому возможность применять
значительные скорости газа.
Фиг. 80. Холодильник с перекрёстным током воздуха
и воды: р = 8 ати; F = 42 ла; число труб 185;

524
ПОРШНЕВЫЕ КОМПРЕССОРЫ
1РАЗД-1 1
Вход
воздуха I
Фиг. 81. Холодильник с ребристыми тру-
бами тазового компрессора производитель-
ностью 16 000 ма1час.
Фиг. 82- Холодильник I, II, III и IV ступеней
компрессора на давление 200 am.

ГЛ. X]
ДЕТАЛИ ПОРШНЕВЫХ КОМПРЕССОРОВ
525
ДЕТАЛИ ПОРШНЕВЫХ КОМПРЕССОРОВ
Поршневой компрессор состоит из следую-
щих основных звеньев: а) станины, б) меха-
низма движения, в) цилиндров с клапанами
и сальниками, г) смазочной системы, д) аппа-
ратуры.
Узлы, входящие в состав первых двух
звеньев, сходны с одноимёнными узлами дру-
гих поршневых машин (за исключением порш-
ней). Справочные материалы по ним см.
В чугунных цилиндрах большого диаметра
с расположением клапанов в стенках и при
блочных отливках применяются иногда встав-
ные втулки всухого" типа по фиг. 84. При
наличии вставной втулки снижаются требо-
вания к внутренней поверхности отливки ци-
линдра и уменьшается возможность брака
весьма сложных отливок. В случае примене-
ния вставной втулки структура материала на
рабочей поверхности и её антифрикционные
свойства могут быть улучшены.
Фиг. 83. Холодильник газового компрес-
сора: р — 300 am;
Q — 143 000 нкал/час; ^>газ=ж-2^ м/сек;
"йоды = °'475 М1Сек;
число труб 8; общая их длина Зб м.
ЭСМ т. 2, гл. „Детали машин*. Основные кон-
структивные данные по специфическим эле-
ментам поршневых компрессоров приведены
ниже.
Цилиндры
Типы и конструкции цилиндров. Цилиндры
ступеней низкого давления выполняются из
чугуна для давлений до 50 *т, а в малых
компрессорах — до 80 am. Толщину стенок
цилиндров I ступени принимают около
2?- -f-10 мм, где D — диаметр цилиндра.
Клапаны располагают в стенках цилиндра по
фиг. 84 или в крышке по фиг. 15. Последнее
выполнение обеспечивает меньщее мёртвое
пространство и допускает применение встав-
ной „мокрой" (омываемой водой) втулки, что
облегчает отливку цилиндра. Недостаток его—
уменьшение охлаждаемой поверхности крышек.
На фиг. 84 показан двухстенный, а на
фиг. 85 — трёхстенный цилиндр горизонталь-
ного компрессора. Первый проще в отливке,
во втором лучше охлаждаются клапанные
коробки. Наружный вид цилиндра рри трёх-
стенной конструкции выигрывает. Оба ци-
линдра запроектированы для вертикального
способа отливки. При горизонтальном спо-
собе отливки для установки зарубашечных
стержней пользуются люками в наружной
стенке. Для трёхстенных цилиндров послед-
ний способ отливки неприменим.
При обработке на расточном станке под-
резка внутренней торцевой поверхности в ци-
линдрах с глухой торцевой стенкой затрудни-
тельна, поэтому для подобного способа обра-
ботки лучше проектировать цилиндры с
двумя крышками или отверстие в глухой
стенке должно быть достаточного диаметра
для прохода борштанги. При обработке на

526
ПОРШНЕВЫЕ КОМПРЕССОРЫ
[РАЗД. I
карусельном станке указанные соображения
отпадают, но возможность такой обработки
иногда ограничивается высотой цилиндра.
Цилиндры снабжаются штуцерами для под-
вода смазки, для подвода и отвода воды, а
также для присоединения индикаторов, а
обеспечивающим осевое перемещение. В опо-
рах качающегося типа по фиг. 86 лапы ци-
линдра свободно опираются на поставленные
на ребро плитки. Для предупреждения вы-
падания плитки обработаны по радиусу ббль-
шему, чем их высота. В американских кон-
-1745
поЛВ
noEFGH
по CD
Фиг. 84. Цилиндр I ступени компрессора по фиг. 28.
иногда и гильзами для термометров. Число
подводов смазки и их расположение за-
висят от диаметра и типа поршня. При под-
вешенном поршне все подводы смазки рас-
нолагают в верхней части цилиндра, а при
скользящем — в верхней части и в нижней,
в пределах несущей поверхности поршня.
Цилиндры горизонтальных компрессоров
либо подвешивают между смежными с ними
деталями, либо опирают на плиты, залитые
в фундамент. Цилиндры небольших компрес-
соров крепятся фланцем к раме и не имеют
опор. Конструкция опор должна допускать
осевое перемещение цилиндров под действием
знакопеременной нагрузки и нагрева. В опорах
скользящего типа болт, соединяющий опорную
лапу цилиндра с фундаментной плитой, затя-
гивают на трубке, входящей в лапу с зазором,
струкциях компрессоров опоры цилиндра
иногда объединяются с одним из патрубков —
всасывающим или нагнетательным.
На фиг. 87 изображён разрез по клапанам
цилиндра I ступени компрессора производи-
тельностью 16 000 л&/час. Клапаны устано-
влены в гнёздах цилиндра группами. На ка-
ждом седле клапана расположены семь трёх-
кольцевых пластинчатых клапанов с пла-
стинками средних диаметров ПО, 170 и 225 мм.
В каждой полости установлены по два вса-
сывающих и по два нагнетательных груп-
повых клапана.
Чугунные цилиндры вертикальных ком-
прессоров выполняются с клапанами в стенках
(фиг. 17), в крышке (фиг. 33) и с выносными
клапанными коробками. Недостатком послед-
него выполнения являются большое мёртвое
пространство и значительный подогрев газа
во время всасывания, при протекании его
через горячий канал мимо нагнетательных
клапанов. В вертикальных цилиндрах сма-
зочные отверстия сверлятся в средней части
цилиндра в двух, трёх или четырёх точках
по окружности.
Цилиндры I и II ступеней в вертикальных
компрессорах объединяют в одном блоке по
фиг. 17 для сокращения расстояния между
осями цилиндров. В небольших компрессорах
применяют также отливку цилиндров со-
вместно с картером по фиг. 16. Возможность
применения блочных отливок и их размеры
зависят от станочного парка завода.
Цилиндры стального литья применяются
для давлений свыше 50 до 150 am. Основное
требование, предъявляемое к стальным от-
ливкам,—доступность любого места для
устранения литейных пороков сваркой. По-
этому литые стальные цилиндры выполняются
со съёмной рубашкой по фиг. 88.
Возможность заедания поршня при работе
по стали больше, чем при работе по чугуну;

ГЛ. X]
ДЕТАЛИ ПОРШНЕВЫХ КОМПРЕССОРОВ
527
поэтому стальные цилиндры снабжаются
вставными чугунными втулками.
Кованые цилиндры для давлений 150—
300 am по фиг. 8Э изготовляются из кон-
струкционной углеродистой стали или из ка-
чественной легированной хромистой стали,
/", по ДВС Для смазки
Втулки цилиндров большого диаметра
(фиг. 84 и 85) заменяют редко. При замене
их растачивают, поэтому для их установки
в цилиндр применяют легкопрессовую посадку.
Для облегчения запрессовки наружную по-
верхность втулки обрабатывают уступами,
no FG
Гнездо ^' ?' Гнездо
Всасыдающего клапана нагнетат. клапана
Фиг. 85. Цилиндр 1 ступени компрессора для конверси-
рованного газа: V = 10 000 м31час; р = 12 am; 5 — 800 мм;
п = 125 об/мин.
например, марки 35Х с пределом прочности
при растяжении около 50—60 кг\мм?. Для
цилиндра последней ступени компрессоров на
давление 750—1000 am применяют высоко-
качественную легированную сталь, например,
марки ЗОХМА со следующими механическими
Фиг. 86. Опора качающегося типа.
свойствами: а^ = 70 кг/мм9, <j^ = 50 кг/мм2,
85 = 160/0, <\> = 45%, Нв = 220, ak (по Менаже) =
= 8 кгм/см2.
В цилиндрах на давление 750—1000 am
избегают радиальных отверстий, снижающих
прочность. Поэтому их выполняют по фиг. 90
с комбинированным клапаном, расположенным
по оси. Пример выполнения цилиндра цирку-
ляционного насоса представлен на фиг. 91.
Втулки цилиндров отливаются из перлит-
ного чугуна твёрдостью по Бринелю //g =
= 170 -г- 229. Толщину втулки принимают от
15 до 25 мм (большие значения — для втулок
цилиндров высокого давления).
Лодушка
различающимися по диаметру на 1 мм. Смен-
ные втулки цилиндров небольшого диаметра
(фиг. 89) устанавливают с меньшим натягом,
определяемым расчётом. Крепление втулок
в цилиндре производится с учётом возможности
их удлинения при нагреве.
Длину рабочей поверхности втулки или
цилиндра выбирают с учётом перебега за неё
поршневых колец в обе стороны на 1—2 мм.
Для облегчения заводки поршневых колец,
делают фаску. Конусность фаски в цилиндрах
горизонтальных компрессоров с диференциаль-
ным поршнем, где заводка ближайших к раме
поршневых колец производится вслепую,
должна быть выбрана с учётом смещения не-
сжатого кольца на одну сторону поршня под.
действием веса.
Для улавливания случайных обломков кла-
панных пластин и пружин иногда во втулках
делаются отверстия (ловушки).
Фиг. 87. Цилиндр I ступени компрессора производитель-
ностью 16 000 м3\час.
Расчёт цилиндров на прочность. До-
пускаемые напряжения для чугуна: /? =
=150-1-350 KtjcM* (верхние значения—для высо~
кокачественного чугуна). Для стальных цилин-
дров R=z-L.

528
ПОРШНЕВЫЕ КОМПРЕССОРЫ
IP A3 Д..!
Фиг. 88. Цилиндр III ступени (р = 120 am) компрессора для азото-
водородной смеси: V *= 4500 м3/час; р = 10 am; p = 300 am;
S = 750 мм. Н
Фиг. 89- Цилиндр VI ступени компрессора по схеме фиг. 25/

ГЛ. X]
ДЕТАЛИ ПОРШНЕВЫХ КОМПРЕССОРОВ
529
При постоянной нагрузке (цилиндры цир- где рх — давление в цилиндре в кг/см* dx и
куляционных насосов) запас прочности d2—соответственно внутренний и наружный
п!>1,5—2 (меньшие значения — при расчёте do
по III и IV теориям прочности). Определение диаметры цилиндра в мм; т = ~.
Коэфициенты для определения напряжений
Z2>, для различных значений т приведены в табл. 5,
у И составленной для наружного давления /?2 = О
м р, и /7j = 1 кг 1см*. Для получения величины на-
Г I
Отвод охлаждающей Оодь<
Списн нас/to и водьг Подвод охпаМалщ^й води
Фиг. 90. Цилиндр VII ступени компрессора по схеме фиг. 25.
запаса прочности при переменной нагрузке пряжения взятую из таблицы цифру следует
см. [15] и т. 1, книга 2, гл. V. умножить на величину внутреннего давления pv
Расчёт толстостенных цилиндров см. т. 1, Термические напряжения (см. т. 1, книга 2,
книга 2, стр. 350. стр. 371), возникающие в цилиндрах вследствие
Фиг. 91. Цилиндр циркуляционного насоса по фиг. 31.
Суммарные (результирующие) напряжения: разности температур наружной и внутренней
на внутренней стенке поверхности стенки:
для внутренней поверхности
F1а)
Ы2~ 
на наружной стенке
где
для наружной поверхности
аГB)=а2B)=:
и °гB) — соответственно температур-
34 Том 12

530
ПОРШНЕВЫЕ КОМПРЕССОРЫ
[РАЗД.
ные тангенциальные напряжения на внутрен-
ней и наружной поверхностях в кг/см?; з'A
и azB) — осевые напряжения на внутренней
Таблица 5
Коэфициенты для определения результирующих
напряжений в толстостенных цилиндрах
т
i.i5
1,2
1.25
1.3
1.35
1.4
1.5
i,6
1.7
1,8
"рез A)
9.980
1, ю3
5-669
4,8п
4,342
З.838
3.536
3.118
2,842
2,648
2,505
"рез B)
8,248
5,371
3.936
З.О79
2,5Ю
2,10б
1,8о4
1,386
1,110)
о, 9i6
о,773
т
1,9
2,0
2,2
2.4
2,6
2,8
3'°
3,5
4.о
4.5
5.о
"рез A)
2,396
2,зоо
2,183
2,096
2,033
1.985
1.949
1,886
1,848
1,822
г,8о4
"рез B)
о,6б4
о,577
о,45'
0,364
0,301
°.253
O,2l6
O,I54
O,II5
0,090
0,072
Расчёт цилиндров с втулками (двухслой-
ных). Для установки втулки в цилиндре (фиг. 84
и 88) применяются прессовые посадки 2-го
или 3-го класса точности, а если требуется
смена втулки, то менее плотные неподвижные
посадки 2-го класса точности. В последнем
случае может получиться зазор. Расчётные
формулы для посадки с натягом и с зазором
при условии плотного прилегания слоев после
Таблица 6
и наружной поверхностях; Е—модуль упру-
гости в кг1см2; tx и t2—температуры на вну-
тренней и наружной поверхностях в °С.
Значения коэфициентов kt и k2 в зависи-
мости от т приведены в табл. 6; коэфициенты k\
и /?2 определены для сталей при коэфициенте
Пуассона jj. = 0,3 и модуле упругости сдвига
G = 0,385?.
Значения коэфициента at для различных
марок стали и для чугуна см. т. 1, книга 1,
гл. V, стр. 451, а также т. 3 и 4.
Коэфициенты
для определения
температурных
напряжений в толстостенных цилиндрах
т
[,i
[,2
1-3
.4
С5
,6
.7
,8
С9
г,о
2,2
г,4
2,6
0,739
0,759
0,776
0,794
0,811
0,825
0,839
0,852
0,864
0,875
0,896
0,914
о,93°
— 0,691
— 0,671
-о,654
-0,636
—0,619
—о,6о5
-O.59I
-0,578
-о, 566
-о,555
-о, 534
-0,516
—0,500
т
2,8
3>о
3.2
3.4
3,6
3-8
4,о
4,2
4.4
4-6
4.8
5,о
0,945
0,958
0,970
0,981
0,991
[,001
[,010
г, 018
,025
,032
t>°39
t,o45
k.
-0,485
- 0,472
- 0,460
—о,449
-о,439
-о,429
—0,420
- о,412
-о,4о.
-о, 398
—о, 391
-О.385
деформации одинаковы. Зазор рассматривают
как отрицательный натяг и подставляют в фор-
мулы со знаком минус.
Максимальные напряжения как во втулке,
так и в цилиндре возникают на внутренней
Таблица 7
Формулы для расчёта двухслойных цилиндров
Условия расчёта
Е, Ф Е3
?".> Е2
При давлении в
цилиндре />, = 0
При наличии за-
зора
Ч
Р-2
в кг/см'
А +-^-В
riE
А + В
A+~ltB
А з
г'а + -^-в
А 2
А ~ 3
PiA + B
0
Р2+ Я
Q
'max B «'"*'
Втулка
"(А+т)-*(л + 4)
л(а + -|)-р,(д+4-)
Цилиндр
Р«В
цВ
PiB
Тангенциальные напряжения о{Т и растяги-
вающие осевые напряжения с^для внутренней
стенки отрицательны, для наружной — поло-
жительны. Таким образом напряжения, возни-
кающие на внутренней стенке цилиндра от
разности температур и от давления, имеют
противоположные знаки и частично компен-
сируются, а на наружной стенке — сумми-
руются. В толстостенных цилиндрах при
значительной разности температур внутренней
и наружной стенок температурные напряжения
могут быть весьма значительны.
поверхности. Расчётные формулы для их
определения см. в табл. 7. В основу их
положена II теория прочности. Расчёт ве-
дётся по тангенциальной деформации и без
учёта влияния днищ. Последнее допущение
повышает надёжность расчёта [8].
Здесь: q—давление между цилиндром и втул-
кой, возникающее в результате натяга; р2 —
давление между цилиндром и втулкой, вызывае-
мое давлением в цилиндре;р2—давление между
цилиндром и втулкойр2=р2 + q\ E^n ?2—модули
упругости для втулки и для цилиндра; е — на-

ГЛ. X)
ДЕТАЛИ ПОРШНЕВЫХ КОМПРЕССОРОВ
531
тяг (зазор) в мм, -ц = — относительный на-

тяг (зазор).
Коэфициенты (фиг. 92):
2т\
«2 .
di и d<i — внутренний и наружный диаметры
втулки; dB — наружный диаметр цилиндра.
Напряжение определяют для максимального,
минимального и среднего значений т). Расчёт-
в.8
90
вп
и
30
20
15
3
2
~i—|—
¦-Р
\
Т
Й'
1—
в
—
2.0т
'W 1,? 14 1.6 1.8
Фиг. 92 Коэфициенты А и В
в табл. 7.
ный натяг е принимают по таблицам допусков.
При прессовых посадках натяг следует умень-
шать на двойную высоту неровностей от
обработки соприкасающихся поверхностей (т. 2,
гл. V).
Допускаемое напряжение на сжатие для
чугунных втулок — до 600 кг/см2.
Усилие запресссвки:
где / — коэфициент трения (при обильной
смазке поверхностей цилиндра и втулки перед
запрессовкой /= 0,08); I — длина втулки.
и
Поршни
конструкции
Типы
поршней, применяемых в
с к о в ы й (фиг. 93) для
поршней. Типы
компрессорах: ди-
ету пеней простого
Вариант!
вариант!!
Фиг. 93. Дисковый открытый поршень.
действия крейцкопфных компрессоров при низ-
ком давлении; дисков ы й закрытый
(фиг. 94) — для ступеней двойного действия
крейцкопфных компрессоров при низком и
среднем давлении; тронковый ,(ФИГ- 95) —
для бескрейцкопфных компрессоров простого
действия (см. также гл. XV); диференци-
альный (фиг. 96) — для многоступенчатых
компрессоров; плунжерный (фиг. 90) —
для ступеней высокого давления.
Подвешенные и скользящие
поршни. Выполнение и расчётопор-
ных поверхностей. Дисковые и дифе-
ренциальные поршни горизонтальных крейц-
копфных компрессоров делаются скользящими
или подвешенными. Подвешенное выполнение
по фиг. 28 и 97 применяется для тяжёлых
поршней большого диаметра. Его преиму-
щество—минимальный износ цилиндра и
Фиг. 94. Дисковый закрытый поршень.
поршня; недостатки — относительно большая
сложность и стоимость компрессора.
Диаметральный зазор между подвешенным
поршнем и цилиндром принимают равным
2/ -j- A-4-2) мм, где/—прогиб штока под дей-
ствием его собственного веса и веса поршня.
Эксцентричное расположение поршня в ци-
линдре устраняют при монтаже, поднимая оси
крейцкопфа и ползуна.
Для сохранения прямолинейности оси штока,
нагружённого весом поршня, иногда прибегают
Фиг. 95. Тронковый поршень бес-
крейцкопфного компрессора.
к искусственным приёмам обработки (обточка
неподвижного нагружённого штока вращаю-
щимся резцом, обточка из двух центров) [20].
Конфигурация опорной поверхности сколь-
зящего поршня показана на фиг. 94 и 98. Угол
опорной поверхности принимают равным 90°
или 120°, лучше меньше во избежание закли-
нивания поршня при нагревании во время ра-
боты. По той же причине у боковых краёв
опорной поверхности делают клиновые скосы.
Радиальный зазор а между верхней частью
поршня и цилиндром в зависимости от диа-
метра поршня составляет от 1 до 3 мм. Поршни
с опорной поверхностью обрабатываются по
копиру (фиг. 98, а) или из двух цеатров, как
показано на фиг. 98, б.
Удельное давление на опорной поверхности
поршня or действия веса поршня и штока G:
р = -г-т- кг\смг,

532
ПОРШНЕВЫЕ КОМПРЕССОРЫ
[РАЗД. !
где Ъ— ширина проекции опорной поверхности
(фиг. 98); / — длина поршня за вычетом поршне-
вых колец.
Учитывая плохие условия смазки, удельное
давление на опорной поверхности поршня
для чугуна допускают до 1 кг/см% (лучше до
0,5 Kzjcjtfi), а для баббита — до 1,5—2 кг/см2.
Диференциальные поршни часто снабжаются
двумя опорными поверхностями. Нагрузку на
каждую из них определяют, рассматривая
не нагревать поршень, баббит наплавляют
слоями.
Дисковый поршень закрытого типа пока-
зан на фиг. 94. Приливать рёбра к ободу поршня
не следует во избежание добавочных литей-
ных напряжений и чтобы не препятствовать
свободному расширению обода при нагрева-
Опорная _
поверхность
Фиг. 96. Поршень компрессора по фиг. 27.
шень как балку на двух опорах, расположен-
ных по середине опорных поверхностей.
Скользящий поршень с баббитовой залив-
кой опорных поверхностей показан на фиг. 99.
Для улучшения условий смазки целесообразно
помещать баббит перед поршневыми кольцами,
а не между ними, так как кольца при движе-
нии поршня счищают перед собой масло с по-
верхности цилиндра.
Для удержания баббита применяются ка-
навки в форме ласточкина хвоста (фиг. 99).
нии во время работы. В противном случае
поршень может утратить свою правильную
цилиндрическую форму, что особенно вредно
для скользящих поршней.
Поршень закрепляют на штоке посредством
цилиндрического или конического заплечика,
а)
б)
/-///////Л
Фиг. 97. Поршень со сквозным штоком.
Кольцевые проточки проще в изготовлении,
но увеличивают расход баббита. Пользуются
также наклонными сверлениями и винтами
с коническими головками (см. фиг. 100). Чтобы
Фиг. 98. Способы обработки опорной поверхности поршня
горизонтального компрессора: а — по копиру; б—из
двух центров; D — диаметр цилиндра; ?), — диаметр
верхней части поршня; е — смещение центров; /?, — ра-
диус верхней части поршня; а — угол, определяющие
опорную поверхность поршня
например, как показано на фиг. 94. Торцевую
опорную поверхность между поршнем и што-
ком, притёртую для предохранения от утечки
газа, рассчитывают на удельное давление до
400 кг\смг для стали по чугуну и до 800 кг\см,ъ —
для стали по стали. При конической опорной
поверхности расчёт ведут по её проекции на
плоскость, перпендикулярную к оси штока.
Гайка для крепления поршня на штоке
должна быть сильно затянута и предохранена
от самоотвинчивания.
Диференциальный пятиступенчатый пор-
шень по фиг. 96 имеет опорные поверхности
на 1, II и IV ступенях. Подобные многосту-
пенчатые поршни составляются из двух ча-
стей, соединённых шарниром для компенсации
неточностей обработки и монтажа цилиндров
Соединение поршня со штоком должно быть

ГЛ. X]
ДЕТАЛИ ПОРШНЕВЫХ КОМПРЕССОРОВ
533
напряжённым. Для достижения натяга приме- нии свыше 400 am. Вследствие значительного
няют иногда нагрев штока на 40—50° перед удельного давления на плунжер от уплотняю-
затяжкой гайки. щих элементов сальника поверхностная твёр-
Период приработки подобных диферен- дость плунжера должна быть весьма высокой,
циальных поршней часто сопровождается из- что достигается азотированием. Материал
. „__ 2850
>ч ч\\\\\\\\\\\\Ч\
Фиг. 99. Поршень с баббитовыми опорными поверхностями.
носом, натирами, задирами и т. п. Поэтому
в сложных поршнях целесообразно применять
заливку баббитом. На фиг. 100 показан пор-
шень II—IV—VI ступеней компрессора на
300 am с опорным съёмным башмаком, залитым
баббитом. Шарнирное крепление поршня VI
ступени осуществлено здесь посредством шаро-
вых шайб. Поршень II—IV ступеней закреплён
плунжера — специальная легированная сталь
для азотирования, например, марки 35ХМЮА.
Поверхность плунжера должна быть отполи-
рована. Малейшие поверхностные пороки —
царапины, риски и т. п. — имеют следствием
неплотность сальника, а также быстрый износ
и выход плунжера из строя. Внутреннее
охлаждение плунжера заменяют иногда наруж-
Фиг. 100. Поршень со съёмным башмаком.
на штоке с учётом возможности удлинения
при нагревании.
На фиг. 101 показано шарнирное крепление
поршня VI ступени компрессора производи-
тельностью 16 000 л3/час.
Поршни плунжерного типа с уплотнением
сальником по фиг. 90 применяются нри давле-
ным охлаждением посредст-
вом масла, циркулирующего
через специальную втулку.
Уплотняющие устройства
поршней. Манжеты — фибро-
вые или кожаные—применя-
ются для уплотнения поршней
кислородных компрессоров. Ра-
диальное нажатие достигается
давлением газа. Среднюю ско-
рость поршня из соображения
стойкости манжет допускают
до 1 Mjcetc. Пример выполнения
см. на фиг. 102.
Поршневые кольца приме-
няются, начиная с диаметра
30 мм, для давления до 401) am. При более
высоком давлении сила трения между тор-
цевыми поверхностями кольца и канайкой
поршня, возникающая в результате давления
газа, становится настолько значительной, что
упругость кольца не в состоянии её преодо-
леть, и кольцо перестаёт уплотнять. Поэтому

534
ПОРШНЕВЫЕ КОМПРЕССОРЫ
[РАЗД. 1
при давлении свыше 400 am вместо поршня
с кольцами применяют плунжер с сальником.
Толщину (радиальную) поршневых колец
малого диаметра обычно выбирают так, что
напряжение в кольце при его надевании
получается весьма значительным ¦ (свыше
2000 кг/см2). Чтобы избежать частой поломки
Фиг. 101. Поршень с шарнирным креплением для VI
ступени компрессора производительностью 16 000 м31чпс.
таких колец при их надевании, для диаметров
менее 60 мм применяют поршни наборной
конструкции (фиг. 103). Следует обращать са-
мое серьёзное внимание на тщательное уплот-
нение (притирку) отдельных элементов таких
наборных поршней. Число колец принимают
для перепада да
вления до 5 am—
от 2 до 4 колец;
5—30 am — от 3 до
8 колец; 30—120
am — от 6 до 15
колец; 120 — 350
am — от 12 до 30
колец. В компрес-
сорах последних
выпусков число
колец при одина-
чем в старых ком-
Фиг. 102. Поршень с манжет-
ным уплотнением.
ковом давлении меньше
ирессорах.
Материал поршневых колец— чугун перли-
товой структуры твёрдостью Нв = 170-5-220.
При Нв<С.\70 упругие свойства кольца не-
достаточны, при Нв > 220 кольцо становится
Фиг. 103. Наборный поршень.
хрупким. В кислородных компрессорах при-
меняются бронзовые поршневые кольца.
В пищевой и химической промышленности
во многих случаях требуются компрессоры,
цилиндры которых совершенно свободны от
смазочного масла. Для этой цели разработан
тип компрессора с поршнями, не соприкасаю-
щимися со стенками цилиндров, снабжёнными
вместо поршневых колец лабиринтными
уплотнениями. Поршневые штоки этих ком-
прессоров работают без сальников и снаб-
жены также лабиринтным уплотнением.
На фиг. 104 показан такой двухступенча-
тый компрессор для кислорода.
Сальники
Потери газа через сальник приближённо
определяются зависимостью (см. ЭСМ, т. 2,
гл. XII, стр. 819):
A005)
3.
70-/-г
смЦсек,
d
F2)
где В —радиальный зазор в мм\——отноше-
ние диаметра уплотнения к его длине; Др—
падение давления в уплотнении в кг/см2;
'///////А
Фиг. 104. Кислородный компрессор производитель-
ностью 30 м?1мин, работающий без смазки цилиндров.
г—вязкость газа отн;сительно воды прн t=Q*
(г = 5470тг), где тг) — динамическая вязкость
в кгсек1м?).
Значительное влияние на потери имеют о
и г. Следует поэтому зазор по возможности
уменьшать точной пригонкой и вводить в него
масло, вязкость которого во много раз больше
вязкости газов.
Потери газа через сальник зависят также
от многих других факторов и потому они не
могут быть точно определены по уравне-

ГЛ. X]
ДЕТАЛИ ПОРШНЕВЫХ КОМПРЕССОРОВ
535
нию F2), служащему лишь для характеристики
зависимости между потерями газа и пара-
метрами уплотнения.
Особенности протекания кривой падения
давления по длине сальника применительно
к сальникам различных типов изучены недо-
статочно, что затрудняет выбор числа уплот-
няющих элементов и их расчёт.
Количество тепла, выделяемого в сальнике
в результате трения, тем больше, чем выше
давление уплотняемого газа, так как при этом
увеличивается удельное давление набивки на
шток. Отвод теплоты трения в сальниках низ-
кого и среднего давления осуществляют путём
наружного охлаждения гнезда сальника, что
мало эффективно. В сальниках высокого давле-
ния применяют непосредственное охлаждение
штока изнутри (фиг. 105) или снаружи, уста-
привода, чтобы предохранить обмотку электро-
двигателя от масляных паров, проникающих
при неисправных сальниках вместе с газом
в машинный зал. В компрессорах холодильных
машин применяется также масляный затвор.
В сальниках компрессоров среднего и
высокого давления применяются конические
кольца, уплотняемые давлением газа. Простей-
ший тип сальника для среднего давления (а при
малом диаметре штока и для высокого давле-
ния) показан на фиг. 106. Конические уплот-
няющие кольца, разрезанные в одном месте,
прижимаются к штоку давлением газа. Упру-
гое нажатие жгутом служит лишь для предо-
хранения от осевого перемещения набивки.
Материал уплотняющих колец — преиму-
щественно белый металл состава: РЬ — от 78
Фиг. 105. Ползун для привода плунжера последней ступени компрессора на 1000 am.
навливая для этой цели на штоке перед саль-
ником камеру, промываемую маслом. Эффек-
тивное охлаждение штока имеет существенное
значение для работы сальников высокого давле-
ния, так как значительный и односторонний
нагрев может вызвать деформацию и даже
аварию штока.
Сальники компрессоров низкого давления
выполняются как с мягкой, так и с металли-
ческой набивкой, первые — преимущественно
в тех случаях, когда металлическая набивка
непригодна из соображений коррозии. Типы
отечественных мягких сальниковых набивок
для поршневых компрессоров таковы: а) на-
бивка асбестовая, просаленная и прографичен-
ная для давлений до 25 am и температуры до
300° С; уплотняемая среда: воздух, сернистый
газ, углекислый газ, аммиак, хлор; 6) набивка
бумажная просаленная для температуры до
100° С; уплотняемая среда — воздух; в) на-
бивка бумажная сухая — для кислородных ком-
прессоров; г) набивка асбестовая с металли-
ческой проволокой (медной, свинцовой), по
специальному заказу — для давления до 45 am
(„Рациональ") и до 65 am („Циклон"), для тем-
пературы до 400° С.
Из металлических набивок употребляются
разрезные, чугунные кольца, зажимаемые
охватывающей их по окружности спиральной
пружиной.
Сальники компрессоров для вредных или
ценных газов снабжаются предсальником, со-
единённым со всасывающим трубопроводом.
Такая конструкция применяется и в сальниках
воздушных компрессоров в случае электро-
до 800/0; Sn —от 5,5 до 6,50/0; Sb — от 13,2
до 15,2% Си —от 0,25 до 0,30%. Твёрдость
по Бринелю 7/^ = 21-т-25. Применяют также
бронзу марки ОЦС 6-6-3 твёрдостью Ив =
= 60-г-75. Чугун для высоких давлений не при-
меняется из-за быстрого износа штока в ре-
Фиг. 106. Сальник для среднего давления.
зультате высокого удельного давления между
ним и кольцом.
В крупных горизонтальных компрессорах
наибольшее применение получили сальники
по фиг. 107, составные конические уплотня-
ющие элементы которых, помещённые в при-
тёртых друг к другу камерах, прижимаются
к штоку давлением газа. Пружины служат

536
ПОРШНЕВЫЕ КОМПРЕССОРЫ.
[РАЗД.
только для создания предварительного натя-
жения при пуске машины в ход и рассчиты-
ваются на удельное давление р = 0,5 кг\см?.
Самоустановка набивки по штоку при его про-
гибе достигается посредством шаровых шайб.
Число уплотняющих элементов — от 3 до 6.
Nnp = 0,5 кг/см2, что мало в сравнении с Nt.
Допустимые значения удельного давления
для уплотняющих колец из белого металла
p— n —
150-200
П5
=100-г130лг/с,и2.
Фиг. 107. Сад>ник лля высокого давления.
Радиальное давление конической набивки
на шток
N=
n-d-b
кг/слР, F3)
где Рг — осевое усилие на уплотняющий эле-
мент набивки от давления газов в кг; Рпр —
осевое усилие от нажатия пружин в кг; а —
угол наклона конической поверхности уплот-
няющего элемента (фиг. 109,); р — угол трения;
d — диаметр штока в см; b — ширина уплот-
няющего элемента в см.
Из уравнения F3) следует, что угол а дол-
жен быть больше р « 6°. Расчётных формул
для определения углов наклона конических
поверхностей сальниковых уплотняющих эле-
ментов не имеется. Выбор их производится
на основании выполненных и оправдавших
себя в работе конструкций и проверяется
экспериментальным путём. Обычно а =30-^-10°
(меньшие значения — для уплотняющих эле-
ментов, работающих при высоком давлении).
В сальниках высокого давления радиальное
нажатие набивки на шток достигает значи-
тельной величины. Так, например, в циркуля-
ционном насосе по фиг. 91 удельное давление
на шток в первом уплотняющем элементе при
Р = 300 am, a. =10°, rf = 66 мм, 6 = 28 мм и
при наружном диаметре обоймы уплотняю-
щего элемента D =102 мм составляет
N,=
2-300 (^1
. 6,62
п -6,5 -2,8
tgA0°-6°)
= 35 кг/см2;
где <3S — предел текучести баббита при / =
= 150" С; п — запас прочности.
В сальниках компрессоров и циркуляцион-
ных насосов на давление 1000 am удельное
давление в первом уплотняющем элементе
превышает указанные допустимые значения р
для белого металла, поэтому их изготовляют
из бронзы. Для облегчения условий работы
уплотняющих элементов сальников высокого
давления снижают действующее на них давле-
ние посредством дроссельной втулки (фиг. 91).
помещаемой между сальником и цилиндром и
пригоняемой к штоку с весьма малым зазо-
ром — около 0.0005D. При смене штока дрос-
сельные втулки следует заново пригонять
к штоку. Действие дросселя значительно улуч-
шается при наличии в зазоре постоянной масля-
ной плёнки. Дроссельная втулка не должна
служить направлением для штока. Для этой
цели в циркуляционных насосах поршень зали-
вают баббитом или же устанавливают в крыш-
ках сальника направляющие втулки.
Боковые конические поверхности и внутрен-
няя прилегающая к штоку поверхность всех трёх
колец уплотняющего элемента обтачиваются
в собранном виде. Для обеспечения пружи-
нения внутрь уплотняющего элемента закла-
дывают в стыки колец перед окончательной
обработкой прокладки, распирающие кольца
на 1 — 1,5 мм. Конические поверхности уплот-
няющих колец пришабривают по поли-
рованным коническим поверхностям
обоймы и её крышки. Внутреннюю по-
верхность уплотняющих колец протачи-
вают по фактическому диаметру штока с
соблюдением требуемого зазора или при-

ГЛ. X]
ДЕТАЛИ ПОРШНЕВЫХ КОМПРЕССОРОВ
537
шабривают по штоку. Правильно пригнанные
кольца должны перемещаться по слегка сма-
занному штоку двумя руками с некоторым
усилием.
Дроссельные втулки пришабривают к штоку
так, чтобы они передвигались по слегка сма-
занному штоку от руки легко, но без „шат-
кости".
Торцевой зазор между набивкой и камерой
должен быть около 1 мм. Каналы для масла
и отсоса газа должны быть в собранном виде
проверены на проходимость.
Для штоков небольшого диаметра при вы-
соком давлении применяют конструкцию саль-
Фиг. 108. Сальник для давления 750 am.
яика по фиг. 108. Неразрезные уплотняющие
кольца / из белого металла, зажатые между
стальными обоймами 2, плотно пригоняются
к штоку и прижимаются к нему давлением
газа. Кольцо 3 служит для уплотнения гнезда
сальника.
Сальник, изображённый на фиг. 109, приме-
нён на одном из циркуляционных насосов на
давление 300 am. Его единственное неразрез-
ное уплотняющее кольцо из белого металла
Фиг. 109. Сальник циркуляционного насоса.
зажимается нажимной гайкой. Сальник снаб-
жён масляным затвором, соединённым с цир-
куляционной системой центральной смазки и
обеспечивающим надёжную смазку и отвод
тепла. При внимательном регулировании
величины зазора между уплотняющим коль-
цом и штоком в пределах, гарантирующих
целостность масляной плёнки при достаточ-
ной плотности, сальник работает вполне на-
дёжно, но требует точного выполнения диа-
метра штока с допуском на овальность и ко-
нусность до 0,01 мм.
Смазка механизма движения
В компрессорах применяются следующие
системы смазки движения: а) циркуляционная
без давления — барботажная и кольцевая
(в небольших передвижных и стационарных
компрессорах); б) самотёком (под малым давле-
нием); в) принудительная под давлением.
Последняя система как наиболее совершен-
ная получила преимущественное применение
в стационарных компрессорах средней и боль-
шой производительности.
Элементы системы принудительной цир-
куляционной смазки, правила подвода смазки,
сорта масел и т. д. см. ЭСМ, т. 2, гл. X.
Смазка цилиндров и сальников
Назначение смазки: а) уменьшение работы
трения и износа трущихся частей; б) умень-
шение потерь газа через зазоры в уплотне-
ниях поршня и сальника в результате запол-
нения их маслом.
Подвод смазки в цилиндры производится:
а) разбрызгиванием находящегося в картере
масла; б) распыливанием масла, подаваемого
во всасывающий трубопровод; в) подводом
масла под давлением на стенку цилиндра (на
шток в сальнике).
Первый способ применяется в малых бес-
крейцкопфных компрессорах простого дей-
ствия. Его преимущества — простота и равно-
мерность смазки поверхности цилиндра; не-
достатки — невозможность регулирования
количества масла, подаваемого, как правило,
в избытке и вследствие этого значительный
унос масла сжатым газом. Для уменьшения
расхода масла под шатуном располагают ван-
ночки с постоянным уровнем масла, не зави-
сящим от уровня масла в картере.
Преимущества смазки распылённым в газе
маслом — равномерность смазки и возможность
регулирования количества подаваемого масла;
недостатки — интенсивное окисление распы-
лённого масла, а также возможность смеше-
ния масла с пылью (в воздушных компрессо-
рах) и образования отложений.
Подвод масла под давлением имеет преиму-
щественное применение в крейцкопфных ком-
прессорах двойного действия. Масло подво-
дится к поверхности цилиндра в одной или
нескольких точках в небольших количествах
под давлением всасывания данной ступени.
Подача масла осуществляется многоместными
поршневыми насосами (лубрикаторами) по
стальным или медным трубкам размером
б X I мм для давлений до 300 am и 5 X 1,5 мм —
для давлений до 11H0 am. У мест подвода
смазки устанавливаются обратные клапаны —
желательно с пробными краниками.
Высокие требования в отношении стабиль-
ности и чистоты очистки должны предъ-
являться к смазочным маслам для воздушных
компрессоров. Особое внимание должно уде-
ляться выбору масла надлежащей вязкости
для газовых компрессоров и для воздушных
компрессоров высокого давления. Для ком-

538
ПОРШНЕВЫЕ КОМПРЕССОРЫ
[РАЗД. I
прессоров применяются масла следующих ма-
рок (см. также [1-]):
Компрессоры:
воздушные низкого и сред-
него давления
ввздушные высокого да-
вления
высокого давления для га-
зов (азот, азотоводород-
ная смесь)
для газов, растворяющих
масло (коксовый газ,
естественный газ и т. н.)
Марки масел:
компрессорные „М" и
„Т" по ГОСГ 1861-44
компрессорное „Т"
и брайгсток
цилиндровое б по ОСТ
10001-38 (Е100 =4,5-6)
вапор по ГОСТ 1788-43
(?юо=й.5—7)
гудрон валорный по
ГОСТ В-2031-43 (?•,„» =
= 6-8,6);
то же в смеси с реге-
нерированным маслом
Смазочные масла высокой вязкости
(?]Оп > 4) дефицитны и неэкономичны, так как
плохо растекаются по поверхности, что за-
ставляет увеличить подачу масла. Поэтому их
следует применять лишь в случаях действи-
тельной необходимости, например, при высо-
ком конечном давлении, для обеспечения
прочной масляной плёнки в последних ступе-
нях, там, где высокое давление, эффективное
окисление и влажность воздуха ухудшают
условия смазки, или в компрессорах для газов,
содержащих растворяющие масло высшие
углеводороды.
Высокостабильные масла глубокой очистки
применяются в воздушных компрессорах и в
компрессорах для сернистого ангидрида с
целью уменьшения отложений (нагара).
При содержании в газе сероводорода масдэ
загустевает, и выделяются асфальтообразные
смолистые вещества. В этом случае следует
применять масла глубоко очищенные, свобод-
ные от неустойчивых компонентов.
Для смазки кислородных компрессоров из
соображений взрывоопасное™ вместо мине-
ральных масел применяют воду с добавле-
нием 6— 8°/0 технического глицерина. Смазку
подводят во всасывающий патрубок компрес-
сора. Перед пуском после длительной оста-
новки уплотняющие кожаные или фибровые
манжеты размачивают в указанной смеси для
предотвращения задиров цилиндра вследствие
их высыхания при стоянке.
Хлорные компрессоры смазывают концен-
трированной серной кислотой.
Относительно смазки холодильных компрес-
соров см. гл. XV.
Выбор масла для смазки поршневого ком-
прессора только по температуре воспламенения
(вспышки) неправилен, так как температура
вспышки паров n асла в атмосферных условиях
не характерна для температуры его самовос-
пламенения в условиях внутри цилиндра.
Нормы расхода масел задаются различно:
в зависимости от производительности, мощ-
ности или поверхности скольжения, описывае-
мой поршнями в цилиндрах и штоками в саль-
никах. Последний способ наиболее верен.
Можно принимать как достаточные при нор-
мальных условиях работы следующие нормы
расхода масла: для компрессоров низкого да-
вления — 1 г на 400 лР (страссбургский кон-
гресс по маслам); для компрессоров высокого
давления 0,65 1,25 г на 100 л2 или по другим
данным 1 г на 2tO м2 для цилиндров и 3 г на
100 л*3 для сальников (Органефть). При сжа-
тии газов, поглощающих масло, указанные
нормы следует увеличивать. Норму расхода
масла увеличивают на 50—10С°/0 также в пе-
риод приработки трущихся поверхностей.
Подводить масло в избытке не только не-
экономично, но и вредно, так как излишнее
масло загрязняет трубопроводы и аппаратуру,
способствует нагарообразованию и ухудшает
работу клапанов. Поэтому умеренные нормы
расхода масел следует признать наиболее ра-
циональными.
Трубопроводы, аппаратура, арматура
Газопровод компрессора состоит
из основного трубопровода, соединяющего
ступени компрессора с всасывающей и нагне-
тательной магистралями, и вспомогательных
линий, к которым относятся: а) байпасные ли-
нии; б) трубы, соединяющие сальники со вса-
сывающей магистралью; в) трубопровод к пре-
дохранительным клапанам (если они сконцен-
трированы в одном месте); г) трубопровод к
манометрам и т. д.
Принимая во внимание пульсирующий ха-
рактер потока газа, определяют сечение вса-
сывающего и нагнетательного трубопроводов/
каждой ступени компрессора не по часовому
расходу газа, а по средней скорости
поршня ст и по площади поршня данной сту-
пени F из уравнения
== р —«_ см2. F3)
да'
Во избежание значительных потерь давле-
ния принимают скорость газа в трубопроводе w
в пределах от 10 до 16 tfijceK в зависимости
от давления. Для трубопроводов ступеней
низкого давления простого действия допу-
скают скорость до 30 м/сек.
Сортамент труб для газопроводов низкого
и высокого давлений, их расчёт, типы флан-
цевых соединений и т. п. см. ЭСМ, т. 2, гл. VI.
Аппаратура и арматура газо-
провода компрессора следующие: а) гидро-
затвор на всасывающем трубопроводе перед
компрессором (применяется в крупных ком-
прессорах); б) задвижка (вентиль) — после ги-
дрозатвора; в) холодильники и сепараторы—
после каждой ступени (после последней сту-
пени — по мере надобности); г) обратный кла-
пан и запорный вентиль — на нагнетательном
трубопроводе после компрессора; д) предохра-
нительный клапан — на каждой ступени ком-
прессора; е) манометры и термометры — на
каждой ступени компрессора.
В качестве запорных органов в компрес-
сорах применяют нормальные задвижки для
давления до 16 am с поступательным („Лудло")
или вращательным („Москва") движением
шпинделя и вентили для давлений до 250 am.
При более высоких давлениях применяются
вентили особого типа (см. ЭСМ, т. 2, гл. XI).
Предохранительные клапаны для воздуха
выполняются обычного открытого типа. Для
вредных и ценных газов применяются предо-
хранительные клапаны закрытого типа, при-
чём их соединяют со всасывающим трубо-
проводом. Проходное сечение предохранитель-
ных клапанов определяют исходя из полной
производительности данной ступени. Расчёт
пружин или грузов ведут по среднему диа-

ГЛ. XI
ДЕТАЛИ ПОРШНЕВЫХ КОМПРЕССОРОВ
539
метру уплотняющей поверхности для давле-
ния, превышающего рабочее: в ступенях низ-
кого давления на 100/0, в ступенях высокого
давления — на 5%. Учитывая периодичность
действия, седло и клапан изготовляют из не-
ржавеюшей стали. Предохранительный кла-
пан на давление 1СО0 am см. на фиг. ПО.
Предохранительный клапан для кислородного
компрессора см. на фиг. 111. Рычаг клапана 2,
на который действует усилие от давления
газа на мембрану 7, в нужный момент отжи-
мает пружину вверх и тем способствует откры-
тию клапана 3.
В качестве обратного клапана нагнетатель-
ного трубопровода обычно используется на-
гнетательный клапан одной из ступеней ком-
прессора.
При давлении 300 am арматуру и контроль-
но-измерительные приборы (предохранитель-
ные клапаны, манометры) дублируют.
¦¦' Сепараторы устанавливаются после
холодильников. Они служат сборниками для
конденсата и масла, а также в качестве ёмко-
стей для уменьшения пульсаций давления в
трубопроводах, и потому должны иметь до-
статочные размеры.
Диаметр сепараторов определяют исходя
из скорости газа в нём 0,2 — 0,5 м/сек.
Большие значения относятся к компрессорам
большой производительности.
Высоту, а следовательно, и
объём сепаратора прини-
мают по конструктивным
соображениям и затем прове-
ряют по эмпирическим форму- / s
. Количество воды, конденсирующейся после
охлаждения сжатого газа, определяют с по-
мощью уравнения
Рас х'Рпар
g = 9gec - ён ; X
X
F4)
где ср — относительная влажность всасывае-
мого газа; gec — содержание влаги во всасы-
ваемом насыщенном влагой газе в г/лФ (по
таблицам, при t8C); gH — содержание влаги в
нагнетаемом, насыщенном влагой газе в г)мэ
(по таблицам, при txo/; рвс — давление всасы-
вания в ата; рн — давление после холодиль-
ника в ата) р„ар— парциальное давление во-
дяного пара во всасываемом газе при <р=1
вата (по таблицам, при tec);p'nap — парциаль-
ное давление пара в нагнетаемом воздухе ири
ср = 1 в ата (по таблицам, при tXOA).
Если всасываемый I ступенью газ насыщен
водяными парами, то при полном промежу-
точном охлаждении наибольшее количество
влаги выделяется после I ступени. Однако
обычно <р<1 и tX0jl^>t8C. В этом случае выпа-
дение влаги происходит в основном после хо-
лодильника Л ступени. Например: при /?я1 =
Фот. ПО. Предохранительный клапан диаметром 4 мм на давление 1000 am.
Фиг. 111. Предохранительный кла-
пан кислородного компрессора.
лам, например, следующего типа (см. также
[4]):
где Vec — объём газа, всасываемый предше-
ствующей ступенью, в мз/мин; а для р<^ 120 am
равно 0,05—0,025; для р> 120 am равно»0,007.
Для устанавливаемых иногда перед ком-
прессором ресиверов а я; 0,1.
= 3 ата, рн11 — 9 ата, tecl — 20° С, 1ХОЛ =
= 30° С и -f = 0,63 воздух после I ступени
только доводится до состояния насыщения, и
влага не выпадает совсем. После II ступени
выделится следующее количество влаги:
1,033—0,63-0,0236
= 0,63 -17,2—30,5
303
X
293
9,0-0,043
= 7,22 г/л3
X

540
ПОРШНЕВЫЕ КОМПРЕССОРЫ
[РАЗД. I
или при
в 6000 з
производительности компрессора
G = 0.0Э722 ¦ 6000 = 43,3 кг\ час.
При значительном количестве конденсата
необходимо обеспечить периодический отвод
его. Если холодильник и водоотделитель после
компрессора не установлены, то влага выпа-
дает по мере охлаждения газа в трубопрово-
дах и ресивере. Для её собирания и отвода
должны предусматриваться соответствующие
устройства.
Водопровод выполняется с параллель -
ным или с последовательным подводом воды
к охлаждаемым точкам. При последовательном
охлаждении к холодильникам подводят свежую
воду. Костальным охлаждаемым точкам (цилин-
дру, крышкам и т. д.) вода подводится после хо-
лодильника соответствующей ступени. Парал-
лельному подводу как более удобному для
контроля следует отдавать предпочтение.
Скорость воды в подводящих трубах при-
нимают до 1 м/сек. Диаметр отводящих труб
по сравнению с диаметром подводящих труб
несколько увеличивают.
При параллельном подводе воды сечение
труб, ведущих к цилиндрам и к другим охла-
ждаемым точкам, ориентировочно составляет
следующую долю сечения подводящих труб
холодильников: в компрессорах низкого да-
вления около 30%; среднего давления — около
20%; высокого давления — около 10%.
На каждом подводе устанавливают вентиль
для регулирования количества воды. Сливные
трубы отводят к воронке (сливному баку).
Свободный слив облегчает наблюдение за на-
личием и температурой воды, а также по-
зволяет обнаруживать утечки из холодиль-
ников и охлаждающих рубашек (по наличию
газа в вытекающей струе). Для контроля тем-
пературы воды на сливных трубах у бака
устанавливают термометры.
Манометры, продувочные клапаны, предо-
хранительные клапаны и прочую арматуру
многоступенчатых компрессоров для удобства
обслуживания располагают иногда на общем
щите управления.
ЛИТЕРАТУРА И ИСТОЧНИКИ
1. Бриджмен II. В., Физика высоких давлений,
ОНТИ, 1936.
2. В а з и н г е р В. В., Новое в области поршневых
компрессоров, Госплан, Институт технико-экономиче-
ской информации. 1944.
3. Г и н и А., Термодинамические основы поршневых
и турбокомпрессоров. Госэнергоиздат, 1933.
4. Г и р ш б е р г Н. М., Поршневые компрессоры,
Энергоиздат, 1932.
5. Д о л л е ж а л ь Н. А., К теории самодействующего
клапана поршневого компрессора, „Общее машино-
строение" № 7, 1939.
6. Доллежаль Н. А., Прикладная теория всасы-
вающего клапана поршневого компрессора, „Общее
машиностроение" № 1, 1941.
7. Д о л л е ж а л ь Н. А., Расчёт основных параме-
тров самодействующих пластинчатых клапанов порш-
невого компрессора, „Общее машиностроение" № 9,
1941.
8. Дроздов Н. Ф., Сопротивление артиллерийских
орудий и их устройство, 2-е изд. Артиллерийской Ака-
демии РККА, Ленинград, 1932.
9. И л ь и ч е в А. С, Рудничные пневматические уста-
новки, ч. 1. ОНТИ. 1935.
10. К а н т о р о в и ч 3. Б., Основы расчёта химических
машин и аппаратов, стр. 213—230, Машгиз, 1946.
11. Косточки н В. Н. и Ляховский А. И.,
Роздуходувные машины и станции. Мсталлургиздат,
1940.
12. Л о с и к о в Б. В., Смазка компрессоров, ГОНТИ,
1939.
13. Михеев М. А., Основы теплопередачи, Энерго-
издат, 1947.
14. О с т е р т а г П., Компрессоры и воздуходувки, ч. 1,
Гостехиздат 1231.
15. Подзолов И. В., Расчёт допускаемых напряжений
для чёрных металлов, Оборонгиз, 1947.
16. Поликовский В. И., Вентиляторы, воздухо-
дувки и компрессоры, Энергоиздат, 1938.
17. С и м о н о в с к и й И. В., Теория и расчёт вакуум-
насоса глубокого вакуума, „Общее машиностроение*
№ 2, 1941.
18. Синхронные двигатели для привода компрессоров.
Техн. справочник. Энергоиздат, 1941.
19. Френкель М. И., Теория поршневых компрес-
соров, Ленинград, 1938 (на правах рукописи).
19а. Френкель М. И., Поршневые компрессоры,
Машгиз (печатается).
20 Цыдзик В. Е., Бар мин В. П,, В е й и.
б е р г Б. С, Холодильные машины и аппараты.
Машгиз, 1946.
21. В е г i, Chemische Ingenieurtechnik, т. 2, Verdichtung
und F8rderung von Luft und Gasen, Berlin, 1935.
22. Bouche Ch., Kolbenverdichter, Herlin, 1937.
23. Carrier and Anderson, The Resistance to
Heat Flow Through Finned Tubing, .Heating Piping
and Air Conditioning". May 1944.
54. D u d 1 e у M., N e w 1 t t. The Design of High Pres-
sure Plant, Oxford at the Clarendon Press, 1940.
25. F e 11 e г W. F., Air Compressors, Me Graw-Hill
Book Сотр., New York, 1944.
25. Fuchs R, Hoffman E. und S с h fl 11 e г P.,
Der Einfluss der Ventile auf ben Gfltegrad von K31te-
verdichtern mit besonderer Beriicksichtigung der Drosse!
verluste in Plattenventilen, „Z. f. d. Ges. Kalte-lndu
strie" № 1, 1941.
27. Frohlich, Berechnung und Untersuchung von Kolben-
kompressoren, Berlin VDI, 1934.
28. Gil IT., Air and Gas Compression, John Wiley.
New York, 1944. ;
29. Tongue H., The Design and Construction of Hij>h
Pressure Chemical Plant. London 1934. ;
30. L а с k m a n n M., Regelung von Drehkolbenverdichtern
der Vielzellenbauart, „Z. d. VDI", t. 84, № 24. 1940.

Глава XI
РОТАЦИОННЫЕ ПЛАСТИНЧАТЫЕ КОМПРЕССОРЫ
Под названием ротационных компрессоров
известен обширный класс машин для сжатия
газов, основанных на том же принципе, что
и поршневые компрессоры.
Основные преимущества ротационных ком-
прессоров: а) отсутствие деталей значитель-
ных масс, имеющих возвратно-поступательное
движение, и в связи с этим допустимость
более высоких чисел оборотов; б) возмож-
ность непосредственного соединения с элек-
тродвигателем с достаточно высоким числом
оборотов, в результате чего достигаются
облегчение веса машины и значительное со-
кращение габаритов; в) высокая уравновешен-
ность; г) отсутствие всасывающих, а в боль-
шинстве случаев и нагнетательных клапанов.
! К недостаткам ротационных компрессоров
относятся: а) повышенные по сравнению с
поршневыми компрессорами механические по-
тери и, следовательно, меньшая экономич-
ность; б) ограниченность в величине конеч-
ного давления (не более 8—10 am)', в) отно-
сительная сложность изготовления.
Ротационные компрессоры находят приме-
нение в различных областях: для сжатия воз-
духа, в холодильных установках, в химиче-
ской промышленности для сжатия специаль-
ных газов, в качестве нагнетателей к двига-
телям внутреннего сгорания и т. д. Среди
многообразных конструкций ротационных ком-
прессоров наибольшее распространение полу-
чили пластинчатые.
КОНСТРУКЦИИ ПЛАСТИНЧАТЫХ
КОМПРЕССОРОВ
Основными конструктивными элементами
пластинчатого компрессора являются (фиг. 1):
а) неподвижный корпус или цилиндр 1 с тор-
цевыми крышками; б) ротор 2, вращающийся
вокруг оси, эксцентричной по отношению
к оси цилиндра, и в) пластины 3, способные
перемещаться в щелях (шлицах) ротора и
скользящие по внутренней поверхности кор-
пуса.
Стационарные пластинчатые компрессоры
различных заводов конструктивно мало отли-
чаются друг от друга. Их габаритные и уста-
новочные размеры могут быть характеризо-
ваны фиг. 2 и 3 и табл. 1 и 2 (примерными).
Корпус, ротор и пластины — одинаковой
длины. Таким образом, между внутренней по-
верхностью корпуса, наружной поверхностью
ротора, двумя пластинами и двумя торцевыми
крышками образуется замкнутый объём!
(ячейка), изменение величины которого свя-
зано с углом поворота ротора. Число пластин'
колеблется в широких пределах в зависи-
мости от производительности и назначения
компрессора.
Пластинчатые компрессоры изготовляются ;
одноступенчатыми до давления сжатия 4 ати
и двухступенчатыми — до давления 8 ати
(редко до 10 ати).
Пластинчатые компрессоры строятся почти
исключительно для непосредственного соеди-
Фиг. I. Принцип устройства пластинчатого
компрессора.
нения с электродвигателем (или с иным дви-
гателем). Поэтому число оборотов компрес-
сора определяется числом оборотов двигателя.
Чем меньше производительность компрессора,
тем больше число его оборотов. Фиг. 4 иллю-
стрирует существующую в данном отношении
практику.
Компрессоры* сжимающие газ менее чем
в 1,5 раза, т. е. компрессоры на давление
0,5 ати, и вакуум-насосы до вакуума в 35°/о
изготовляются без водяного охлаждения. Ком-
прессоры прочих типов, за исключением ма-
шин очень малых производительностей, снаб-
жаются водяным охлаждением цилиндров и
межступенчатым водяным охлаждением (по-
следнее— в двухступенчатых машинах).
Расход охлаждающей воды на 1 л*3 воз-
духа (при условии всасывания) при нагреве
воды на 15° С составляет: для одноступенчатых
машин 1,5—2 кг, для двухступенчатых — около
3 кг.

Фиг. 2. Габаритные размеры одноступенчатых компрессоров
фиг. 3. Габаритные размеры двухступенчатых компрессоров различной производительности.

ГЛ. XI]
КОНСТРУКЦИИ ПЛАСТИНЧАТЫХ КОМПРЕССОРОВ
543
Таблица 1
Основные данные одноступенчатых стационарных пластинчатых компрессоров с водяным охлаждением
Производительность
при противодавлении
рн ати
1
в м3',ман
Число
оборотов
в минуту
Потребляемая мощ-
ность при противода-
влении рн ати
2
d
Размеры в мм (по фиг. 2)
Диаметр патрубка
всасываю-, нагнета-
щего I тельного
а.7
4,о
5.7
8
,5
33,8
49
«7-7
2.5
3.7
5.4
7.7
и,6
19<2
31.8
46
бЗ.З
2,
3.
5.
7.
IO,
18,
—
—
4
5
i
а
9
о
«45»
«45°
145°
980
980
735
585
485
416
8,4
10,5
Н
19
27
45
74
Ю7
148
15.5
21
Зо
44
72
и8
171
235
14.1
19-5
27
38
57
94
735
775
&75
поо
1275
^15
i85o
2l6o
2560
200
225
225
300
300
350
445
485
620
190
225
225
335
335
4°5
470
490
575
35
70
70
95
95
45
140
150
2Ш
бо
7°
8о
'75
аоо
3°°
6о
2ОО
Зоо
Таблица 2
Основные данные двухступенчатых пластинчатых компрессоров
Произво-
дитель-
ность
в м*/мин
Число
оборо-
тов
в ми-
нуту
Потребляемая мощность
при противодавлении
р^ати
2,6а
3.8
5.5
79
И.9
'5.3
19.6
=5.6
32.7
47.2
Размеры в мм (по фиг. 3)
Диаметр патрубка
веасы- 1 нагнета-
вающего тельного
Малые машины
145°
145°
Н5°
980
980
17.5
34
32
44
66
'9.5
26,5
35.5
49
72
21
29
39
53,5
8о
22,5
31
42
58
87
мох>
J295
147°
1бю
1890
465
555
575
665
74°
280
335
335
465
465
_
—
—•
—
—
_
—
—
—
—
_
—
—
—
—
Средние машины
735
735
8
585
485
6
84
107
139
177
26а
352
93
н8
195
287
338
IO2
13°
168
214
314
423
in
142
182
234O
2555
2690
395
395
485
665
663
73°
Крупные машины
232
34°
461
299°
348о
485
535
640
675
85°
IOOO
1200
1400
3000
34<»
4IOO
6о
7°
8о
«5
15°
15°
2ОО
Зоо
4°
4°
5°
бо
7°
8о
9°
9°
Таблица 3
Основные данные одноступенчатых пластинчатых вакуум насосов для вакуума до 60°'0 (достижимый вакуум
94-96' /ц)
Пр оизводительность
при
20
258
36°
512
780
137°
22 ОО
35бо
вакууме
40
в м^/час
253
35°
5О0
77°
134°
2070
35°°
в Ъ
60
24O
335
475
74°
1290
2000
34°о
Число
оборотов
в минуту
45°
I45O
980
98о
735
5»5
485
Потребляемая мощ-
ность при«акууме в в/0
'Л
4.2
5.8
7.8
12
19,8
31.°
46,0
40
в л. с.
б,о
8,4
".5
17.2
28,6
45,°
66,о
60
8.2
ю,8
14-5
2О,б
35.°
5б,о
84
Расход
охла-
ждающей
в л час
бо
8о
I2O
14°
2ОЭ
2ОО
2ОО
Вес
в кг
2°5
33°
4°о
57°
I2O0
177°
23°°
Размеры
(по фиг. 2)
а
в им
670
780
870
96о
1235
1485
J720
в мм
5°°
5°°
68о
68о
8io
925
1050
Диаметр
всасы-
вающего
патрубка
,нагнета-
¦-тельного
в мм
бо
70
IOO
IOO
*5°
15°
2ОО
бо
бо
7°
1ОО
IOO
125
15°

544
РОТАЦИОННЫЕ ПЛАСТИНЧАТЫЕ КОМПРЕССОРЫ
[РАЗД. IV
Пластинчатые компрессоры нередко исполь-
зуются как вакуум-насосы (табл. 3 и 4). Пла-
стинчатые вакуум-насосы для более глубоких
разрежений делаются двухступенчатыми.
По tp-ле Q = tfnRlm.n "к м3/мин
при m/R=o,12
Для малых машин А =0,5
" средних "
" крупных " А -0,8
woo
10 20
30
АО 50 0м3/тт
Фиг. 4. Зависимость числа оборотов пластинчатого ком-
прессора от производительности (по данным различных
заводов).
На фиг. 5 дан установочный чертёж, а на
фиг. 6 и 7 — цилиндр и ротор I ступени круп-
ного двухступенчатого стационарного компрес-
сора распространённого типа: цилиндры 1 и II
ступеней выполнены одного диаметра; они
Таблица 4
Основные данные одноступенчатых пластинчатых
вакуум-насосов для вакуума до 98/0 (достижимый
вакуум 98—99%) •
Производитель-
ность при ваку-
уме в %
60
90 95
в мЧчас
2&>
365
5i6
785
137°
22OO
35бо
225
З'З
455
7<х>
1240
2070
3460
172
24°
Збо
55°
ICOO
Г75°
Зобо
145°
I45O
9&>
980
735
535
485
Потребляемая
мощность при
вакууме в °/0
СО | 90 | 95
io,8
М.5
2О,6
35 о
56,0
IO
13
33
53
78
,0
,5
,0
,0
,0
6,8
8,1
10,4
14,9
24,5
37'°
57,o
К я
Си 3
240
32O
480
S6o
800
800
800
205
330
400
57°
1200
1770
2300
* Габаритные размеры те же, что в табл. 3.
отличаются по длине и расположены в один
ряд. Соединение валов I и II ступеней между
собой и с электродвигателем осуществляется
через упругие муфты. Последние рекомен-
дуется снабжать предохранительными паль-
цами, автоматически срезающимися, когда кру-
тящий момент достигает предельно допусти-
мой величины, в результате чего полумуфты
разобщаются..
Пластины, перемещающиеся в пазах ро-
тора, под влиянием центробежных сил упи-
раются в разгрузочные кольца (фиг. 6), сво-
бодно вращающиеся в цилиндре. Для того
чтобы кольца не испытывали направленного
в одну сторону давления сжимаемого газа в
корпусе на ширине меньшей, чем ширина
кольца, в местах, где эти давления имеют
место, сделаны углубления наподобие масля-
ных „холодильников" в подшипниках, где сжи-
маемый газ через специально для этой цели
просверленные в разгрузочных кольцах отвер-
стия создаёт давление масла, равное давлению
газа [4].
На фиг. 8 показан двухступенчатый ком-
прессор малой производительности компакт-
ной конструкции [2].
На фиг. 9 приведён пример очень малой
машины, используемой для тормозов. Большое
число оборотов, малый вес, компактность и
уравновешенный ход позволили пристроить ее
консольно к фланцевому электродвигателю.
Несмотря на то, что во II ступени этого ком-
прессора степень сжатия равна 2 и водяное
охлаждение отсутствует, температура конца
сжатия по опытным данным всё же оказалась
равной 180° С. Конструктивной особенностью
этого компрессора является наличие „плаваю-
щего" ротора I ступени, свободно перемещаю-
щегося к крышкам и, таким образом, само-
устанавливающегося. Расход масла в этом
компрессоре оказался равным 1,28 г на 1 л*3
воздуха.
Практика установила следующие соотноше-
ния в конструктивных размерах пластинчатых
компрессоров [3]:
1) -^- = 0,86, т. е. т = /? — г = 0,14 R —
для компрессоров низкого давления (до 1,5 ати)
и вакуум-насосов;
-^- = 0,885, т. е. т = 0,115 R — для прочих
компрессоров (до 4 ати).
Здесь г— радиус ротора; /?—радиус кор-
пуса; т — эксцентриситет (фиг. 1).
2) ~y— = 1,9, где h — ширина пластины;
следовательно, для компрессоров низкого
давления (до 1,5 ати) и вакуум-насосов
h = 0,54 R, для компрессоров прочих давле-
ний h = 0,44 R.
3) ¦Кд = 1,6—2,1, преимущественно 1,8.
L — длина ротора, пластины и цилиндра.
Для вторых ступеней двухступенчатых ком-
прессоров и для очень быстроходных машин
это отношение иногда принимается значи-
тельно меньшим.
ТЕОРИЯ КОМПРЕССОРОВ
Производительность компрессора
Объём ячейки, т. е. объём, ограничивае-
мый двумя соседними пластинами для случая,
когда направление пластин совпадает с ради-
усами ротора, равен произведению площади
KA2 (фиг. 10) на длину ротора L:
^ sinpcos2<p— ~i-

Фиг. 5. Установочный чертёж двухступенчатого
компрессора завода им. Фрунзе (г. Сумы) произ-
водительностью 2500 M3i4ac для сжатия специ-
j альных газов до 8 ата: 1 — фундаментная пли-
I та; 2—1 ступень компрессора; 3 — 11 ступень;
_] 4 — электродвигатель; 5 — межступенчатый хо-
лодильник; 6 — отделитель конденсата; 7 —регу-
лятор производительности; 8— лубрикатор; 9— об-
ратный клапан.

546
РОТАЦИОННЫЕ ПЛАСТИНЧАТЫЕ КОМПРЕССОРЫ
[РАЗД. IV
Фиг
тия
4 —
. 6. Разрез цилиндра I ступени двухступенчатого компрессора производительностью 2500 ма/час для сжа-
специальных газов до 8 ата: 1 — корпус; 2 — ротор с пластинами; 3 — торцевые (гГередняя и задняя) крышки;
разгрузочные кольца; 5 -- сальниковое устройство; 6 — муфта сцепления (упругая); 7—.капельный указатель
подачи масла; 8 — масло собиратель; 9— термометр; 10 — мановакуумметр.
Г
Фиг. 7. Ротор I ступени двухступенчатого компрессора производительностью 2500 м31час для сжатия специаль-
ных газов до 8 ата: 1 — ротор (чугун); 2 — уплотняющие кольца (чугун); 3 — поршневое кольцо (чугун); 4—упор-
ные пальцы (сталь); 5—пружины (четыре под кольцо); б—муфта сальника (чугун1); 7—опорное кольцо саль-
ника (чугун); 8 — вал (сталь марки Ст. 5); 9—упорное кольцо (сталь марки Ст. 4); 10 -гайка (сталь); // — контр-
гайка (сталь); 12 — палец контргайки (сталь); 13 — пружина сальника; 14 — шайба упорная (сталь); 15 — роли-
ковые подшипники; 16 — пластины (сталь марки 50Г2).
Фиг. 8. Разрез малого ступенчатого пластинчатого компрессора производительностью около 2000 м*1час при 8

ГЛ; XI]
ТЕОРИЯ КОМПРЕССОРОВ
647
Объём ячейки принимает максимальное
значение при cos <р = cos 2<р = 1, т. е. при
<р = 0 (фиг. 11):
Va = M =
\+щ sin
B)
где т\г — коэфициент, в основном зависящий
от числа пластин.
Величина произведения кбэфициента г\г на
число пластин z в уравнении D) характери-
зует степень использования геометрических
размеров компрессора. Она меняется с изме-
нением числа пластин.
Действительная теоретическая (без учёта
утечек газа в процессе сжатия) производи-
тельность отличается от подсчитанной по
уравнению D) на величину объёма, занимае-
мого пластинами.
Для большого числа пла-
тйВ стин это даёт
Г я3 /
Qmeop — RmL [ 4<i - 3 \ 1 +
Фиг. 9. Разрез малого консольного двухступенчатого компрессора производи-
тельностью около 35 м31час при 8 ата и 1500 об/мин: / — ротор; 2 — вал
ротора; 3 и 4 — подшипники и пружины, передающие осевые усилия вала крыш-
кам 5; 6 — сальник между I и II ступенью; 7 — червячный привод смазоч-
ного насоса.
где s — толщина пластины
в м.
Теоретическая произво-
дительность, подсчитанная
по уравнению F), имеет ма-
ксимум при оптимальном
числе пластин
Угол между пластинами р = —{г—число
пластин). Поэтому для компрессоров с боль-
При конструировании компрессоров это число
пластин принимается за минимально необхо-
димое.
Лучшие современные конструкции мно-
гопластинчатых компрессоров за исключе-
нием машин малой производительности (менее
3 мамину осуществлены с числом пластин
г = 20—30, что вызвано стремлением умень-
шить утечки и повысить коэфициент подачи.
Компрессоры с двумя или четырьмя пла-
стинами строятся только для очень малых
производительностей (обычно не более
1 ms/muh, редко до 6—7 m^jmuh) и низких
противодавлений (до 1—1,5 air и). При двух
или четырёх пластинах противоположные пла-
стины в некоторых конструкциях вьшол-
Фиг. 10. К определению объёма ячейки.
шим числом пластин, когда sin -~- ж — и
2 z
sin {J ss — (что допустимо принимать при z =
= 12 и более), уравнение B) принимает вид
., A^RmL „
Vn— Mz. F)
z
Уравнения B) и C) служат для определе-
ния теоретической производительности пла-
стинчатого компрессора за один оборот ро-
тора без учёта толщины пластин
Qmeov =f VqZ =
D)
что для большого числа пластин (более 12)
даёг
мЦоб. E)
Фиг. 11. К определению объёма ячейки
(при <р=0).
няются заодно (фиг. 12). В этом случае вну-
тренняя поверхность корпуса теоретически
должна соответствовать круговой конхоиде.
Уравнение круговой конхоиды в полярных
координатах
р = R -f- m cos у. (8)

548
РОТАЦИОННЫЕ ПЛАСТИНЧАТЫЕ КОМПРЕССОРЫ
(РАЗД. IV
Величина РК= Др достигает максимального
значения при <р = 90°:
(9)
^. HI m
Здесь влияние -g- значительно. Так, при
Я — 100 мм
^- 0,05 0,10 0,20
Дртяу в мм 0,125 0,5 2,0
1 II] 4Х
Поэтому замена конхоиды окружностью
при расточке внутренней поверхности корпуса
дружность
Фиг. 12. К построению круговой конхоиды.
допустима лишь в компрессорах очень малой
производительности (— <С 0,05) и для низких
1
давлений нагнетания
Теорети«ге-
ская производи-
тельность опре-
деляется по
формулам:
для однопластинчатого
прессора
Y«~ — Ll^Ll —
щадей A2S0K2 и A^iKt, для любого угла <?
можно написать:
' щ /tp Ар"
где /_ определяется из уравнения A), а ДД, —
величина отклонения; для компрессоров с боль-
шим числом пластин z
i. (Ю)
Если 9 = 0» то и Д/(р = 0, а следовательно,
fH =/ , т. е. расположение пластин под углом
Фиг. 13. К определению величины А/,
к радиусу ротора не меняет величины теоре-
тической производительности компрессора.
Сжатие
Для теоретического случая (отсутствие
утечек газа) процесс сжатия определяется
выражением
(И)
конхоидного ком- где у — объём ячейки в м? при угле пово-
рота ротора ср [уравнение A)]; р —давление
Q
meop
= «Я« ( 2 -
М*10б,
для такого же двухпластинчатого
Qmeop = *Rrn ( 2 - ^- + -1
Опасность защемления пластин в пазах
ротора может быть уменьшена, если сделать
так, чтобы направление усилия, действующего
на пластину, по возможности совпадало с на-
правлением перемещения пластины в пазе.
Это в известной мере достигается приданием
пластине направления, составляющего с ради-
усом ротора угол ф и касательного к окруж-
ности радиуса а, проведённого из центра Ол
(фиг. 13).
Имея в виду, что площадь AlSlS2A2 (fHtf)
равна площади AiKiKiA2 минус разность пло-
газа в той же ячейке в кг/см?; р$ — началь-
ное давление (давление всасывания) в кг/см*
п — показатель политропы процесса;/ и/6
определяются с помощью уравнений A) и B).
Для большого числа пластин z !(когда
р В \ ^
sin -9~~-q" и sinp rs р 1 выражение A1) прини-
мает вид
т
+ cos у-jy-sin» у
/о
р±
у (р±]п
т
Полагая а « у -|—— sin cp, находим
1
1 -f- cos а
A3)

ГЛ. XI]
ТЕОРИЯ КОМПРЕССОРОВ
549
где а — угол, определяющий положение ячейки колеблется; при совпадении середины ячейки
по отношению к оси, проходящей через центры с этой точкой оно определяется зависимостью
корпуса (цилиндра) и ротора компрессора i
(фиг. 10). Угол а иногда называют „углом
сжатия".
Углы сжатия а и углы поворота ротора ср
в зависимости от давления сжатия приведены
в табл. 5.
cos-
/ Ро \ п
A4)
При повороте ротора на угол «р, когда
ячейка находится в крайнем положении НА,
Таблица 5
Углы сжатия (а) и углы поворота (^ротора при
0,1
±1.
р»
2
3
4
При /1 = 1
/о
о.5
о,33
о,25
9
84°2O'
io4°
И4°5О'
а
до"
i°9°3°'
12О°
При п = 1,3
/о
о,58
о,43
о,34
V
75:ю'
ga'J
юз'~
«
8о°зо'
98а
1о8°зо'
При п = 1,4
h
/о
O,6l
0,46
0.37
да
71°з°'
89"
99°2о'
а
77"
95°
i°5°
Распределение
Для многопластинчатых компрессоров при
постоянных (не меняющихся) давлениях вса-
сывания (р0) и нагнетания (рн) угол о." (дуга МА
на фиг. 14) определяется дугой ME, отвечаю-
щей углу а, из уравнения A3) и" дугой ЕА,
а
отвечающей углу ~ (по отношению к цен-
давление /?2 в ней определяется с помощью
зависимости
Фиг. 14. Схема построения распределения компрессора-
тру О\ ротора), в свою очередь равному по-
ловине угла между пластинами.
Угол а" определяют по углу ср с помощью
уравнения A2), соединив точку Л с центром 0%
корпуса.
Точка В определяется углом о2 r; C; точка
D — углом §! « р; точка С—углом о3, прини-
маемым для давлений рн до 3 ати равным
2 3 — 2,5 р, а для давлений свыше 3 ати — рав-
ным 90°.
Штуцер для присоединения индикатора
(для измерения давления) располагают вточке К
непосредственно за пластиной, проходящей
точку Н (на линии Оч,Н), для того чтобы
к индикатору никогда не подавалось давление
нагнетательной полости рн. Давление в точке К
1 -f COS a
2
__ f р0 \ п
A5)
В правильно сконструированных компрес-
сорах р2 должно быть равно рн.
Потребляемая мощность
Как и в поршневых компрессорах, общая
потребляемая пластинчатым компрессором (или
вакуум-насосом) эффективная мощность скла-
дывается из: а) расхода мощности —^-,опре-
* - - Ч
деляемого работой, идущей на сжатие газа, и
б) расхода мощности, идущей на покрытие
всякого рода механических потерь (трение
и пр.) (NM).
Отношение мощности —- к суммарной
называемое, как известно, меха-
ническим к. п. д. компрессора, характеризует
совершенство компрессора и его состояние.
Для определения теоретического расхода
мощности (No) многопластинчатым компрес-
сором (без учёта работы расширения) можно
пользоваться выражением
A6)
где Qe — действительная производительность
компрессора в м3/час; л —показатель поли-
тропы сжатия; /?0 и рн — давления всасы-
вания и нагнетания в кг\см\
Уравнением A6) можно пользоваться лишь
в случаях правильно выполненного распреде-
ления, т. е. когда давление р2 в ячейке в мо-
мент подхода лопатки к точке Л (фиг. 14)
действительно равно рн. В этом случае pV-
диаграмма компрессора соответствует A BCD
(фиг. 15).

550
РОТАЦИОННЫЕ ПЛАСТИНЧАТЫЕ КОМПРЕССОРЫ
[РАЗД. IV
Если цри расчете угла сжатия (дуга МА на
фиг. 14) показатель политропы в уравнениях
A2) и A3) был взят слишком малым, т. е.
угол о (фиг. 14) был взят больше необходи-
мого, то /?У-диаграмма принимает вид ABCED
с
?
4
А? с'
\
\1
М F
Фиг. 15. К определению расхода мощности N..
(фиг. 15). Этому соответствует расход мощ-
ности
где рн — давление, действительно имеющее
место в ячейке в конце сжатия.
Если при расчёте перекрытия показатель
политропы сжатия принят завышенным, то
pV-диаграмма получает вид ABFCD (фиг. 15)
и отвечающая ей теоретическая мощность
выражается формулой
л —1
QePo\MPjL
П—\
Рн\
Ро
где рн — давление в конце сжатия.
Выражениями A7)иA^) можно пользоваться
при определений мощности, потребляемой
пластинчатыми компрессорами, работающими
в условиях, отличных от тех, для которых они
были сконструированы.
Значения Llt L2, L3,
следующим образом:
и L5 определяются
кгм/сек, A9)
где /*ip.j — сила трения пластины в щели ро-
тора в кг (фиг. 16), причём jxj — коэфициент
трения — принимается равным U,08; Cj — мгно-
венная скорость перемещения пластины в щели
в MJceK
Г sin 2y
— 4- sin cp м/сек, B0)
где и»
в сек.
угловая скорость вращения ротора
2к
=-^- Г F2 cos 8 fA2f2 rfcp кгм/сек. B1)
Здесь F2 cos 5 (х2 — сила трения при сколь-
жении пластик по внутренней поверхности
цилиндра или разгрузочного кольца, причём
fj.2 — коэфициент трения — обыкновенно прини-
мается равным 0,10, а угол 8 = а — <у — со-
гласно фиг. 16; с2 — мгновенное значение отно-
сительной скорости
скольжения пластины
в м/сек (точки К на
фиг. 16).
В компрессорах без
разгрузочных колец
скорость с2 для лю-
бого положения пластины определяется из
уравнения
= ш[т cos 9
м/сек. B2)
При наличии разгрузочных колец, свободно
вращающихся в цилиндре компрессора, ско-
рость с2, обозначаемая в этом случае vK, опре-
деляется из условия
равенства работ тре-
ния: всех лопаток о
кольца, с одной сто-
1
W
A8)
роны, и колец о стен-
ки цилиндра, — с дру-
гой. Этому условию
удовлетворяет зависимость
2тс
г
cos 8 |x2 rfcp = (/? + b)
, B3)
Механические потери
Механическими потерями в пластинчатых
компрессорах считаются потери работы от
трения [5]: а) пластин в щелях ротора (Z-j);
б) наружных кромок пластин о внутреннюю
поверхность цилиндра или разгрузочного
кольца (Z.2); в) вращающегося разгрузочного
кольца о внутреннюю поверхность цилин-
дра (Ls); г) пластин о торцевые крышки ком-
прессора (Z.4); д) цапф ротора в подшипниках
(L6).
где N{i8 — сила трения кольца о цилиндр в кг
(коэфициент трения (л3 принимается рав-
ным 0,05); Ь — толщина разгрузочного кольца
в м.
Анализ выражения B3) [его целесообразно
проводить графически (фиг. 17), откладывая по
оси абсцисс углы поворота ср] часто показывает,
что взаимодействие пластины и кольца за пе-
риод одн -го оборота изменчиво: то пластина
опережает кольцо, то кольцо — пластину. Су-
ществуют углы поворота пластины (срщ), при

ГЛ. XI]
ТЕОРИЯ КОМПРЕССОРОВ
551
которых мгновенные скорости скольжения g— ускорение свободного падения в м\сек^
С й B7) B8)
пластины по отношению к кольцу равны нулю
(vK = 0) (фиг. 18).
Угол сро определяет расстояние до мгновен-
ного полюса вращения кольца относительно
П й й
ур \
Совместное решение уравнений B7), B8),
B9), C0) и C1) даёт значения Fx и F2 в за-
висимости от угла <р.
Величина нормального давления N разгру-
оо рщ ц
ротора. Полюс лежит на прямой, проходящей зочного кольца на стенки цилиндра опре-
через центры вращения ротора и кольца
(фиг. 18):
1
mcos?0+
Следовательно, величина угловой скорости
вращения разгрузочного кольца
ОхА—т
B5)
Значения vK для различных по-
ложений пластины наиболее просто
определять графически разложе-
нием скорости вращения около
мгновенного полюса вращения
(с угловой скоростью, равной ш —
—шк) на составляющие: одну, на-
правленную вдоль пластины, т. е.
равную скорости перемещения её в
щели ротора I ——¦ J , и другую—
касательную к окружности цилин-
дра (vK) (фиг, 18)
2я
о
<»1
—rfcp кгм/сек. B6)
Фиг. 16. Определение усилий, действующих
в компрессоре.
деляется значениями F2 cos 5 с учётом веса
кольца и давления газа.
В практических расчётах целесообразно
значения Fb /^cosB и N изображать графи-
чески в зависимости от угла <р.
Для численных решений формул A9), B1)
и B6) необходимо располагать величинами
F,, F2 cos 8 (фиг. 16) и N:
Frf = Mgp cos cp — Lh (P2 — Pt) p -f
+ 2М<л -—. — F<$ sin 8 cos 5 +
+ ^2 ^гР cos2o кгм; B7)*
F2= Мш2р + м~ — ^M sin ? — F^ кг; B8)*
Кг
= т cos ф + У #2 - т? sin2 <p — -j м; B9)
с ж гл
Фиг. 17. К определению скорости скольжения пластин.
4) Для подсчёта Z.4 нет надёжных данных;
практически, высоким качеством монтажа, L4
доводится до нуля.
р sin
5) Z-5 = То «о -&¦
кгм/сек,
C2)
— р —mcoscp
•n3 cos ср A
MJceK;
C0)
где 7о—равнодействующая всех сил, действую-
щих на цапфы ротора, в кг; d^ — диаметр
dfi
= а; /Яш
(p — m cos ср>з,
где Af — масса пластины в кгсек'Цм; Р2 и Pj— цапфы ротора в л; [х4 — коэфициент трения
давление газа с одной и с другой стороны в цапфах.
пластины в кг/^к2; /. — длина пластины в м; Сила Тс, воспринимаемая опорными под-
шипниками ротора (в кг), складывается из сил
(фиг. 19):
а) радиальных — от давления сжимаемого
* Только для случая горизонтальной оси О,Оа (фиг. 16). ня ппйрпхногть потопа (Т ) и 6) танген-
Для другого расположения необходимо внести изменения газа на поверхность ротора (I р) И О) танген
в бтношеиии веса пластины. циальных, возникающих .вследствие разности

552
РОТАЦИОННЫЕ ПЛАСТИНЧАТЫЕ КОМПРЕССОРЫ
[РАЗД. IV
давлении газа по одну и по другую сторону
пластины (Тт); в) вертикальных — от веса
ротора (Gp).
Радиальная сила от давления газа на ро-
тор в одной ячейке равна
т„ = -
кг.
C3)
Значения горизонтальной Трг и вертикаль-
ной Трв составляющих силы Тр определяются
умножением последней соответственно на sin <y
Фиг. 18. К определению скорости v .
и cos?. Значение р (в кг/см2) можно опре-
делить из уравнения A2).
Тангенциальные силы (Тт) слагаются из
= Д/>ср COS
+ ¦&¦ )(?-г)Ькг C4)
Ттв =
sin (? + -?-) (р — г)?кг, C5)
где Д/?ср — разность давлений по одну и по
другую сторону пластины.
Значения г и L в формулах C3), C4) и
C5) —в см.
В практических расчётах при определении
сил и их составляющих принимают, что вся
половина поверхности ротора со стороны вса-
сывания подвержена давлению всасывания.
Введём обозначения:
^\Трг и ~*?,Трв — горизонтальная и верти-
кальная результирующие радиальных сил по
всему ротору;
^Ттг и ^ Ттв — горизонтальная и верти-
кальная результирующие тангенциальных сил
по всему ротору.
Общее давление на каждую из двух опор
ротора
Направление действия этого усилия соста-
вляет с горизонталью угол, определяемый из
уравнения
(
Для приближённых расчётов можно поль-
зоваться выражением
C8)
где г — радиус ротора в см; L — длина ро-
тора в см; pi — среднее индикаторное давле-
ние в кг/см2.
Общая величина механических потерь
в пластинчатом компрессоре таким образом
зависит от большого числа факторов. Для
предварительных расчётов можно пользоваться
данными фиг. 20.
Коэфициент подачи
Действительная производительность (^(по-
дача) пластинчатого компрессора меньше тео-
ретической Qmeop на величину: а) утечек
сжимаемого газа из одной ячейки в другую
с более низким давлением газа в данный мо-
мент; б) утечек у торцевых крышек компрес-
сора; в) остающегося в ячейке некоторого
количества сжатого газа, не выданного в на-
гнетательный трубопровод.
Кроме того, температура газа непосред-
ственно перед его поступлением в ячейку не-
сколько выше температуры газа во всасыва-
ющем трубопроводе, главным образом в ре-
зультате смешения с газом, проникшим через
неплотности.
Отношение действительной производитель-
ности к теоретической определяется коэфи-
циентом подачи
_
Q
meop
C9)
Для суждения о величине потерь надёжных
экспериментальных данных нет, общая же
величина коэфициента подачи колеблется
от 0,5 до 0,8 и в основном зависит от качества
изготовления компрессора (фиг. 21).
Величина утечки газа в процессе сжатия
через внешнюю кромку пластины зависит от
величины усилия, с которой пластина прижи-
мается к цилиндру или к разгрузочному кольцу.
Чрезмерное усилие вызывает повышенную ра-
боту трения и нагрев пластины и кольца,
а недостаточное — создаёт условия для утечек
газа. Поэтому большинство заводов (при
стальных пластинах) в качестве расчётной
принимают величину „средней" скорости
внешней кромки пластины w (w = d>-R, где
а) — угловая скорость ротора, R — радиус ци-
линдра) равной 10 —12 м/сек и во всяком
случае не более 13 м!сек. Если внешнюю
кромку .пластины выполнить скруглённой по
радиусу /¦„
п.=
2. Sin Umax
кг.
C6)
где 5 — толщина пла-
стины, а 8шах — макси-
мальный угол, обра-
зуемый пластиной с
радиусом цилиндра, то

ГЛ. XI]
ТЕОРИЯ КОМПРЕССОРОВ
553
количество тепла, возникающего на 1 см2 тру-
щейся поверхности в 1 сек., можно подсчи-
тать по формуле
427
ккал\сек см2,
D0)
где Z-2 вычисляется по формуле B1); 2Ь — ши-
рина двух разгрузочных колец; Да — ширина
1) между пластиной (или ротором) и крыш-
ками (на обе стороны)
= -^tL tad + e мм,
где а — коэфициент линейного расширения
материала пластины (или соответственно ро-
тора); L — длина пластины в мм; tad — тем-
пература конца адиабатического сжатия для
данного компрессора (в °С); е — тол-
щина необходимой масляной плёнки
@,1—0,2 мм);
2) между рото-
ром и цилиндром
Политропа в месте наиболь.
сЖотия
шего
их
2
3
сближения
¦ arf tad -f-
Фиг. 19. К определению усилий, действующих на подшипники компрессора.
смятой кромки пластины, скользящей по
кольцу, приближённо определяемая по Герцу
(см. т. 1, книга 2, гл. IV, стр. 353).
Величина утечек у торцевых кромок пла-
стин зависит от правильности выбранных
первоначальных зазоров, необходимость в ко-
i
Одноступенчатые
Теоретически необходимая
мощность при адиабати-
ческом сжатии
Двухступенчатые
4 5 6 7 рнати
+ е мм,
где d — диаметр
ротора в мм.
Регулирование
торцевого зазора—
одна из главных
задач в налажива-
нии правильной ра-
боты пластинчато-
го компрессора.
Для предотвращения утечек через щель,
образуемую торцами ротора и крышками,
применяются специальные уплотнения (фиг. 6
и 7).
Количество газа, остающееся в ячейке и
возвращаемое на сторону всасывания, зависит:
к%
80
ГО
60
50
\
Л
1алые
иные
\
едние
ч\
Фш. 20. Удельная мощность привода на вал}'
компрессора.
торых определяется различными тепловыми
расширениями пластин и цилиндра.
Установлено, что температура пластины и
ротора в работающем компрессоре примерно
равна 2/3 температуры конца адиабатического
сжатия, повышение же температуры стенки
охлаждаемого водой цилиндра сверх темпера-
туры всасываемого воздуха незначи-
тельно.
Для того чтобы предотвратить излишнее тре-
ние и нагрев крышек компрессора, необходимо,
следовательно, соблюдать первоначальные мон-
тажные зазоры:
Фиг. 21. Значения коэфициента подачи для
одноступенчатых пластинчатых компрессоров.
а) от минимального объёма ячейки, опреде-
ляемого из уравнения A) при «р = тс, т. е. от
числа пластин г и от величины зазора между
ротором и цилиндром в этот момент; б) от
величины угла распределения Ъ% (фиг. 14);
в) от температуры и давления в ячейке в мо-
мент окончания нагнетания.
Температура газа в конце нагнетания при-
нимается равной температуре конца сжатия
и определяется условиями охлаждения в про-
цессе сжатия, т. е. показателем политропы
сжатия п.
Давление в конце нагнетания зависит от
давления в нагнетательном штуцере и от вели-

554
РОТАЦИОННЫЕ ПЛАСТИНЧАТЫЕ КОМПРЕССОРЫ
[РАЗД. IV
чины депрессии в распределительных органах.
Так как конструктивно при наличии разгру-
зочных колец нагнетательное окно нельзя вы
полнить по ширине равным длине цилиндра,
то в ячейке необходимо иметь избыточное
давление: во-первых, для преодоления сопро-
тивлений в окне и, во-вторых, для создания
скорости газа в период нагнетания вдоль
ротора, от крышек к нагнетательному окну.
Потеря давления в нагнетательном окне
определяется аналогично тому, как это делается
для определения депрессии в нагнетательном
клапане поршневого компрессора. Часто сече-
ние нагнетательного окна fHK вычисляют по
формуле
JHK
Qe
где Qe — производительность компрессора
в мъ\мин', снК —средняя скорость газа в на-
гнетательном окне (снк = 20-3-40 м/сек); п —
число оборотов в минуту.
Избыточное давление, необходимое для
создания скорости вдоль ротора, в период на-
гнетания может быть определено по формуле
ДР;
кг/м\
D1)
где р — плотность газа в конце сжатия,
а ся — максимальная скорость газа в ячейке,
определяемая при расположении нагнетатель-
ноге окна в середине цилиндра по формуле
(L — Ь) dff
Mjcetc,
D2)
где L—длина ротора в м\ о> — его угловая
скорость вращения (сек. ); Ь — ширина на-
гнетательного окна в м\ f —сечение ячейки
в л2 при угле поворота ротора <р [уравне-
ние A)], соответствующем началу нагнетания.
Формула D1) даёт несколько повышенное
значение ДА Исследования в этом направле-
нии неизвестны.
РЕГУЛИРОВАНИЕ
ПРОИЗВОДИТЕЛЬНОСТИ КОМПРЕССОРОВ
Регулирование производительности пла-
стинчатого компрессора может быть осуще-
ствлено: 1) изменением числа оборотов;
2) периодическим, при постоянном числе обо-
ротов, переводом компрессора на холостой
ход либо посредством прекращения всасыва-
ния и одновременного соединения нагнетатель-
ного штуцера со всасывающим трубопрово-
дом или с атмосферой, либо путём принуди-
тельного соединения нагнетательного штуцера
со всасывающим; 3) периодическим выключе-
нием или включением электродвигателя, при-
водящего в движение компрессор [4]. Изменять
число оборотов для регулирования компрес-
сора допускается лишь в известных пределах.
Нижний предел числа оборотов определяется
величиной минимальной окружной скорости
на внешней кромке пластины (для стальных
пластин не менее 7—7,5 м/сен). Чем выше
давление нагнетания, тем больше сближаются
пределы регулирования производительности
изменением числа оборотов. Допускаемый
нижний предел числа оборотов в компрес-
сорах низкого давления составляет 0,6 нор-
мального при условии, что изменение числа
оборотов привода может быть выполнено
достаточно экономично и без нарушения необ-
ходимой равномерности хода.
-. подача
Отношение ^ падает
потребляемая мощность
с понижением числа оборотов, причём в малых
машинах это сказывается в большей степени.
Для оценки работы компрессора при перемен-
ном числе оборотов рекомендуется [4] поль-
зоваться данными фиг. 22.
Наиболее распространённым способом регу-
лирования производительности компрессора
50 60 70 80 SO 100%
Изменение число оборотов
Фиг. 22. Производительность (кривые а, Ь, с), мощность
(d, e, /) и удельный расход энергии (g, h, i) в процентах
от нормальных в зависимости от противодавления и
числа оборотов [4]: a, d, g—противодавление 1 ата;
b, e, h — противодавление 2 ати; с, /, » — противода-
вление 3 ата.
является периодический при постоянном числе
оборотов перевод его на холостой ход посред-
ством прекращения всасывания и одновремен-
ного соединения нагнетательного штуцера
со всасывающим трубопроводом или с атмо-
сферой (фиг. 23).
Индикаторные диаграммы для этого случая
показаны на фиг. 24 и 25.
Площадь диаграммы холостого хода зави-
сит от величины противодавления, для кото-
рого предназначен компрессор, или, точнее,
от угла а на стороне сжатия. Чем этот угол
меньше, тем площадь диаграммы холостого
хода больше (фиг. 26) и тем менее экономи-
чен такой способ регулирования производи-
тельности. При давлении нагнетания ниже 2 ата
иногда на стороне сжатия ставят клапаны
(фиг. 27) и угол сжатия делают большим, чем
это требуется по уравнению A3) при нормаль-
ной работе. Клапаны в периоды перевода на
холостой ход бездействуют, благодаря чему
площадь диаграммы холостого хода умень-

ГЛ. XI]
РЕГУЛИРОВАНИЕ ПРОИЗВОДИТЕЛЬНОСТИ КОМПРЕССОРОВ
555
шается и экономичность регулирования повы-
шается. Однако такие устройства в практике
применяются редко.
Пример конструкции регулирующего вен-
тиля представлен на фиг. 28. Можно (только
для стационарных установок) усилие пружин
заменять весом шаров (фиг. 29).
Если компрессор сжимает не воздух, а газ,
потеря которого в атмосферу нежелательна,
то газ из нагнетательной линии перепускается
Фиг. 23. Регулирование производительности компрессора,
переводимого на холостой ход: 1 —регулирующий вен-
тиль на всасывании; 2 — всасывающий трубопровод;
3 — нагнетательный штуцер; 4 — пластинчатый компрес-
сор» 5 — разгрузочный трубопровод; 6 — нагнетательный
трубопровод; 7 — обратный клапан; 8 — ресивер; 9 — ре-
гулятор давления в ресивере.
в газохранилище; при этом может понадо-
биться установка газоохладителя на трубке 5
(фиг. 23).
Если компрессор сжимает газ, не допу-
скающий примеси воздуха, то рассматривае-
Фиг. 24. Индикаторные диаграммы рабочего (а) и холо-
стого хода (Ь) одноступенчатого компрессора при регу-
лировании его переводом на холостой ход (углы рас-
пределения жёстко фиксированы для определённого
противодавления) [4].
мая система регулирования из-за возникающего
периодически внутри компрессора вакуума и
возможных подсосов неприемлема.
Фиг. 25. Индикаторные диаграммы рабочего (а) и холо-
стого (р) хода двухступенчатого компрессора при регу-
лировании его переводом на холостой ход.
Для пластинчатых компрессоров, сжимаю-
щих газ до 2 ати, экономичной системой
регулирования является периодическая холо-
стая работа компрессора при постоянном числе
оборотов, осуществляемая принудительным
соединением нагнетательного штуцера со вса-
сывающим (фиг. 30) [4]. Повышение эконо-
мичности такого способа регулирования по
сравнению с обыкновенной системой байпаса
достигается устройством клапанов на линии
сжатия. Характер получаемых при этом инди-
каторных диаграмм показан на фиг. 31 и 32.
При двухступенча- о
обе <°
том сжатии
ступени разгружа-
ются параллельно.
При этом отно-
шение работы хо-
лостого хода к нор-
мально затрачи-
ваемой компрессо-
ром работе зави-
сит от качества на-
гнетательных кла-
панов (фиг. 33).
Рассмотренная
система регулиро-
вания должна пред-
почитаться при на-
гнетании горючих
или иных не тер-
пящих примеси
JO
20
а
Ьати
Противодавление
Фиг. 26. Отношение работы
холостого хода (Nx) при регу-
лировании переводом на холо-
стой ход к работе при полной
нагрузке NH в зависимости от
противодавления [4]: а — для
одноступенчатого пластинча-
того компрессора; Ь — для
двухступенчатого пластинча-
того компрессора,
воздуха газов.
Регулирование компрессоров малой произ-
водительности, приводимых в движение
короткозамкнутыми электродвигателями, часто
выполняется периодическим выключением и
включением электродвигателя, осуществляе-
мыми автоматически в зависимости от давле-
ния в ресивере. Регулирование производитель-
ности периодическими выключениями электро-
двигателя становится выгодным при низких
ата 2.1 О
Давление
Фиг. 27. Принцип устройства нагнетательных клапанов (о)
и отвечающие этому индикаторные диаграммы: Ь — ра-
бочего хода, с — холостого хода [4].
давлениях нагнетания, при относительно дли-
тельных перерывах в потреблении сжатого
воздуха (или газа) и при необходимости сохра-
нения высокого costp в сетях.
Для регулирования производительности
крупных машин иногда применяется комбини-
рованная система регулирования, в которой
совмещены: регулирование периодическим
переводом на холостой ход и регулирование
периодическим выключением двигателя. При
этом могут быть два случая: первый — пере-
ключение с одного вида регулирования (пере-
водом на холостой ход) на другой (периоди-
ческим выключением электродвигателя) про-
изводится произвольно машинистом компрес-
сора, и второй — указанное переключение
осуществляется автоматически. На фиг. 34
представлен пример второго случая [4].

556
РОТАЦИОННЫЕ ПЛАСТИНЧАТЫЕ КОМПРЕССОРЫ
(РАЗД. IV
Из ресивера
L
1
\
>
1
11 1
От патрубка
нагнет, трубо-
провода
Фиг. 28. Регулятор производитель-
ности [регулирующий вентиль (см. на
фиг. 23) конструктивно объединён
с регулятором давления 9].
От патрубка
нп. трубо-
провода
Фиг. 29. Регулятор производитель-
ности {регулирующий вентиль (см. на
фиг. 23) конструктивно объединён с
грузоным (шары ) регулятором давле-
ния].
777777777777777777777.
'777777/А(,
7777777777/.
ъ-~-
1
_
К,
Фиг. 30. Система регулирования компрессора соедине^
нием нагнетательного штуцера с всасывающим: 1—на-
гнетательный трубопровод; 2—нагнетательный штуцер
компрессора; 3 — регулирующий вентиль; 4— компрес-
сор; 5 — нагнетательные клапаны; б—обратный клапан;
7 — всасывающий трубопровод; 8—ресивер; 9 — ре-
гулятор давления.
Фиг. 32. Индикаторные диаграммы ра-
бочего (а) и холостого (Ь) хода двух-
ступенчато! о компрессора.
Фиг. 31. Индикаторные диаграммы рабочего (а)
и холостого (Ь) хода одноступенчатого ком-
прессора, регулируемого соединением нагне-
тательного штуцера с всасывающим (фиг. 30).
ьо
го
0 ' i 2 3 U 5 6 ати
Противодавление
Фиг. 33. Отношение работы холостого хода Nx к работе
рабочего хода N при регулировании соединением на-
гнетательного штуцера с всасывающим (фиг. 30):
а — для одноступенчатых; b — для двухступенчатых
пластинчатых компрессоров.
1
I
а
1
1
S
1
1
S
ь
ш
I
ш
ш
тПтт
11111

ГЛ. XI]
РЕГУЛИРОВАНИЕ ПРОИЗВОДИТЕЛЬНОСТИ КОМПРЕССОРОВ
557
График работы компрессора, оборудован-
ного такой системой регулирования, дан на
фиг. 35.
Каждая из систем регулирования произво-
дительности обладает наибольшей экономич-
ностью лишь для определённых режимов
потребления сжатого газа (или воздуха). По-
этому при выборе системы регулирования
необходимо знать предпола-
гаемый режим работы, ком-
прессора. Выбор системы
основывается на определе-
Большинство систем регулирования функ-
ционирует в зависимости от давления в реси-
вере, играющего в установках пластинчатых
компрессоров (где отсутствуют пульсации)
роль аккумулятора.
Объём ресивера Vрс в случае одного ком-
прессора определяется по следующей фор-
муле [4]
_ QeTnmPo
D3)
Фиг. 34. Автоматическое включение и выключение холостого хода в
комбинации с действием регулятора давления: / — пластинчатый ком-
прессор; 2—пневматический электропереключатель; 3—вентиль, за-
крывающий охлаждающую воду; 4 — грязеуловитель на трубопро-
воде охлаждающей воды; 5 — вентиль, регулирующий количество охла-
ждающей воды; 6 — вентиль охлаждающей воды, регулируемый электро-
магнитом; 7 — предохранительный переключатель охлаждающей воды;
<? —дроссельный вентиль на трубопроводе охлаждающей воды; 9 — раз-
грузочный (регулирующий) вентиль компрессора; 10 — разгрузочный
трубопровод; 11 — обратный клапан; 12 — пневматический регулятор да-
вления (шаровой); 13 — ресивер с распределительным трубопроводом 19\
14 — электромагнитный трёхходовой вентиль; 15—реле; 16 — прибор
для ограничения времени холостого хода при регулировании переходом
на холостой ход; 17— прибор для ограничения времени рабочего хода
при регулировании автоматическим выключением; 18 — вспомогатель-
ный ручной переключатель.
где Qe — производительность компрессора
в м?/час, Тпт—абсолютная температура сжа-
того воздуха (или газа) у потреби-
теля в "К; Pq — давление всасыва-
ния в кг/м2; То — абсолютная тем-
пература всасываемого газа в °К;
z—число включений регулиро-
вания в течение часа; Pmax —
— -^)min= ДР — допускаемые ма-
ксимальные и минимальные давле-
ния в ресивере в кг/м*.
Обычно при широко развитых
сетях потребления принимают
Т 7"
' пт — ' О
Допускаемая
ний Р„„ — Р
19
разность давле-
юах ~ pmin определяется
условиями эксплоатации: чем эта
разность больше, тем больше рас-
ход энергии; чем она меньше, тем
больше объём (и стоимость) ре-
сивера. Всё же следует стре-
миться к тому, чтобы Р.
— Р
к тому,
"min бь1Л0 П0
шах
ВОЗМОЖНОСТИ
нии расхода энергии за данный промежуток
времени (например, за сутки) с помощью
графиков, аналогичных представленным, на
фиг. 35,
В крупных компрессорных станциях, где
установлено несколько машин, при сильно
колеблющейся общей нагрузке целесообразно
Фиг. 35. Комбинированное регулирование автоматическим
включением и выключением холостого хо^а и действием
регулятора давления (фиг. 34): а — производительность
при полной нагрузке; Ъ — кривая расхода сжатого воздуха;
с— давление; d — расход мощности при полной нагрузке;
е — расход мощности при холостом ходе.
разделять машины на две группы: одну, рабо-
тающую непрерывно с равномерной нагруз-
кой, и другую, работающую с перерывами —
в период „пиков". Системы регулирования
машин обеих групп будут различны. Следует
стремиться, чтобы мощности и конструкции
машин были всё же одинаковы.
малым.
Число включений z не должно
превышать [4): 6Э в час — при ре-
гулировании переводом на холо-
стой ход; 30 в час — при автоматическом
пуске электродвигателя и переключением со
звезды на треугольник; 15 в час — при авто-
матическом пуске электродвигателя с реоста-
том сопротивления.
Уравнение D3) предусматривает наиболее
неблагоприятный случай, когда потребление
сжатого газа (или воздуха) колеблется в пре-
а_ делах от 50 до 100% производительности ком-
прессора. Если эти пределы ^же, то объём
ресивера можно брать меньшим, чем по урав-
нению D3).
С помощью фиг. 36 можно определять
число включений г при установившемся сред-
нем потреблении сжатого газа Qp при наличии
ресивера, объём которого подсчитан по фор-
муле D3) для случая колебания расхода газа
в пределах от 50 до 100%.
При этом от частоты включений будет
зависеть длительность „периода регулирова-
ния" (цикла), т. е. суммарное время одного
периода рабочего и одного периода холостого
хода (или временного выключения) (фиг. 37).
Графики фиг. 36 и 37 могут служить для
построения графиков типа фиг. 35 и, следо-
вательно, для решения вопросов экономич-
ности регулирования.
При комбинированной системе регулиро-
вания необходимый объём ресивера опреде-
ляется для каждой системы регулирования
отдельно, причём к выполнению принимается
больший из полученных.

558
РОТАЦИОННЫЕ ПЛАСТИНЧАТЫЕ КОМПРЕССОРЫ
[РАЗД. IV
Если потребление газа не падает ниже 80%
производительности компрессора, то объём
ресивера при г = 50 может
(точка А на фиг. 36)
р
быть выполнен
50—32
меньше на —g^—100=
=36%, чей для случая, когда нагрузка ко-
леблется от 50 до 100% [уравнение D3)].
во
60
го
о
точного давления (pmin),которое насос способен
поддерживать при плотно закрытом всасываю-
щем штуцере [4]. Можно принимать [6j:
рт[а = а — для вакуум-насосов без уравни-
тельного канала и pmin=a? — для вакуум-
насосов с уравнительным каналом, где а — ве-
N
л
/
Чае
/0
80
SO
20
V
\
— —
ю го зо ьо so г
Число включений 6 we
Фнг. 36. Изменение числа включений г в зависимости
от отношения расхода сжатого воздуха
производительности компрессора (Qg)-
(Q ) к полной
Если в компрессорной станции установлено
несколько машин, то в соответствии с их
числом объём ресивера может бытьуменьшен.
Так, при двух машинах одинаковой произво-
дительности ресивер может быть взят в 2 раза
меньшим, чем в слу-
чае одной машины,
нри трёх — в 3 раза
меньшим. При маши-
нах различной произ-
водительности (напри-
мер, Ve и 2/з) ресивер
-, может быть уменьшен
на одну треть и т. д.
(фиг. 38).
ПЛАСТИНЧАТЫЕ
ВАКУУМ-НАСОСЫ
Производитель-
ность пластинчатых
вакуум-насосов ме-
няется с изменением
глубины создаваемого
разрежения, подчиня-
ясь влиянию: а) удель-
ного объёма всасы-
ваемого газа; б) мёрт-
вого пространства;
в) утечек. Влияние
двух последних фак-
торов, как и в ком-
прессорах, опреде-
ляется коэфициентом
подачи, причём могут
быть два основных
случая: когда имеется
уравнительный канал
(фиг. 39) и когда та-
кового нет.
Принято закон из-
менения производи-
тельности пластинча-
того вакуум-насоса
строить в зависимости
от предельного оста-
0 50 /00 150 200 250 300 350 U00 ?50 %
Фиг. 37. Отношения длительности .периода регулирова-
ния" (кривая а) и холостого хода (кривая Ь) к длитель-
ности наиболее короткого „периода регулирования"
в процентах в зависимости от отношения расхода сжа-
того воздуха к полной производительности ком-
прессора QpjQe-
личина мёртвого пространства в долях описы-
ваемого объёма (рт\п — в кг/см2).
В хорошо выполненных пластинчатых одно-
ступенчатых вакуум-насосах величина рт[п
достигает 500—400 кг/м2 (вакуум 95—96%),
в двухступенчатых 150—1U0 кг/м% (вакуум
98,5—99%). Обычно крупные машины позво-
ляют осуществлять Pmia меньшим, чем малые,
100 100001
Фиг. 38. Номограмма для определения объёма ресивера: г —частота включений (число
включений в час); Ьр — разность максимального и минимально! о давлений в ресивере;
b.t — разность температур газа у потребителя и во всасывающем трубопроводе;
?-отношение мощности наибольшего регулируемого компрессора к общей установлен-
ной мощности станции. . -

ГЛ. XI]
РЕГУЛИРОВАНИЕ ПРОИЗВОДИТЕЛЬНОСТИ КОМПРЕССОРОВ
559
Вакуум-насос может предназначаться:
1) для длительного (или непрерывного) под-
держания вакуума определённой постоянной
глубины; в этом случае необходимый для
тельности вакуум-насоса по формуле C9)
пользоваться условным .средним" коэфициен-
том подачи [4]:
D5)
где величину X определяют с помощью фиг. 40
в соответствии с величиной разрежения в со-
суде и с максимально осуществимым вакуумом
при плотно закрытом всасывающем штуцере.
Практика показывает, что для пластинча-
тых вакуум-насосов может приниматься за-
висимость
Фиг. 39. Схема пластинчатого вакуум-насоса с уравни-
тельным каналом I.
расчёта вакуум-насоса коэфициент подачи
определяется непосредственно из фиг. 40;
2) для поддержания в течение определённых
более или менее длительных периодов вре-
мени вакуума (разрежения) различной глубины;
?_ ^ Р—Ртпт
Р 'Р'—Рт\п
D6)
% -
90 -
.•
•8 60 ~
6 j0
§ w ¦
в- 'in
в ,
/
1
у
{
1 1
III
ill
I ,
11
1/
11//
If/
11/
'/1/
1!
/I
/
/
/
I
/
/
/
/
/
/
/
/
1
Л
'/
\fr
, •
i
\
<s
V
\
V59%
\98%
\97%
\96%
llpe
1
дельный Oaky
при Qe=0}
1
a
=
4
i
0,2
0,3 0,4 0,5 0,6 0,7
Разрешение у всасывающего штуцера
Фиг. 40. Коэфициенты подачи пластинчатых вакуум-насосов.
в этом случае при наличии самодействующих
клапанов на стороне сжатия коэфициент по-
дачи также определяется с помощью диаграмм
фиг. 40; в насосах без клапанов на стороне
сжатия расчёт наивыгоднейшего распределе-
ния производят исходя из длительности перио-
дов, в течение которых поддерживается вакуум
той или иной величины и затрачиваемой ра-
боты; наивыгоднейшему решению соответ-
ствует минимальный расход энергии за опре-
делённый цикл работы вакуум-насосов; 3) для
создания вакуума в сосуде, после чего насос
выключается.
Между объёмом сосуда, в котором со-
здаётся вакуум (V в мв), конечным давлением
в нём (р в ата), временем, в течение которого
вакуум должен быть создан (t в мин.), и дей-
ствительной производительностью вакуум-на-
соса (Qg в m^jmuh) существует зависимость
V ' ' ч D4)
где Qe — искомая производительность вакуум-
насоса (в м^\час) при абсолютном давлении р
в kzjcm2; Qe— известная действительная про-
изводительность пластинчатого вакуум-насоса
в мЦчас при абсолютном давлении р' в кг/см2;
pm-ltl — абсолютно^ давление
в кг/см2, при котором про-
изводительность вакуум-на-
соса равна нулю (опреде-
ляется испытанием насоса
при плотно закрытом вса-
сывающем штуцере).
Поэтому пластинчатый
вакуум-насос может счи-
таться охарактеризованным
лишь в том случае, если
применительно к нему из-
вестны Q'e, p' и ртЫ. Эти
величины даются в катало-
гах заводов.
Потребляемая пластинча-
тым вакуум-насосом мощ-
0,9 ата i ность подсчитывается по
формулам A6), A7) и A8).
Наибольшая экономичность,
тсак и для компрессоров,
будет достигнута при правильно выбранном
угле перекрытия на стороне сжатия.
Если угол сжатия фиксирован (т. е. само-
действующие клапаны отсутствуют), то в пе-
0,8
Фиг. 41. Изменение характера индикаторной диаграммы
вакуум-насоса с понижением давления всасывания.
применимая, однако, только при условии по-
стоянства объёмного коэфициента, что может
приниматься лишь для случаев очень неглу-
боких разрежений.
Уравнением D4) можно пользоваться и
в этом случае, если при расчёте производи-
риоды пуска вакуум-насоса или в случаях,
когда от насоса требуется лишь достижение
определённой величины вакуума, величина
потребляемой мощности может оказаться
большей, чем это определяется условиями
наиболее экономичной работы насоса. Оче-

560
РОТАЦИОННЫЕ ПЛАСТИНЧАТЫЕ КОМПРЕССОРЫ
[РАЗД. IV
видно, что для выбора мощности привода
последней руководствоваться нельзя.
При пуске вакуум-насоса /?У-диаграмма
приобретает нормальный вид лишь постепенно
(фиг. 41).
Давление всасывания р0, при котором рас-
ход мощности будет максимальным, опреде-
ляется с помощью уравнения D7)
/
{П—1)рн
1 -}- COS а
1 -j- COS a
. D7)
где п — показатель политропы сжатия; рн — да-
вление нагнетания; рт-т — минимальное оста-
точное давление; а — угол сжатия.
Наивыгоднейшей величиной а будет та,
при которой расход энергии для привода
вакуум-насоса в течение заданного периода
времени будет минимальным. Для этой цели
полезно строить графики расхода энергии
в зависимости от разрежения при различных
значениях жёстко фиксированного (т. е. без
самодействующих клапанов) угла сжатия а.
При этом в уравнение A7) вводится выра-
жение Qe из уравнения D6), а отношение
Рн
— определяется из уравнения
Рн = ( 2 \"
Ро V 1 + COS a / *
Значения No по уравнению A7) подсчиты-
ваются для разных значений р0. Такие расчёты
позволяют выбрать угол а наивыгоднейшим
для заданных условий работы вакуум-насоса.
ЛИТЕРАТУРА И ИСТОЧНИКИ
3. Гиршберг Н. М., Воздушные насосы для двига-
телей внутреннего сгорания, ГНТИ Украины, 1936.
2. Ильичев А. С, Рудничные пневматические уста-
новки, 2-е изд., Издательство нефтяной и горно-то-
пливной литературы, 1939.
3. В a u m H., Theorie umlaufender Kompessoren und
Vakuumpumpen der Vielzellenbauart, ,Zd VDI, № 22,
1932.
4. Lackmann M., Gr6ssenbestimmung rotierender Va-
kuumpumpen der VielzelJenbauart .Die Chemische Fab-
rick" № 33, 1929; Fortschritte in der gestaltung von um-
laufender Verdichtern, Zd VDI № 27, 1932; Regelung
von Drehkolbenverdichtern der Vielzellenbauart, Zd VDI,
№ 24, 1940.
5. S t e 11 e r A., Leibtungwerluste im Drehkolbenverdich-
ter, Zd VDI, № 50, 1932.

Глава XII
ЦЕНТРОБЕЖНЫЕ КОМПРЕССОРЫ
Машины для повышения давления различ-
ных газов или воздуха, основанные на принципе
использования центробежной силы частиц
газа, развивающейся при вращении рабочих
колёс, называются центробежными
компрессорами.
В зависимости от создаваемого давления
центробежные компрессоры делятся на:
а) вентиляторы, если создаваемый напор
(разность давлений за машиной и перед ней)
не превышает 1000 мм вод. ст.; б) турбо-
воздуходувки или турбогазодувки,
если разность давлений лежит в пределах
от 0,1 до 2—3 кг/см2 при атмосферном давле-
нии всасывания и нет охлаждения сжимаемого
воздуха или газа; в) т у рб о. компресс о-
р ы, если имеется охлаждение сжимаемого
воздуха или газа.
В случае применения центробежных ком-
прессоров для создания разрежения (вакуума)
их обычно называют турбоэксгаусте-
р а м и.
ЦЕНТРОБЕЖНЫЕ ВЕНТИЛЯТОРЫ
Напор, создаваемый вентилятором. Пол-
ный напор, создаваемый вентилятором, равен
сумме статического и динамического напо-
ров
A)
Повышение полного напора происходит в
рабочем колесе и после него напор более не
увеличивается.
Из рабочего колеса газ попадает в кожух
или непосредственно в атмосферу.
Кожух даёт выходящей струе определён-
ное направление и преобразует значитель-
ную часть динамического напора в стати-
ческий.
Несмотря на то, что подобное преобразова-
ние происходит с большими потерями, к. п. д.
рабочего колеса с кожухом обычно выше,
чем колеса без кожуха.
Сообщаемый газу* полный напор является
разностью полных напоров за вентилятором
* В дальнейшем изложении под газом понимается
также и воздух.
36 Том 12
и перед ним и определяется с помощью фор-
мул:
Рг - Pi ~ —
Ндин =
Н=(Р2-
B)
и2; C)
- р кг!ч\ D)
где рх и р2 — давления газа при входе в вен-
тилятор и при выходе из него в кг/ «2; г,
и Съ — скорости газа при входе в вен-
тилятор и при выходе из него в м/сек', р =
= — плотность газа в кгсек^/мК
g
Энергия, сообщаемая колесом 1 кг газа
в секунду, определяется на основании закона
моментов количества движения.
Момент внешних сил равен изменению
момента количества движения газа, протекаю-
щего через колесо в секунду (фиг. 1),
М = — (с2а Я 2 —
кгмеек/кг. E)
Отсюда работа внешних сил в секунду
L = М<а = — («2 с2и — Щ cia) кгм/кг, (б)
где щ и м2 — окружные скорости на входе
и выходе из колеса; с1и и с2и — проекции
абсолютных скоростей газа на направление
окружной скорости и в м/сек; со — угловая
скорость колеса (сек ).
Это выражение, лежащее в основе расчёта
всех турбомашин (центробежных компрес-
соров, центробежных насосоз и т. д.), носит
название уравнения Эйлера.
Создаваемый напор равен работе внешних
сил
1 = НТоо = ~оГ
Тоо
— Щ Cltt)
G)
где НТоо — полный теоретический напор при
бесконечном числе лопаток в метрах газового

562
ЦЕНТРОБЕЖНЫЕ КОМПРЕССОРЫ
|РАЗД. IV
столба, не зависящий от удельного веса газа.
Из фиг. 1:
= с\ + «2 ~~
где о»! и о>2 — относительные скорости газа по
лопатке рабочего колеса в MJcen, следова-
тельно
причём cos pa равен нулю при лопатках ра-
диальных и оканчивающихся радиально и от-
рицателен при лопатках, загнутых вперёд.
С увеличением угла &2 растёт развиваемый
колесом теоретический напор при неизменной
скорости и2-
При конечном числе лопаток теоретиче-
ский напор меньше, чем при бесконечном
их числе:
w\
нт =
.5 М,
A0)
2g
м. (8)
где а — коэфициент, учитызающий конечное
число лопаток.
Действительный напор,, развивае-
мый вентилятором при работе на определён-
ную сеть при постоянном числе оборотов, при-
нято измерять в мм вод. ст. или в кг1м2:
г = р а <ря т]г и\ = р ф и] кг(м\ A1)
Фиг. 1. Скорости газа на входе и выходе.
При радиальном входе в колесо (clu=0)
1
Г7т-Оо = U2 C2ц ¦**•
g
Рабочие колёса выполняются с лопатками
различной формы, из которых главнейшие
(фиг. 2): радиальные (а); оканчивающиеся ра-
где \г— гидравлический к. п. д.; р — плотность
газа в кгсек21м*\ ср2 = —^—коэфициент закру-

чивания потока на выходе из колеса; <\> =
= а?2 х\г — коэфициент напора.
Для приближённых расчётов принимают сле-
дующие значения коэфициента напора: •} =0,8—
1,1 при лопатках, загнутых вперёд; 0,6—
0,8 при лопатках, оканчивающихся радиально;
0,5—0,7 при лопатках, загнутых назад.
Коэфициент закручивания <р2 больше еди-
ницы для лопаток, загнутых вперёд, и меньше
единицы для лопаток, загнутых назад.
Действительный напор равен арифметиче-
ской сумме полного избыточного давления
(статического и динамического напоров) на
нагнетании и полного разрежения на всасы-
вании. Таким образом, действительный напор
Q ~~ ~0
Фиг. 2. Форма лопаток рабочих колес вентиляторов.
диально (б); загнутые вперёд (в); загнутые
назад (г).
Из параллелограма скоростей (фиг. 1) и
уравнения Эйлера видно, что форма лопатки
влияет на величину теоретического напора
» ^ii/l-i^cosB^ м. (9)
может использоваться для создания как избы-
точного давления, так и разрежения (эксгау-
стеры).
Характеристики. Если центробежный вен-
тилятор работает с постоянным числом обо
ротов, то при увеличении сопротивления сети
(например, при постепенном уменьшении вы-
ходного сечения задвижкой) производитель-

ГЛ. XII]
ЦЕНТРОБЕЖНЫЕ ВЕНТИЛЯТОРЫ
563
ность его падает, а развиваемый напор уве-
личивается.
Одновременно с изменением производи-
тельности и напора изменяются потребляемая
вентилятором мощность и его полный к. п. д. т,.
Совокупность кривых, определяющих зави-
симость Н, N и т) от Q в прямоугольных ко-
ординатах, составляет характеристику
вентилятора при числе оборотов п.
Зависимость Q — Н вентилятора, работаю-
щего без потерь, имеет вид прямой (фиг. 2
и 3). Потери напора вследствие конечного
числа лопаток и трения, а также вследствие
удара при входе искривляют характеристику.
Характеристика действительного вентилятора
приведена на фиг. 4.
Зависимость сопротивления сети от рас-
хода газа выражается кривой (обычно пара-
болой) сопротивлений, пересекающей харак-
теристическую кривую Q—Н в рабочей точке Е
(фиг. 4).
Сопротивление сети, соответствующее за-
кону параболы, проходящей через начало
координат, можно себе представить как со-
противление истечению через „эквивалентное*
отверстие или сопло при протекании через
него того же количества газа.
Сечение эквивалентного отверстия
А= -^
A2)
где а—коэфициент истечения.
Сечение эквивалентного сопла при а = 1
~QV
2Я
A3)
О параллельной и последовательной ра-
боте нескольких вентиляторов на общую сеть
см. [8, 17].
Законы пропорциональности параме-
тров Если вентилятор работает на сеть, со-
противление которой изменяется по закону
параболы (сопротивление истечению через
эквивалентное отверстие), то при изменении
числа оборотов к. п. д. г,г = — и г, = g
меняются незначительно.
В этом случае работа вентилятора проте-
кает на одном и том же режиме, т. е. при
неизменных углах сц и а2 (фиг. 1) в соответ-
ствии со следующими соотношениями:
соотношение производительностей Q' и Q"
при числах оборотов л' и п"
QL
A4)
где са и са — скорости в выходном патрубке
вентилятора, соответствующие числам оборо-
тов п' и п" в Mjcen;
соотношение напоров
дан
Я'
J П51
соотношение мощностей
N' _ Q'H' _(п'У
N" ~~ Q" Н" ~ (и"K
A6)
Влияние удельного веса газа. Напор
вентилятора, измеряемый в метрах газового
столба, не зависит от удельного веса переме-
щаемого газа.
Напор, измеряемый в миллиметрах водя-
ного столба, пропорционален удельному весу
газа. При напорах
до 500 мм вод. ст.
изменением удель-
ного веса при про-
ходе газа через
колесо пренебре-
гают. При напорах
свыше этой вели-
чины следует в рас-
чётах удельный
вес газа принимать
равным среднему
арифметическому ГПТТТП Уменьшение напора вследствие
у ^ J IIIUIII конечного числа лопаток
удельных весов на ^^
j Внутренние потери на.
трение
входе в колесо и
на выходе из него.
Подобие вен-
тиляторов. Гео-
метрически подоб-
ные вентиляторы
(вентиляторы одной серии) обладают одинако-
вой формой характеристических кривых. По-
этому характеристика, снятая для одного вен-
Х////Х Потери на удао
Фиг. 3. Характеристика QH
и потери напора в колесе.
Фиг. 4. Характеристика действительного вентилятора.
тилятора, может быть пересчитана для любого
геометрически ему подобного.
Обозначим отношение линейных размеров
двух подобных между собой вентиляторов че-
РСЗ '* . ,
lR D2 Й7
Если оба вентилятора работают на одном
режиме (подобие параллелограмов скоро-
стей), то значения ч\г и п для них будут оди-
наковыми и
t2) ~\щ) *
дин
щ
где Fa — сечение нагнетательного патрубка
вентилятора.

564
ЦЕНТРОБЕЖНЫЕ КОМПРЕССОРЫ
(РАЗД. IV
Кроме того,
соотношение производительностей
Q' caFa
сботношение напоров
f_ _ (^2иГ __ .2
Н' (И2с2и)' R
соотношение мощностей
AT
N'
A7)
A8)
A9)
При rt^const, обозначая — = /„, имеем:
соотношение производительностей
Q>~lRln> VV)
соотношение напоров
— — /2 i1
Н> — ч? *а
соотношение мощностей
B1)
B2)
Пользуясь подобием вентиляторов, можно
строить типовые характеристики, отклады-
вая по осп абсцисс скорость са, а по оси
ординат Нст.
На фиг. 5 показана типовая характеристика
центробежных вентиляторов „Сирокко". Кри-
вые постоянного к. п. д. отнесены к статиче-
QHcm „
скому к. п. д. т)ст = 1(т<2дг • Исходя из необ-
ходимого Нст, по величине желательного зна-
Ю
15 20 25 30
г. 5. Характеристика серии вентиляторов „Сирокко*.
чения ricm находят с помощью типовой харак-
теристики величину скорости са на выходе
из кожуха вентилятора. Если производитель-
ность вентилятора задана, то по величине са
определяют размер выходного сечения венти-
лятора, т. е. номер необходимой машины из
серии.
Безразмерные характеристики. Для по-
строения безразмерных характеристик поль-
зуются следующими параметрами.
Характеристики Рато.
Коэфициент подачи
8 =
Q
B3)
где k = 1 при одностороннем всасывании;
k = 2 при двухстороннем всасывании.
Коэфициент напора
Н 3600g
пЮ:
B4)
Характеристиками Рато широко пользуются
в горном деле.
Характеристики Грамберга.
Коэфициент подачи
и2 Fau2
А
nti
,3 *
B5)
D,
где — постоянная для данной серии венти-
ляторов.
Коэфициент напора
и
о-
B6)
'minuonmumax
Коэфициенты напора по Рато и Грамбергу
совпадают, а коэфициенты подачи отличаются
на постоянную величину.
Подбор вентилятора по безразмерной ха-
рактеристике производится следующим обра-
зом (применитель-
но к характеристи-
кам Рато).
По характери-
стике серии (фиг.
6) и по заданным
предельным значе-
ниям К. П. Д. Vlma*
определяют преде-
лы 8тах и 8miD и с0"
ответствующие им
значения и. *ИГ- 6- Построение безразмер-
ДЛЯ требуемых Н0Й характеристики вентилятора.
производительно-
сти Q и напора Н определяют размеры ко-
леса /?2 и окружную скорость и2 по уравне-
ниям:
Q = Z
Значения коэфициента Ч (по Грамбергу),
соответствующие максимальным к. п. д. различ-
ных центробежных вентиляторов, лежат в уз-
ких пределах (? = 0,4-г0.6).
Все приведённые выше формулы построены
исходя из предположения, что к. п. д. венти-
ляторов, работающих на одном и том же ре-
жиме, одинаковы.

ГЛ. XII)
ЦЕНТРОБЕЖНЫЕ ВЕНТИЛЯТОРЫ
565
В действительности же потери от трения
в вентиляторах обратно пропорциональны
(приближённо) корню четвёртой степени кри-
терия Рейнольдса, подсчитываемого по фор-
муле
Re =
nD\
B7)
где
— кинематическая вязкость газа в м^/сек.
Re"
Введение поправки в пределах -=—г < 2 не-
Ке
целесообразно из-за ее незначительности
и малой точности приближения [8].
Потребляемая вентилятором мощность
и его коэфициенты полезного действия.
Потребляемая вентилятором мощность
QH
1021)
кет,
где fi0 = 5 -г-15; Ьг — ширина колеса на выходе;
D2 — наружный диаметр колеса (см. фиг. 7).
Большие значения % соответствуют отрыву
потока от диска и неполному использованию
ширины колеса на выходе.
Для конических колёс р0 меньше, чем для
цилиндрических.
Потери через зазор
102
кет,
C3)
где Q.3O3 — количество газа, протекающего
через зазор, в м*/сек.
Определение размеров рабочего колеса.
1. Диаметр входного отвер-
стия Dq (фиг. 7) определяется по формуле
Д, = C -f- 4)
C4)
где Q — производительность в м^сек; Н — на-
пор в кг/л*2; Y] — полный к. п. д. вентилятора,
состоящий из частных коэфициентов:
а) гидравлический или
манометрический к. п. д.
__ н _ н
Ъ — ТП. — 'нХТн' С28)
В случае стеснения входного отверстия
втулкой или валом
где ДА/ — потери напора внутри машины;
б) к. п. д. гидравлического тре-
ния
'чпр
N- AN,
где N — действительная мощность на муфте
(шкиве) мотора;
ANMex — мощность, потерянная в подшип-
никах и приводе;
No—мощность, потерянная на трение дис-
ков и вследствие утечек через зазоры;
в) механический к. п. д.
дм
*^l * йог
-*&- C0)
(riM потерь на трение дисков не учитывает).
т1г обычно равен 0,7 — 0,85 для лопаток, за-
гнутых назад; 0,6—0,75 для лопаток, загнутых
вперёд; rltJjp = 0,75-0,9; t\M = 0,95—0,99.
Полный к. п. д. т, = у\г^трг\м и 0,4 -^-0,75 и
лишь в исключительных случаях он выходит
за эти пределы.
Потери в центробежном вентиляторе.
Гидравлические потери в колесе,
направляющем аппарате и кожухе учитываются
гидравлическим к. п. д. т]г.
Механические потери в подшипни-
ках пропорциональны числу оборотов.
Потери на трение дисков о среду
определяются по формуле Стодола
тр —
/3 v
2 Ъ
где ii = 5-bi3 для гладких дисков.
На основании работ ЦАГИ
, Ь,
C1)
C2)
QceK ,
ГГ~\ч ..о I
3,25
м.
C5)
где cfj — коэфициент, учитывающий предва-
рительное закручивание набегающей струи
силами вязкости (по данным ЦАГИ ^«0,35);
f% — коэфициент сужения струи на повороте,
зависящий от плав-
ности входной
кромки рабочего
колеса (р.О1 = 0,7
прл Du = Di,\la=
= 0,8 — 0,9 при на-
личии всасываю-
щего патрубка и
трубопровода с
D и Z)o).
2. Ширина ко-
леса на входе
A,1+1,25)^,10,
где f*0 — коэфи-
циент поджатия
струи при входе
во всасывающую
воронку колеса,
равный 0,7 — 1 в
зависимости от условий входа.
3. Диаметр колеса на входе газа
на лопатки Dx принимается из конструк-
тивных соображений равным (,),9~т-:,1) D{)m.
4. Скорость входа газа в колесо
Фиг. 7. Основные размеры
рабочего колеса.
О.сек
¦м jce к;
C6)
с0 лежит в пределах 15—30 м\сек.

566
ЦЕНТРОБЕЖНЫЕ КОМПРЕССОРЫ
[РАЗД. IV
5. Радиальная скорость газа на
входе (пр екция абсолютной скорости на
радиус см. фиг. 1)
Сгг= -fe-. C7)
где f*i — коэфициент, учитывающий сужение
сечения лопатками
= 1 - -V
tcD, sin
C8)
где г — число лопаток; Ъ — толщина лопатки
в м.
Значения \±х близки к 0,8—0,9.
6. Относительная скорость га-
за w\ должна быть малой, чтобы получались
минимальные потери в колесе, пропорцио-
w\
нальные p-s-J
-/
м/сек.
C9)
7. Угол притекания потока к ко-
лесу определяется с помощью уравнения
sin (Pi)лот —~^L-
8. Угол лопатки
(Ра)лол = (h)nom
D0)
D1)
где ао = 5 — 6е.
Угол лопатки берётся на 5—6° больше
угла потока для обеспечения положитель-
ного угла атаки при увеличении производи-
тельности на 15—2и°/0.
9. Окружная скорость ы2 может быть
определена с помощью уравнения A1)
-/?
MJ сек,
откуда
Я
м.
10. Для предварительного определения на-
ружного диаметра колеса можно пользо-
ваться формулой
D,
!~ п У р
м,
D2)
где k равно: для лопаток, загнутых назад, —
27—30, для радиальных лопаток — 21—25, для
лопаток, загнутых вперёд, — 19.
11. Радиальная скорость газа на
выходе:
где 62—ширина колеса на выходе в м; |л2 —
коэфициент, учитывающий сужение сечения
лвпатками, близкий к 0,85—0,9:
Zb
7tD2 sin
D4)
где г —- число лопаток; Ь — толщина лопатки
в м.
12. Угол потока (Зг)яо/л определяется из
зависимости
sin {$2)nom= -^-. D5)
Так как вероятность частичного заполне-
ния выходного сечения весьма велика, то сле-
дует с2г увеличивать на 10—15%.
Полученный угол потока соответствует
углу лопатки при z == оо,
13. Для учёта конечного числа лопаток
пользуются:
а) кривой Кухарского (фиг. 8), по-
строенной для Р2 « 90°;
б) формулой Пфлейдерера
sin
D6)
где т— 1,6 — 2;
в) формулой ЦАГИ
(cos
,-.e.=(cosp2)JIOB-^-,D7)
где при положительных углах атаки коэфи-
циент k равен; 2 — для лопаток, загнутых
о
0,9
0,8
0,7
0,6
0,5
0,4
0,3
0,2
0,1
О
^ ^
^ -
т —
~ — - "
2 3 4 5 6 8 1012 16 20 30 4050 70 90100
zsinfi2
Фиг. 8. Кривая Кухарского.
назад; 3 — для лопаток радиальных; 4 — для
лопаток, загнутых вперёд; при отрицательных
углах атаки коэфициенты k соответственно
равны 6—8; 8 и 6;
Ч>2 = — коэфициент закручивания потока
на выходе.
14 Числом лопаток задаются из кон-
структивных соображений. Следует выбирать
числа лопаток, у, обные для разметки: 2 =
= 4, 6, 8, 12, 16, 24, 32, 48.
Определение размеров кожуха. Для на-
правления потока и частичного превращения
скоростного напора, развиваемого центро-
бежным колесом, в статический применяется
кожух вентилятора, имеющий обычно форму
улитки или спирали (фиг. 9).
При построении спирального кожуха учиты-
вают:
а) постоянство циркуляции газа в кожухе
Г — 27ziicu - const, которая равна цирку-
ляции на выходе из колеса / 2/?

1. XII]
ЦЕНТРОБЕЖНЫЕ ВЕНТИЛЯТОРЫ
567
откуда следует
б) равномерность работы колеса
D8)
Кожухи других форм
Г* ГЬ
Qceu) R
R
dR.
E6)
Qe= 2* 6' D9)
где 6 — угол, определяющий расположение
сечения от начала улитки в радианах;
в) неразрывность потока газа
= \ b dRcu.
E0)
где Ь — ширина кожуха; Ro uRK — начальный
и конечный радиусы кожуха (фиг. 9).
Уравнения наиболее типичных очертаний
спиральных кожухов следующие.
Фиг. 9. Форма спирального
кожуха.
п„г
Фиг. 10. Кожух венти-
лятора с постоянной
шириной.
Кожух постоянной ширины Ь=
=• const (фиг. 10)
или
E1)
E2)
где Q' — расход газа на единицу ширины ко-
жуха.
Наружное очертание кожуха -логарифми-
ческая спираль.
Кожух с квадратными сече-
ниями b = RK — /?о (фиг. 11)
е = пГа- (Дк-КоIп§*-. E3)
, Кожух с круглыми сечениями
(фиг. 12)
*—dR E4)
)о- -г- • E5)
Кол<ух постоянной ширины обычно строится
по кривой архимедовой спирали, причём для
приближённого построения пользуются „кон-
Фиг. П. Кожух вентиля- Фиг 12. Кожух вентиля-
тора с квадратным сече- тора с круглым сечением,
нием.
структорским квадратом", из четырёх вершин
которого вычерчивают кривую радиусами
/?3 = Rq -\- — А) /?4 = Яо + о" & (фиг. 13)
I сторона „конструкторского квадрата равна-).
Типы и конструкции вентиляторов. Тип
вентилятора определяется удельным числом
его оборотов или его удельной быстроход-
ностью Пуд
20 n
f)"'
E7)
По удельному числу оборотов различают
вентиляторы быстроходные при пуд>\200;
средней быстро-
ходности при пуд=
=- 600 ч- 1200; ти-
хоходные при
пуд = 200 ч- 600 и
очень тихоходные
при Пуд < 200.
На практике
принято различать
по напору венти-
ляторы низкого да-
вления Л/<100 мм
ВОД. СТ., среднего фиг. 13. Построение архимедовой
давления Н= спирали.
= ltO — 200 мм
вод. ст. и высокого давления //>200 мм
вод. ст.
По применению различают: шахтные
вентиляторы, дымососы, эксгаустеры, кислото-
упорные вентиляторы и т. д.

568
ЦЕНТРОБЕЖНЫЕ КОМПРЕССОРЫ
[РАЗД. IV
Вентиляторы на большую производитель-
ность (например шахтные) или для крупных
котельных установок делаются с двухсторон-
ним всасыванием (фиг. 14).
Привод центробежных вентиляторов обычно
осуществляется от электродвигателя, причём
-2420
вентиляторов: а) дросселем, б) изменением
числа оборотов, в) установкой направляющих
лопаток на входе.
Регулирование производительности венти-
ляторов имеет много общего с регулированием
производительности турбокомпрессоров (см.
стр. 577).
Параллельная и последо-
вательная работа вентиля-
торов. При параллельной ра-
боте вентиляторов точка пере-
сечения кривых сопротивления
Фиг. 14. Вентилятор с двухсторонним всасыванием.
применяется или ремённая передача (фиг. 15)
или непосредственное соединение с двига-
телем чергз муфту (фиг. 16).
Спокойная и надёжная работа вентилятора
зависит от хорошей балансировки рабочих
У
Фиг. 15. Вентилятор с ремённой передачей.
колёс. Следует учитывать преимущества кон-
сольного расгюложения рабочего колеса на
валу, .хоти расположение его между подшип-
никами, в особенности при больших числах
оборотоз (п > 3000 об/мин>, более надёжно.
При выборе шарикоподшипников окружную
скорость на шариках допускают до 20 м/сек.
Для достижения бесшумности в работе
следует: а) пр: менять по возможности ло-
патки, загнутые назад; б) стремиться создавать
невысокие скорости в трубопроводе и машине;
в) производить тщательную балансировку ра-
бочих кслёс статически и динамически; г) не
нагружать корпус машины трубопроводами
(У крупных машин можно соединять трубо-
проводы с машиной через брезентовый или
резиновый руказ или же через компенсатор);
д) стремиться к возможно жёсткой кон-
струкции кожуха; е) учитывать, что под-
шипники скольжения работают с меньшим
шумом, чем подшипники качения.
Регулирование. Применяются следующие
способы регулирования производительности
сети и Q—-Н отдельного вентилятора уже не
определяет режим его работы. Этот режим
определяется точкой пересечения характери-
стики сети и общей напорной характеристики
всего агрегата (подробнее см. [8]).
Устойчивость режима работы вентиля-
тора. При работе вентилятора в сети произ-
водительность, напор и мощность не являются
Фиг. 16. Непосредственное соединение вентилятора
с двигателем.
постоянными; их колебания иногда бывают
значительными.
Уменьшение производительности ниже зна-
чения, соответствующего на кривой Q—Н ма-
ксимуму напора, вызывает явление „помлажа*.

ГЛ. XIII
ТУРБОВОЗДУХОДУВКИ, ТУРБОГАЗОДУВКИ И ТУРБОКОМПРЕССОРЫ
569
хорошо известное в высоконапорных центро-
бежных машинах (см. стр. 576). В вентиляторах
это явление выражается не так резко, однако
оно подчиняется тем же законам (подробнее
см. [8, 17]).
Расчёт вентиляторов на прочность
Вследствие невысоких окружных скоростей,
принятых в вентиляторостроении (до 100 м/сек),
применение легированных сталей в этой обла-
сти ограничено. Как правило, роторы воз-
душных вентиляторов изготовляются из угле-
родистой стали, кожухи — сварными из ли-
стовой стали; для вентиляторов высокого
давления кожухи выполняются часто литыми
чугунными.
Наиболее напряжёнными деталями центро-
бежных вентиляторов, требующими расчёта
на прочность, являются рабочие колёса, вал
и подшипники [15].
В рабочих колёсах определяются напря-
жения в дисках и лопатках. Остальные де-
тали (корпус, фундаментные плиты и т. д.)
изготовляются на основе конструктивных со-
ображений Валы рассчитываются на кручение
и критическое число оборотов.
ТУРБОВОЗДУХОДУВКИ, ТУРБОГАЗО-
ДУВКИ И ТУРБОКОМПРЕССОРЫ
Центробежные машины, сжимающие газ
до 2—3 атп, при атмосферном давлении вса-
сывания обычно называются турбовоздухо- и
турбогазодувками; машины с охлаждением,
развивающие более высокие давления, — тур-
бокомпрессорами.
Высокие напоры (свыше 1000 мм вод. ст.)
в центробежных компрессорах достигаются
путём последовательной работы колёс и при-
менения повышенных по сравнению с венти-
ляторами окружных скоростей.
Отношение давлений в одной ступени, т. е.
в колесе и в направляющем аппарате, гст —
=="*?« — 1,2-j- 1,6; для специальных машин —
Рнач
до 4.
Окружные скорости: щ = 200 -j- 2S0 м/ак;
для специальных машин — 300 — 450 м/сек.
Необходимое число ступеней для полу-
чения отношения давлений *он определяется
с помощью зависимости
^ион Ркон ,
* нач Рнач
E8)
где ?-??-* — среднее отношение давлений в
Рнач
ступени; z — число ступеней.
С повышением давления по ступеням растёт
плотность га; а и уменьшается его объём, что
заставляет уменьшать ширину и диаметры
колёс и тем самым уменьшать отношение
давлений в последних ступенях.
Туроогазодувки и турбовоздуходувки из-
готовляются в очень широком диапазоне про-
изводительностей, причём поршневых машин
на 1000 мР/мин и более совершенно не строят.
Турбокомпрессоры для воздуха изгото-
вляются на давления до 8—10 ати, произво-
дительностью 8000—80 000 м^/час и более в
одном корпусе. Однако существуют машины
и на более высокие давления (до 30 ати) при
большой производительности в многокорпусном
исполнении. Современные турбокомпрессоры
имеют изотермический к. п. д. %3 несколько
более низкий, чем поршневые (табл. 1), но
зато они обладают преимуществами в экспло-
атации и значительно меньшими габаритными
размерами.
Таблица I
Средние изотермические к. п. д. т) стационарных
поршневых компрессоров и турбокомпрессоров раз-
личной производительности для сжатия с 1 до 7 ати
Производи-
тельность
в м3;час
Поршне-
вые ком-
прессоры .
Турбо-
компрес-
соры . . .
5000
о, 68
о, за
10 000
о,6д
о. 58
20 000
о,б95
о,б5
50 000
—
о,68
100 000
0,67—0,69
Трудность конструирования турбокомпрес-
соров высокого давления и малой произво-
дительности заключается в том, что большое
число ступеней увеличивает длину вала и его
диаметр, а малый объём газа, получающийся
в последних колёсах, не даёт возможности
выполнить конструкцию колёс экономичной
вследствие их малого диаметра на входе и
малой ширины.
Практически на двухопорном вале можно
разместить не более 12—13 колёс; поэтому
желание получить высокое давление приводит
к двух-трёхкорпусной конструкции.
Тепловой процесс турбовоздуходувки
и турбокомпрессора
1. Неохлаждаемые воздуходувки. Тео-
ретический напор, развиваемый одной сту-
пенью при бесконечном и конечном числе
лопаток ИТао и Нт,н эффективный (действи-
тельный) напор ступени определяются по
формулам G), A0) и A1).
При этом для практических расчётов
принимают:
а = и,85; с2 == 0,68 -т- 0,Ь7; т1г = 0,75 ~ 0,90.
При значительных отношениях давлений
принимают, что процесс сжатия протекает по
политропе.
Действительный напор ступени равен ра-
боте сжатия 1 кг газа
п —1
1
— 1 J нгм/кг, E9)
где 1„ол — политропическал работа сжатия
в нгм/кг; Тнач — температура газа в °С; /? —
газовая постоянная в кгм/кг °С; п— показа-
тель политропы сжатия.

570
ЦЕНТРОБЕЖНЫЕ КОМПРЕССОРЫ
[РАЗД. IV
Обозначая =- через X, имеем
я —1 к
1 1Щпол
где ч\пол — политропический к. п. д.
л (* - 1)
F0)
F1)
Для воздуха X = 3,5 т\пол.
Для многоступенчатых машин f\noA=z
= 0,68-4-0,78.
Показатель политропы равен
п=
Для предварительного определения отно-
шения конечного и начального давлений
группы ггр из г колёс одинакового диаметра
может служить формула
Ркон
Рнач
\А
+ 1
F2)
духа показатель политропы п принимают
равным 1,2—1,28, в среднем 1,25.
Конечная температура
<т>
Рнон\°'2
Рнач'
Эта формула даёт большие отклонения в
первых ступенях, где теплопередача проис-
ходит недостаточно интенсивно.
Процесс сжатия в машине с внутренним
охлаждением в диаграмме TS показан на
фиг. 19.
Фиг. 17. Процесс сжатия в
неохлаждаемом компрессоре
в диаграмме TS.
Фиг. 18. Влияние охла-
ждения водяной ру-
башкой на процесс сжа-
тия в диаграмме TS.
Повышение температуры при сжатии равно
(б3)
Эти формулы выведены из предположения,
что z колёс имеют одинаковую окружную
скорость щ, одинаковую форму лопаток и в
пределах умеренного повышения давления
(г = 3-г4) одинаковые к. п. д., т. е. что все
колёса создают одинаковые напоры.
В неохлаждаемых машинах свободное от по-
терь сжатие рассматривается как адиабатиче-
ское изменение состояния (прямая А-^А^ъ диа-
грамме TS на фиг. 17). Потери напора
внутри колеса, а также потери через зазоры
вызывают нагрев газа. Действительный про-
цесс в ступени выражается линией A1AsAi.
Потери в колесе (участок AiAs) меньше по-
терь в направляющем аппарате при превра-
щении кинетической энергии в давление (уча-
сток А5Ач)\ поэтому в точке As происходит
верелом кривой.
2. Турбокомпрессоры. При отношении
р
давлений —^*- > 4,0-н4,5 применяется охла-
' нач
ждение: внутреннее — при помоши водяной
рубашки ! илиндра (главным образом у машин
малой производительности), внешнее — в про-
межуточных холодильниках или смешан-
ное — с водяной рубашкой и с промежуточ-
ными холодильниками.
I лияние оллаждения водяной рубашкой на
аропесс сжатия показано в диаграмме TS
кривой А)А2 на фиг. 18.
Внутреннее охлаждение. Расчёт
турбокомпрессоров в этом случае ведётся на
основании опытных данных, причём для воз-
Внешнее охлаждение. Расчёт
турбокомпрессоров с внешним охлаждением
ведётся следующим образом:
а) общее отношение давлений разбивают
на группы ступеней (по 1—4 колеса), после
121. 121, 122
110 HI/ 1iJj
Фиг. 19. Процесс сжатия в турбо-
компрессоре с внутренним охлажде-
нием в диаграмме TS.
которых газ охлаждается в
промежуточных холодильни-
ках; б) каждую группу рассчи-
тывают как неохлаждаемую
воздуходувку; в)рассчитывают
промежуточные холодильники.
Потребляемая мощность
подсчитывается также по груп-
пам.
Процесс сжатия в турбокомпрессоре с
внешним охлаждением в диаграмме TS по-
казан на фиг. 20.
Смешанное охлаждение. Расчёт
турбокомпрессоров со смешанным охлажде-
нием ведётся по группам колёс как машин
с внутренним охлаждением.

ГЛ. XI!]
ТУРБОВОЗДУХОДУВКИ, ТУРБОГАЗОДУВКИ И ТУРБОКОМПРЕССОРЫ
571
Промежуточные холодильники рассчиты-
ваются так же, как для машин с внешним
охлаждением.
Конструктивные соотношения и газоди-
намические основы расчёта
1. Рабочее колесо. При заданной окруж-
ной скорости «2 диаметр колёс зависит от
числа оборотов п. Так как с увеличением п
'A2
15
Фиг. 20. Процесс сжатия в турбокомпрессоре
с внешним охлаждением в диаграмме TS.
Очертание лопаток выполняется
имущественно по дуге круга (фиг. 22):
пре-
2(/?2cosj32 —.
=--- YRl
lon + Я2 - 2*
jj); <W>
i cos p2 • F5)
ко-
Число лопаток z зависит от размеров
леса и берётся в пределах от 16 до 32.
Ширина лопаток выполняется большин-
ством заводов различной: на входе — Ь\, на
выходе — &2 (конусные колёса). Однако де-
лают также колёса с bi = b% (цилиндри-
ческие).
Расчёт колёс ведётся так же, как вентиля-
торных, но с учётом изменения удельного
объёма.
Допускаются: скорость на входе сх та С\т <;
< 100 м/сек; радиальная составляющая ско-
рости на выходе с2г = ЗОн-60 м\сек\ угол
абсолютной скорости на выходе а2=14-ь18°;
коэфициент закручивания ср1 = 0,10-г0,15.
Формулы для расчёта колёс сведены в табл. 2.
относительно падают потери на трение и лаби-
ринтные потери в машине, то величину п
стремятся выбрать максимально высокой при
условии, что сохранится конструктивное соот-
ношение
(для стационарных , машин л = 3000-*-
-v-15 000 об/мин).
Оптимальное число оборотов, зависящее
от и2, производительности и отношения
-~, приближённо может быть взято из гра-
фика фиг. 21.
Каждая группа колёс одинакового диа-
метра имеет своё оптимальное число оборо-
i/t—
сек.
12,0
10,0
8,0
6,0
4,0
2,0
\
\
\
v
\
\
4 ^
4
1
-2,0
Ю0д
3000 5000
Фиг. 21. Оптимальные значения величины числа
оборотов п в зависимости от V в м\сек и иа в М[сек.
тев. При расчёте многоступенчатых машия
следует ориентироваться на средние числа.
В турбовоздухо-газодувках и турбоком-
ирессорах применяются лопатки, загнутые на-
зад, реже — радлальные и совсем не приме-
няются загнутые вперёд.
Углы установки лопаток: pi = 35-j-45°;
В- = 35-*-50°.
Фиг. 22. Построение лопаток по дуге круга.
2. Диффузор и обратный направляю-
щий аппарат. Диффузоры применяются лопа-
точные и безлопаточные.
Лопаточный диффузор (фиг. 23) несколько
повышает давление и изменяет форму харак-
теристики, делая её более крутой.
Безлопаточный диффузор делается боль-
шего диаметра по сравнению с лопаточным,
что увеличивает габаритные размеры машины.
Стенки диффузора выполняются плоскими
параллельными, либо для уменьшения его
диаметра под небольшим углом друг к другу
(расширяющийся диффузор).
При движении идеальной несжимаемой
жидкости момент количества движения струи,
вышедшей из колеса, в диффузоре остаётся
постоянным, т. е.
= cuR = const.
F6)
Траектория движения частицы газа в без-
лопаточном диффузоре при -j = const пред-
ставляет собой логарифмическую спираль.
Внешний диаметр безлопаточного диффу-
зора D5 = (],4-M,K) D2.
Ширина диффузора
B5) мм.
Внутренний диаметр диффузора на входе
А» = #»+ E-5-20) мм.

572
ЦЕНТРОБЕЖНЫЕ КОМПРЕССОРЫ
(РАЗД. IV
Таблица 2
Формулы для расчёта колес центробежных компрессорных машин
Основные параметры
Скорость газа на входе
Радиальная составляющая
скорости газа на входе . . .
Абсолютная скорость газа
Относительная скорость
газа на входе
Угол относительной ско-
рости газа на входе ....
Угол атаки
Угол абсолютной скорости
газа на входе
Коэфициент сужения ло-
патками
Диаметр колеса на входе.
Радиальная составляющая
скорости газа на выходе . .
Относительная скорость
газа на выводе
Угол абсолютной скорости
Скорость закручивания . .
Напор колеса (статиче-
ский)
Напор ступени (полный) .
Повышение температуры
воздуха или газа в колесе .
Отношение давлений, со-
здаваемое колесом
Обозна-
чение
Со
с\г
Сх
да,
h
9
<*i
V-i
А>
С2и
Нкол
ступ
А(кол
s ступ
екол
1
Формула
0,785 @2Q-dl)
°сек^
&, я D, р.,
у с\г 4- (чр, и,I
У с\г+{\-ч1Ги\
в — Pi — Pi
it Dt sin {i,
1 Zb
' к Da sin ft,
it ?>a bt (j.s
V 4r+ [ (i - °> «a + ^2rctg ?2]
tea' ^
Iga2~ в («, - c2r Ctg p,)
tgo2
{u\-u\) + {w\-wl)
^гк 2g
Якол
Rl
c/raya
1.+ 4'""lx
L лач J
Размер-
ность
м\сск
м\сек
м/сек
Mlcerc
град.
град.
град.
м
м1 се к
м/сек
град.
м)сек
м
м
°С
°С
Примечания
са — 35-J-80 м\сек
clr = 40-ьЮО MjceK
9, = ОДОч-0,15
9 - 6-10°
о«0,85
т) — гидравлический
к. п. д. колеса, равен
0,75-0,9
Г)г cmvn ~ гидравлический
к. п. д. ступени
R—газовая постоянная в
кгм\кг °С

ГЛ. XII]
ТУРБОВОЗДУХОДУВКИ, ТУРБОГАЗОДУВКИ И ТУРБОКОМПРЕССОРЫ
573
Продолжение табл. 2
Основные параметры
Отношение давлений, со-
Радиус лопаток колеса . .
Радиус центров лопаток .
Ширина колеса на входе .
Ширина колеса на выходе
Обозна-
чение
П.40П
^ц.лоп
Формула
Г, , "ступ Л
L Тнач J
D» cos р, — Dx cos p,
Gce^
«A I*j слг
GceKv>
Размер-
ность
м
м
Примечания
У лопаточных диффузоров для умень-
шения шума и вихреобразования: D4 =
= A,05-=-1,1) D2, причём разность D4 — D2 не
должна быть менее 30 мм.
Траектория движения частицы газа в лопа-
точном диффузоре определяется формой
лопатки.
При определении скоростей газа простран-
ство между колесом и лопатками диффу-
зора рассматривают как безлопаточный диф-
фузор.
Скорость газа на входе в каналы (с4) и
скорость на выходе (с5) для лопаточного диф-
фузора:
F7)
7Ш505^ Sin <хб • ^
где {*4 и {А5 — коэфициенты сужения лопатками:
R — i _гч „.„. ; F9)
11D4 sin o4
G0)
Лопатки диффузора выполняются из
листовой стали или литыми. Лопатки в боль-
шинстве случаев криволинейны, однако они
могут быть и плоскими. Число лопаток в диф-
фузоре должно быть таким, чтобы угол конус-
ности межлопаточного канала был в пре-
делах 8- 12J.
Число лопаток во избежание возможного
резонанса не должно быть равным или крат-
ным числу лопаток колеса.
Для расчёта обратного направляющего
аппарата применимы все формулы расчёта
лопаточных диффузоров. Профили лопаток
очерчиваются либо одной окружностью, либо
окружностью и прямой, либо двумя окруж-
ностями (фиг. 23).
При расчёте сечений обратного направляю-
щего аппарата считают, что преобразование
скоростного напора в статический в основ-
ном уже закончено и что величина скорости
мало изменяется. Скорость газа с7 примерно
равна его скорости на входе в колесо.
Угол ae обычно принимается равным углу о5;
угол <х7 — равным или немного менее 90°.
3. Потери и коэфициенты полезного
действия. Объёмные потери. При ра-
боте центробежных компрессоров неизбежны
небольшие объёмные потери (в лабиринтах).
Эти потери учитываются объёмным к. п. д.
098099
jotf,
Меньшие значения t]oS относятся к высоко-
напорным машинам (турбокомпрессорам) с
разгрузочным поршнем (думмисом), являю-
щимся главным источником лабиринтных по-
терь; большие значения — к машинам со спе-
циальными уплотнениями (гидравлическими,
угольными) и машинам без разгрузочного
поршня.
Различают потери: внутренние (через лаби-
ринты ступени) и внешние — через концевые
уплотнения.
Конструкция и расчёт уплотнений не отли-
чаются от применяемых в паровых турбинах.
Механические потери. Потери в
подшипниках учитываются механическим
к. п. д. у\м = 0,984-0,99.
Механические потери в зубчатой передаче
учитываются к. п. д. передачи (редуктора)
¦цред = 0,97 -т- 0,98.
Потери на трение дисков подсчитываются
по формуле
N
mp
G1)
где чср — средний удельный вес газа в сту-
пени в kzjm\
Коэфициент 3 зависит от формы и шеро-
ховатости колеса. Для хорошо обработанных
колёс р х 1,15— 1,2.
Для многоступенчатых машин (турбоком-
прессоров) потери на трение дисков находятся
в пределах 8—12% общего расхода мощ-
ности.
Гидравлические потери. Гидра-
влические потери в ступени, т. е. в колесе,
диффузоре и направляющем аппарате, можно
учитывать гидравлическими коэфициентами
полезного действия г^ ступени и колеса, при-
нимаемыми на основе опыта.

574
ЦЕНТРОБЕЖНЫЕ КОМПРЕССОРЫ
[РАЗД. IV
¦е-
•е-
5а —
Потери в холодильниках. В охла
ждаемых машинах имеются ещё следующие
потери в холодильниках, которые необходимо
учитывать при их расчёте:
а) потери вследствие конечного числа хо-
лодильников, т. е. вследствие того, что газ;
охлаждается лишь после сжатия в Одном или
нескольких колёсах; б) потери вследствие!
охлаждения газа до температуры более вы-]
сокой, чем его начальная температура; в) ги-5
дравлические потери; г) потери вследствие;
нагрева газа на пути от холодильника к еле-:
дующей ступени. |
Охлаждение
Коэфициент полезного действия турбо-
компрессора зависит в значительной мере oi,
его системы охлаждения.
Наиболее распространена система внешнего
охлаждения в промежуточных холодильниках,
располагаемых вне компрессора либо верти-
кально (см. ниже фиг. 5-), либо горизонтально
над машиной и под ней (см. ниже фиг. 52).
]. Количество отводимого тепла
Q = cp\t2G4ac ккал1час,
G2)
где Д?й = t\ — t2 — разность температур газа
до и после охлаждения; G4ac — весовой рас-
ход газа в Kejчас.
При сжатии учитывают тепло конденсации
водяных паров, содержащихся в газе или воз-
духе (см. главу „Поршневые компрессоры").
2. Теплопередающая поверх-
ность
Q
G3)
где k — общий коэфициент теплопередачи
от газа к воде в ккал/м2час°С; в — средняя
логарифмическая разность температур в °С.
Коэфициент теплопередачи k подсчиты-
вается по обычным формулам теории тепло-
передачи (см. т. 1, книга' 1, гл. V). Коэфициент
теплоотдачи от газа к стенке трубы а,
в ккал)м^час°С определяется по формулам,
выведенным для поперечного обтекания воз-
духом пучка труб. При гладких трубах k при-
нимают равным а,.
Коэфициент теплопередачи k (для гладких
труб) лежит в пределах 80—ЪОккаг1м?час°С
Скорость газа (средняя) выбирается в за-
висимости от давления в пределах сср —
= 10-и 25 м\сек.
Потери давления в пучке гладких трубок
могут быть определены по общим формулам,
например
Ар = 0,8
"ср
¦\срг мм. вод. ст.
G4)
где г — число рядов трубок.
Потери давления в холодильниках турбо-
компрессоров Др лежат в пределах от 250 до
1000 мм. вод. ст.
В новейших моделях ведущих турбострои-
тельных заводов для холодильн;коз приме-
няются исключительно ребристые трубки.
Обычно расчёт промежуточных холодиль-
ников турбокомпрессоров ведётся на основе

ГЛ. XII]
ТУРБОВОЗДУХОДУВКИ, ТУРБОГАЗОДУВКИ И ТУРБОКОМПРЕССОРЫ
575
экспериментальных данных, полученных при
испытаниях машин.
При расчёте внутреннего охлаждения по-
верхность теплопередачи также выбирается
на основании опытных данных.
3. Количество охлаждающей воды
зависит от принятой степени охлаждения и
температуры поступающей воды
Следует стремиться к тому, чтобы газ
охлаждался до своей начальной температуры.
Недоохлаждение вызывает повышение потре-
бляемой мощности (каждые 3° С недоохлажде-
ния требуют около 1% дополнительной мощ-
ности в следующей ступени).
Расход охлаждающей воды у турбоком-
прессоров с внутренним охлаждением обычно
больше, чем у машин с внешним охлажде-
нием.
Подогрев воды принимается в пределах
3—5° С для машин с внутренним охлаждением
и 10—15° С — для машин с внешним охлажде-
нием.
Определение потребляемой мощности
Внутренняя мощность неохла-
ждаемой турбовоздуходувки (га-
зодувки)
- > / I \Jrats
G5)
срЫОнас
860
102т,
кет,
где Н—напор в м газ. ст.; гтол — политро-
пический к. п. д.
Мощность на валу
G6)
или
квпг,
G7)
где Lad — адиабатическая работа сжатия
в кгм/м*; VcgK — производительность в мэ/сек
(при условиях всасывания); т,ад=—-^
внутренний адиабатический к. п. д.
Внутренняя мощность, потребляемая тур-
бокомпрессором с внешним охлаждением,
определяется как сумма мощностей, потре-
бляемых группами колёс между холодильни-
ками, рассчитываемых как неохлаждаемые
воздуходувки (газодувки):
^„ = N,+^ + //, + ^4+ ¦••+#«. G8)
где Nlt N2, N3,'--, Nn— внутренние мощности
групп.
Мощность на валу любого турбокомпрес-
сора может быть определена по формуле
нач
лет,
G9)
где т\из = ——— внутренний изотермический
К. П. Д.
Изотермическая работа сжатия La3относится
к I де3 газа.
При выборе мощности двигателя следует
учитывать, что производительность компрес-
сора и создаваемое им давление газа зависят
от температуры всасывания и температуры
охлаждающей воды, т. е. что они изменяются
в зависимости от времени года [23].
Характеристики
Зависимость между теоретическим напо
ром И-рп всасываемым объёмом, как у всякой
центробежной машины, выражается прямой,
изображённой на фиг. 3.
Действительная характеристическая кривая
вследствие потерь значительно отклоняется
от теоретической и имеет параболическую
форму.
Зависимость производительности и напора
от числа оборотов для неохлаждаемых низко-
напорных турбовоздуходувок и газодувок при-
ближённо определяется по тем же законам
пропорциональности, что и для вентиляторов
(см. стр. 5ЬЗ). Для высоконапорных машин
эти законы недействительны.
1. Влияние условий всасывания. На
фиг. 24 показано влияние влажности газа на
величину его всасываемого объёма при раз-
личных начальных температурах.
Из диаграммы фиг. 24 видно, что сухой
газ, взятый при 20° С в объёме 1 л3, при
40° С увеличится
по объёму: в сухом
состоянии до 1.1 мА
(прямая а), а в по-
лунасыщенном и
насыщенном со-
ответственно до
1,15 и 1,175 лЛ
Создаваемый не-
охлаждаемым цен-
тробежным ком-
прессором теоре-
тический напор ', в
метрах газового
столба не зависит
от свойств газа.
Создаваемое же
давление будет тем
больше, чем больше удельный вес всасывае-
мого газа. С изменением удельного веса уг из-
меняется отношение нон при неизменяющемся
*кач
р
Рнач (фиг. 25). При выбранном -р— и пэ-
*нач
стоянном РНач> «2И2 должны быть тем больше,
чем меньше удельный вес всасываемого газа.
Состав всасываемого газа и его удельный
вес могут изменяться во время работы. По-
этому компрессор должен быть рассчитан так,
чтобы при самом малом возможном при экс-
р
плоатации yi он создавал необходимое — .
' ач
С другой стороны, с ростом yi, растёт и по-
требляемая компрессором мощность прл не-
изменном числе оборотов, поэтому его йот-
t"c
/20
/00
m
60
w
го
О
/
1
У
--¦
I-—
-—
—
с
ь
1,0 1.2 1,4 1,6 1,8 2,0 2.2 ?.4frW
Фиг. 24. Влияние влажности
на объём всасываемого газа:
а — кривая объёма сухог®
газа; Ь — насиненного газа;
с — полунасыщенного газа (при
насыщении <р = 0,5^-

576
ЦЕНТРОБЕЖНЫЕ КОМПРЕССОРЫ
[РАЗД. IV
ность должна рассчитываться по максималь-
ному Yi-
При приводе, позволяющем изменять число
оборотов, колебания Ркон могут быть вырав-
нены изменением числа оборотов, поэтому в
качестве привода для центробежных компрес-
соров следует применять по возможности дви-
гатели с переменным числом оборотов, в пер-
вую очередь паровые турбины.
Изменение температуры всасывания влияет
на 7i- С ростом температуры fi уменьшается
Фиг. 25. Влияние удельного веса газа на
характеристику компрессора.
и Ркон падает; с понижением температуры Yi
увеличивается и Ркон возрастает.
При дросселировании на всасывании со-
здаётся разрежение и меняется удельный вес
всасываемого газа.
При постоянном числе оборотов отноше-
ние давлений -jf0JL и всасываемый объём газа
Рнач
остаются без изменений, а развиваемый на-
Фиг. 26. Характеристики компрессора при дрос-
селировании на всасывании; а, 0, с — дроссельные
кривые
пор изменяется пропорционально давлению
всасывания.
Потребляемая компрессором мощность
изменяется в зависимости от удельного веса
газа. Форма характеристик несколько изме-
няется.
На фиг. 26 показан способ графического
построения дроссельных кривых. Всасывае-
мый объём газа при дросселировании в этом
случае отнесён к начальным условиям, т. е. к
условиям до дросселирования; а, Ъ и с — кри-
вые изменения начального давления при раз-
личных открытиях дросселя.
Построение производится следующим обра-
зом. Проведя луч ОР\, восстанавливают пер-
пендикуляр РХР2 до пересечения с нормаль-
ной характеристикой в точке Рг. Проводят
луч ОР2. Из точки пересечения луча OPi с
кривой начального давления Р1а восстанавли-
вают перпендикуляр до точки пересечения с
лучом ОР2 (точка Р^), лежащей на дроссель-
ной кривой PVa.
Аналогично строится кривая эксгаустера
(фиг. 27). Давление нагнетания эксгаустера
постоянно и равно
атмосферному; да-
вление всасывания
изменяется по кри-
вой d'. Машина мо-
жет работать по
характеристике а
как напорная и по
характеристике а'
как эксгаустер. Во
втором случае сле-
дует предусматри-
вать мощность
привода с боль-
шим запасом, что-
бы при повышении
начального давле-
ния не было пе-
регрузки.
2. Зависимость
положения рабо-
чей точки харак-
теристики от со-
противления сети.
Сопротивление се-
ти бывает:
Фиг. 27. Характеристика эксга-
устера: а — кривая PV при
нормальной работе; а1 — кри-
вая PV при работе эксга-
устером; Ь — кривая мощно-
сти при нормальной работе;
Ь' —кривая мощности при ра-
боте эксгаустером.
а) постоянным, т. е. не зависящим от рас-
хода газа — линия Wt на фиг. 28 (например,
при прохождении газа через жидкостные слои
в химической и металлургической промышлен-
ности);
б) зависящим от расхода газа по уравне-
нию
W2 = kV, (80)
где а в первом приближении равно 2; эта за-
висимость на фиг. 28 изображена кривой W%,
Фиг. 28- Характеристики сети.
в) состоящим из суммы этих сопротивле-
ний — кривая W3. Последний случай имеет
наибольшее распространение.
Пересечение характеристических кривых PV
с кривыми сопротивления даёт рабочие точки,
в которых сопротивление сети равно давле-
нию, создаваемому машиной.
3. Неустойчивый режим работы (помпаж).
При повышении противодавления в сети про-
изводительность центробежного компрессора
падает, рабочая точка на характеристике PV

ГЛ. XII]
ТУРБОВОЗДУХОДУВКИ, ТУРБО ГАЗ ОДУВКИ И ТУРБОКОМПРЕССОРЫ
577
смещается влево (при п = const) и в точке РКр
достигает максимума давления, соответствую-
щего минимальной производительности V
V
Kp.
Регулирование дросселем на всасывании
даёт возможность в некоторых пределах избе-
жать помпажа, что, однако, связано со сни-
р p
Давление Р и расход VK называются к р и-
кр
тическими (фиг. 29).
Повышение давления выше Ркр, необхо-
димое для подачи газа в сеть, невозможно
без увеличения числа оборотов, т. е. без
увеличения центробежной силы частиц газа;
поэтому в критической точке подача газа
прекращается, и его давление у выход-
ного патрубка падает до Р — давления холо-
стого хода. Так как расход газа в сети про-
должается, то давление в ней понижается.
По достижении нижнего предела давления (Рх)
снова начинается подача газа в сеть.
Таким образом режим, соответствующий
отрезку Ркр Р[ характеристики (неустойчивой
Р
Фиг. 29. Устойчивая и неустойчивая ветви
характеристики компрессора.
ветви), неизбежно бывает связан с колеба-
ниями давления и расхода газа — с пульсацией.
Точка Р делит характеристику на устой-
чивую (справа) и неустойчивую (слева) ветви.
При увеличении числа оборотов Ркр уве-
личивается, так как характеристическая кри-
(PV)? при пг>л
Фиг. 30. Характеристики компрессора при
переменном числе оборотов я-
вая смещается вверх. На фиг. 30 видно
смещение точки Ркр при разных числах обо-
ротов.
Если дросселирование производится так,
что давление всасывания не зависит от про-
изводительности, то характеристики, снижа-
ются, и точки Ркр сдвигаются влево (фиг. 31).
37 Том 12
ата
Фиг. 31. Характеристики компрессора при
дросселировании и постоянном давлении на
всасывании: PV —нормальная характеристика;
а, Ь, с —давления всасывания; PVa, PV^,
PV — дроссельные характеристики.
жением давления и поэтому не всегда при-
менимо.
Регулирование в устойчивой области
характеристики
1. Ручное регулирование при паровом при-
воде производится изменением числа оборо-
тов п; при электромоторном приводе и в
случае невозможности изменения п — дроссе-
лированием на всасывании или нагнетанли.
Этот вид регулирования наиболее прост
и дёшев. Он вполне удовлетворяет условиям
эксплоатации в тех случаях, когда режим ра-
боты устойчив (сеть постоянного сопроти-
вления).
2. Автоматическому регулированию сле-
дует отдавать предпочтение в случае пере-
менного сопротивления сети.
Различают следующие виды автоматиче-
ского регулирования:
а) Регулирование на постоян-
ное давление. Такой способ регулирова-
ния необходим, например, для турбокомпрес-
соров, работающих в пневматическом хозяй-
стве, где вследствие резких колебаний в рас-
ходе газа могут возникать колебания давле-
ния.
На фиг. 32 показана схема автоматиче-
ского регулирования изменением числа
оборотов. Отбор давления производится в
нагнетательном трубопроводе в точке 3. Это
давление воздействует на регулятор давле-
ния 6. При уменьшении давления в сети
вследствие повышения потребления газа число
оборотов турбины 8 возрастает таким обра-
зом, что давление восстанавливается до
прежней величины Рк При повышении сопро-
тивления число оборотов соответственно сни-
жается. На фиг. 33 показано изменение ха-
рактеристики при регулировании изменением
числа оборотов.
Этот наиболее простой и экономичный
способ регулирования обладает тем недостат-
ком, что он возможен лишь при приводе па-

578
ЦЕНТРОБЕЖНЫЕ КОМПРЕССОРЫ
[РАЗЯ. IV
ровой турбиной, так как регулирование числа
оборотов электродвигателем требует дорого-
стоящих устройств (например, агрегата Лео-
нарда).
В случае привода электродвигателем (обычно
п = const) применяется регулирование дроссе-
лированием, показанное на фиг. 34 и 35.
Фиг. 32. Схема регулирования компрессора изменением
числа оборотов: / — золотник регулятора; 2— струйная
трубка; 3 — место отбора давления; 4 — обратная связь;
5— вентиль острого пара; 6 — регулятор давления;
7 — компрессор; 8 — турбина; 9 и 10 — сервомоторы.
,
—
——
. >
у-
1
AV
п
С
Фиг. 33. Характеристика турбокомпрессора при регули-
ровании изменением числа оборотов я„ я2, п3, п.,;
а — граница неустойчивой области работы компрессора;
АВ — регулирование на постоянное конечное давление;
АС — регулирование на постоянный расход.
Фиг. 34. Характеристика турбокомпрессора при регули-
ровании дросселированием: а— граница области неустой-
чивой работы компрессора; b — потребляемая компрес-
сором мощность при дросселировании на нагнетании;
с — то же, при дросселировании на всасывании; рп — да-
вление в сети; АВ—регулирование на постоянное ко-
нечное давление.
б) Регулирование на постоян-
ный весовой расход часто применяется
в химических установках и в металлургии
(доменные печи) с тем, чтобы подача сжатого
воздуха или газа не зависела от противода-
вления. Такое регулирование возможно про-
изводить посредством изменения числа обо-
ротов или дросселированием на всасывании
(фиг. 36).
В этом случае на стороне всасывания
устанавливается мерная диафрагма / (фиг. 37),
т. е. регулирование сводится к поддержанию
постоянного объёма, так как начальные усло-
вия всасывания не изменяются.
Фиг. 35. Схема дросселированием регулирования ком-
прессора на постоянное конечное давление: 1 — компрес-
сор; 2 — двигатель; 3 — место отбора давления; 4 — ре-
гулятор давления; 5—противовес; 6 — струйная трубка;
7—обратная связь; 8 — сервомотор: 9 — пружина регу-
лятора; 10 — дроссельный клапан. .
п= const
Фиг. 36. Изменение характеристики компрессора при
регулировании дросселированием на постоянный весовой
расход при п — const. Кривые а и b характеризуют изме-
нение давления в нагнетательном и всасывающем трубо-
проводах.
Фиг. 37. Схема регулирования на постоянный весовой
расход: 1 — диафрагма; 2 — струйная трубка; 3 — серво-
мотор; 4 — компрессор; 5— дроссельный клапан; 6 — ре-
гулятор давления; 7—двигатель.
Для того чтобы сохранить G = const, не-
обходимо повышать объёмный расход V coot-
Pi
ветственно понижению jx= i~- вследствие
дросселирования.
RTX

ГЛ. ХН]
ТУРБОВОЗДУХОДУВКИ, ТУРБОГАЗОДУВКИ И ТУРБОКОМПРЕССОРЫ
579
На фиг. 36 точка А соответствует полному
открытию дросселя. Весовой расход газа в
этой точке
В точке В дроссель закрыт настолько,
что Gb = Ga- Этому соответствуют давление
всасывания PiB и давление нагнетания Р2В.
Расход при условиях всасывания VB = B"
(по оси абсцисс). Из основной характеристики
этому расходу соответствует отношение да-
влений (при Р1В = 1 ата):
P2R A
\в
\в
= у В
RT,
Отсюда следует (при температуре Т1В =
7")
турбоэксгаустеров. Преимущества такого спо-
соба регулирования — равномерная нагрузка
двигателя и избежание излишне высокого
запаса мощности.
Теоретическая работа сжатия Lu3 (фиг. 38)
достигает максимального значения при да-
влении всасывания между 0,3 и 0,4 ата.
Каждая машина обладает определённой зави-
симостью между начальным давлением Рнач
и расходом V при постоянном числе оборотов
(кривые е) и определённой кривой к. п. д.
По этим данным можно найти кривые по-
стоянной мощности а для различных чисел
оборотов.
Так как при снижении числа оборотов
крутящий момент возрастает, то возникает
необходимость в регулировании машин на
постоянный крутящий момент на муфте.
Р ~
Регулирование в неустойчивой области
работы (в области помпажа)
Зная Vi
2В
\в
и PiB, можно определить Р2В
Таким образом можно построить кривые
а и Ь, изображённые на фиг. 36.
Регулирование на постоянное
давление в месте потребления
газа в сети применяется в тех случаях,
когда требуется поддерживать постоянное
Фиг. 38. Регулирование турбоэксгаустера на постоянную
мощность (кривая а) и на постоянный крутящий момент
(кривая *) на муфте: с — изотермическая работа L при
сжатии от давления всасывания до 1 ата; d — расход
газа в зависимости от отношения давления Р IP
при п «= const; e — расход газа в зависимости от давле-
ния всасывания Я„_„ при п = const.
НОН
давление в какой-либо определённой, далеко
удалённой от машины точке трубопровода.
Сопротивление трубопровода до этой точки
выражается параболической кривой и в пер-
вом приближении пропорционально квадрату
расхода.
В этом случае наиболее подходящим
является регулирование изменением числа
оборотов. Схемы регулирования те же, что
изображённые на фиг. 32 и 33, но только
точка 3 (фиг. 32) переносится в место по-
требления.
Регулирование на постоянную
мощность имеет значение в основном для
Неустойчивая область работы многосту-
пенчатых машин начинается приблизительно
при 60—70о/0 производительности, т. е. при
VKp = @,6 -j- 0,7) Vpag, где VPa6 — производи-
тельность, соответствующая оптимальной ра-
бочей точке характеристики, т. е. максималь-
ному к. п. д. Поэтому усилия конструкторов
направлены к расширению области устойчивой
работы машин путём применения различных
антипомпажных устройств.
а) Регулирование выпускным
клапаном на постоянное конечное
давление. Если для сети требуется расход
газа V, лежащий на неустойчивой ветви ха-
рактеристики, то машина продолжает подавать
газ в количестве Vmm* а разность ДУ =
= Vmln—V выпускается через выпускной
антипомпажный клапан в атмосферу (фиг. 33).
Такой способ регулирования может быть
применён, если А V относительно мало, т. е.
если затрата энергии на сжатие выпускаемого
газа не играет значительной роли.
Схема регулирования на постоянное ко-
нечное давление выпуском в атмосферу и
изменением числа оборотов показана на
фиг. 39. Регулятор 3 под влиянием разности
давлений от диафрагмы 2 воздействует на
выпускной клапан 7.
По мере уменьшения расхода уменьшается
разность давлений в диафрагме 2; пружина д
передвигает струйную трубку вправо, и масло
под давлением попадает на верхнюю сторону
поршня сервомотора 6; поршень идёт вниз,
открывает клапан 7, и часть газа выходит
в атмосферу или во всасывающую линию
(фиг. 40), так что суммарный расход газа не
снижается ниже Vmiri Для большей надёж-
ности рекомендуется настраивать систему так,
чтобы открытие клапана начиналось при про-
изводительности несколько большей, чем Vmin
Если количество газа, протекающего сквозь
байпас 8 (фиг. 40), велико, то во избежание
заметного роста температуры всасывания и
нагнетания необходимо ставить специальный
холодильник.
б) Регулирование на постоян-
ный расход. На фиг. 41 показана схема

580
ЦЕНТРОБЕЖНЫЕ КОМПРЕССОРЫ
[РАЗД. IV
регулирования на постоянный расход газа
выпускным клапаном и изменением числа обо-
ротов. Перепад давлений от мерной диа-
фрагмы 2 на всасывающем трубопроводе воз-
действует на струйную трубку 4 и сервомо-
тор 7 выпускного клапана 8.
Изменение числа оборотов турбины про-
исходит под действием регулятора 10.
Фиг. 39. Схема регулирования на постоянное конечное
давление выпуском в атмосферу и изменением числи
оборотов л (привод от паровой турбины): / — компрес-
сор; 2— диафрагма; 3— регулятор давления компрессора;
4 — струйная трубка; 5 — пружина регулятора; 6 — серво
мотор; 7—выпускной клапан; 8 — регулятор давления
турбины; 9 — струйная трубка; 10— сервомотор; 11 —вен-
тиль острого пара; 12— паровая турбина.
в)Антипомпажная турбина. В це-
лях использования энергии выпускаемого
сжатого воздуха или газа объём газа А V
пропускается через специальную антипомпаж-
ную турбину (см. ниже фиг. 52). Обычно ко-
лесо турбины нахо-
дится на валу ротора
турбокомпрессора, и
при работе турбоком-
прессора на устой-
чивой ветви характе-
ристики оно вра-
щается вхолостую,
в случае же расхода
газа в сети V<Vmin
отдаёт мощность на
вал компрессора и,
таким образом, сокра-
щает потребляемую
компрессором мощ-
ность. При длитель-
ных периодах работы
машины на устойчи-
Фиг. 40. Схема регулиро-
вания байпасом: 1 — ком-
прессор; 2 — диафрагма;
3 — регулятор; 4 — пружи-
на регулятора; 5 ¦— струй-
ная трубка; 6 — сервомо-
тор; 7—байпасный кла-
пан; <?—байпасный трубо-
провод; 9 — паровая тур-
бина.
вой ветви установка
турбины невыгодна,
так как вследствие
вентиляционных по-
терь турбинного ко-
леса при холостом ходе турбины снижается
к. п. д4 всего агрегата.
г) Регулирование выключе-
нием. Если объём потребляющей сети велик,
то можно периодически выключать машину
при малых расходах газа в сети.
При колеблющемся потреблении сжатого
газа по кривой Vn (фиг. 42) на участке АВ
и HI при Vn>Vm-m машина работает в устой-
чивой зоне и производительность её равна
расходу газа в сети. Точка В соответствует
расходу Уш;п- Чтобы предотвратить помпаж,
машину либо отключают от сети, либо оста-
навливают, и давление в сети падает до за-
ранее заданного значения. В точках С, Е и G
компрессор снова включают в сеть, но вслед-
ствие того, что производительность превы-
шает потребление, давление в сети растёт,
Фиг. 41. Схема регулирования на постоянный расход
выпуском в атмосферу и изменением п: 1 — компрессор;
2 — диафрагма; 3— регулятор; 4—струйная трубка;
5—пружина регулятора; 6 — место отбора давления;
7 — сервомотор; 8 — выпускной клапан; 9 — диафрагма;
10 — регулятор турбины; 11 —струйная трубка; 12— *ерво-
мотор; 13 — вентиль острого пара.
и в точках D n F машина вновь отклю-
чается.
В отрезки времени ВС, DE и FG машина
может продолжать работать, не подавая газа
в сеть, если закрывается дроссельный кла-
пан 7 во всасывающем трубопроводе (фиг. 43).
Чтобы избежать при этом чрезмерного по-
вышения температуры, дроссель закрывают не-
8' ». О' ,, F' . Н'
Время Т
Фиг. 42. Изменение давления и мощности при регулиро-
вании выключением: линия Р—давление; линия N — мощ-
ность; Na— мощность, соответствующая холостому ходу.
полностью, пропуская поток газа через выпуск-
ной клапан 4, на что расходуется около 15%
мощности, потребной для Vmin-
Этот способ регулирования выгоден с точки
зрения расхода потребляемой компрессором
мощности.
Процесс регулирования при переводе ком-
прессора на работу вхолостую протекает
следующим образом. При падении расхода

ГЛ. XII]
ТУРБОВОЗДУХОДУВКИ, ТУРБОГАЗОДУВКИ И ТУРБОКОМПРЕССОРЫ
581
газа до Vmia под воздействием импульса от
перепада в диафрагме или от обратного кла-
пана 2 (при начале помпажа) сервомотором 3
Фиг 43. Схема регулирования выключением: I — ком-
прессор; 2 — обратный клапан; 3—сервомотор; 4 — вы-
пускной клапан; 5—регулятор; 6—сервомотор;
7 — дроссель; 8 — паровая турбина.
открывается выпускной клапан 4, после
чего обратный клапан под действием
давления сети Рс закрывается. Одновре-
менно сервомотор 6 закрывает дрос-
сель 7 во всасывающем трубопроводе,
и машина работает вхолостую до тех
пор, пока не упадёт давление в сети
М регулятор 5 не включит машину вновь
приводом от электромотора, т. е. с постоян-
ным числом оборотов.
Регулирование в устойчивой зоне проис-
ходит путём дросселирования на всасывании
клапаном 1. Этот клапан работает под дей-
ствием сервомотора. Конструкция клапана
показана на фиг. 45. Масло на сервомотор
подаётся зубчатым насосом 2, который одно-
временно служит и пусковым насосом. Дрос-
сельный клапан / управляется регулятором 3.
Если в сети давление воздуха повысится, то
шток регулятора 3 под действием мембраны
опустится, и сток масла через трубку 4 умень-
шится, в силу чего давление масла в трубке 5
возрастёт. Вследствие повышения давления
золотник сервомотора дроссельного клапана
сместится и подаст масло из трубки 6 под
поршень сервомотора, который закроет дрос-
сель.
Для того чтобы поршень сервомотора был
уравновешен в любом положении, между его
штоком и поршнем золотника существует
обратная связь.
в сеть, т. е. пока не откроется <-
дроссельный клапан 7 и закроется
выпускной клапан 4.
Конструкции регулирующих
устройств
Регулирующие устройства мо-
гут быть ручными и автоматиче-
скими.
Антипомпажные устройства, как правило,
делаются автоматическими.
1. Автоматическое регулирующее устрой-
ство на постоянное давление. На фиг. 44
в качестве примера показана схема защиты и
регулирования на постоянное давление турбо-
компрессора с антипомпажной турбиной и
Фиг. 44. Схема регулирования турбокомпрессора.
Если давление воздуха в сети падает, то
соответственно падает и давление масла в
трубопроводе 5, дроссельный клапан откры-

582
ЦЕНТРОБЕЖНЫЕ КОМПРЕССОРЫ
[РАЗД. IV
вается, и давление в сети приводится к тре-
буемой величине.
Меняя натяжение пружины регулятора 3,
можно регулировать величину конечного да-
вления в определённых пределах.
Для пуска машины без автоматического
регулирования можно выключить регулятор
Кроме регулирования, на фиг. 44 показана
схема сигнального устройства, действующего
при недостатке масла и воды. Если давление
масла или количество охлаждающей воды не-
достаточны, то начинает действовать сигналь-
ный гудок 21. В маслопроводе системы регу-
лирования есть масляное реле 22, которое при
недостаточном давлении замыкает цепь. В
водопроводе имеется расходомер 23, который
при недостатке воды также замы-
кает сеть сигнального гудка.
Для системы смазки предусмо-
трено реле 24, которое соединено при
помощи нулевой катушки напряже-
Фиг. 45. Дроссельный .клапан.
давления трёхходовым краном 7 и управлять
дросселем вручную при помощи вентиля 8.
Антипомпажная защита осуществляется
турбиной, состоящей из одного активного
колеса, сидящего на валу турбокомпрессора.
Открытие и закрытие сопловых клапанов
происходит под действием масла, подаваемого
насосом 2. Давление масла регулируется анти-
помпажным регулятором 9.
При работе компрессора с расходом воз-
духа, большим критического, давление масла
в трубопроводе 10 мало, и сопловые клапаны
под действием пружин остаются закрытыми.
Чем меньше расход воздуха, тем больше да-
вление масла в системе регулирования. При
расходе ниже критического клапаны 11 откры-
ваются.
Антипомпажный регулятор 9 состоит из
мембраны 12 и золотника 13 с поршнем 14.
На мембрану действуют сила пружины и раз-
ность давлений в трубопроводах 15 и 16.
Для увеличения этой разности в обводном
трубопроводе первого холодильника компрес-
сора установлен мультипликатор 17.
Так как разность давлений зависит от
расхода воздуха, то каждому расходу соот-
ветствует определённое положение мембраны
и золотника. Если расход воздуха падает, то
мембрана 12 передвигается вправо вместе
с золотником 13, вследствие чего давление
масла в трубопроводе 10 и в сервомоторе 18
повышается; поэтому клапаны 11 пропускают
большее количество воздуха в турбину 19.
Переключение автоматического регулиро-
вания на ручное производится путём пере-
ключения вентилей 20.
ния 25 и главного выключателя 26 с транс-
форматором напряжения 27.
Главный выключатель может быть вклю-
чён лишь тогда, когда давление в системе
смазки достаточно высоко, реле 24 замкнуто
и катушка 25 находится под действием тока.
2. Антипомпажные устройства. На фиг. 46
показан простейший вид антипомпажного
устройства — комбинированный обратный кла-
пан, действующий автоматически. Обратный
клапан 1 связан с двухседельным выпускным
клапаном 2 так, что он открывается, как
только клапан 1 приблизится к своему седлу,
потому что тогда шток клапана / упирается
в шток клапана 2. Клапан 1 открывается и
остаётся открытым под действием потока воз-
духа.
На фиг. 47 показан выпускной клапан с
поршнем. Кран 1 служит для точной уста-
новки. На поршень 2 действует переменное
давление воздуха. Регулирующее устройство
может воздействовать на сервомотор выпуск-
ного клапана.
На фиг. 4й показана схема антипомпажного
устройства воздуходувки, а на фиг. 49 — схема
антипомпажного регулятора. На фиг. 48 по
трубке 1 на мембрану передаётся статическое,
а по трубке 2 — статическое и динамическое
давления. Результирующая перестановочная
сила пропорциональна динамическому напору
с*
При достижении критического расхода из-
меняется перепад давлений, действующий на
диафрагму 6. К вентилю 3 присоединён трубо-
провод с диафрагмой 4, Когда этот трубо-

ГЛ. XII]
ТУРБОВОЗДУХОДУВКИ, ТУРБОГАЗОДУВКИ И ТУРБОКОМПРЕССОРЫ
583
Фиг. 48. Схема антшюмпажного устройства турбовоз-
духодувки.
Фиг. 46. Комбинированный обратный клапан
Фиг. 49. Мембранный антипомпажный регулятор: J—мем-
* ана; 2 — регулирующая пружина; 3 — золотник; 4 и
5 — иодвод и отвод масла; 6 и 7—воздухопроводы.
Фиг. 47. Выпускной клапан.

584
ЦЕНТРОБЕЖНЫЕ КОМПРЕССОРЫ
[РАЗД. IV
провод закрыт, то статическое давление по
обе стороны мембраны выравнивается, когда
же он открыт, то создаётся разность давлений,
приблизительно пропорциональная конечному
давлению. Тогда на мембрану действуют силы,
зависящие как от производительности, так и
от конечного давления. Как только произ-
водительность приближается к критической,
регулятор включает сервомотор клапана 5.
3. Регулирование поворотными лопат-
ками диффузора. На фиг. 50 показано регу-
лирование на постоянное конечное давление
при помощи поворотных лопаток диффузора.
Этот способ регулирования позволяет изме-
нять производительность при постоянном
дувок с паровыми турбинами они, как правило,
изготовляются паротурбинными заводами.
В СССР ведущим заводом в этой области
является Невский машиностроительный завод
им. Ленина в Ленинграде (НЗЛ), выпустивший
до войны ряд крупных машин главным обра-
зом для чёрной металлургии, в том числе
крупнейшую в мире турбовоздуходувку для
доменной печи на 4100 m^jmuh (фиг. 51).
На фиг. 52 показан разрез современно-
го турбокомпрессора производительностью
30 000 м^/час при 8 ата. Для улучшения изо-
термического к. п. д. здесь применено охла-
Фнг. 50. Регулирование поворотными лопатками диффузора.
числе оборотов в широких пределах (до 30%
нормальной производительности).
Недостаток этого способа — сложность
конструкции.
Привод центробежных компрессорных
машин
В качестве привода обычно применяются
паровые турбины и электродвигатели.
Паровой привод обладает преимуществами
перед электроприводом, так как он позволяет
экономично регулировать числом оборотов и,
как правило, не требует промежуточной зуб-
чатой передачи.
Паровые турбины для привода центробеж-
ных компрессоров должны обладать возмож-
ностью изменения числа оборотов в пределах
10—150/0. Они применяются мощностью до
12 000 квт (мощные доменные турбовоз-
духодувки) с числом оборотов 3000—10 000
в минуту.
Электродвигатели применяются синхронные
и асинхронные с числом оборотов (обычно) 3000
в минуту.
При числе оборотов компрессора более
3000 в минуту в случае электропривода при-
меняются зубчатые передачи.
Конструкции турбовоздуходувок
и турбокомпрессоров
Вследствие общности технологии произ-
водства турбокомпрессоров и турбовоздухо-
ждение после каждой ступени. Холодильники
расположены сверху и снизу корпуса. На од-
ном валу с рабочими колёсами компрессора
помещено колесо антипомпажной турбины.
Для компенсации осевых усилий рабочие
колёса расположены таким образом, что пер-
вые пять колёс разгружают осевое усилие от
четырёх последующих. Разгрузочного поршня
нет, что улучшает объёмный к. п. д.
Высокие окружные скорости и интенсив-
ное охлаждение позволяют получать 8 ата
в 8 колёсах.
Достоинствами конструкции являются:
а) высокий изотермический к. п. д., б) малое
число ступеней, в) экономичное антипомпаж-
ное устройство и г) малые объёмные потери
в лабиринтах вследствие отсутствия разгрузоч-
ного поршня.
К её недостаткам следует отнести наличие
среднего подшипника, требующего очень
квалифицированного ремонтно-монтажного
персонала.
На фиг. 53 показан турбокомпрессор произ-
водительностью 45 000 м^/час при 9 ата
с тремя промежуточными холодильниками, а на
фиг. 54 — его характеристика.
На фиг. 55 показан разрез турбокомпрес-
сора НЗЛ производительностью 30 0СО м^/час
при 9 ата с внешним охлаждением в трёх
вертикальных холодильниках.
Применение турбокомпрессоров и турбо-
воздуходувок крайне разнообразно. Кроме
воздушных стационарных машин существует
ряд специальных, например, воздуходувки

ГЛ. XII]
ТУРБОВОЗДУХОДУВКИ, ТУРБОГАЗОДУВКИ И ТУРБОКОМПРЕССОРЫ
585
Ф1200-
Фиг. 51. Турбовоздуходувка НЗЛ для доменных печей V = 4100 мя/мин.
Фиг- 52. Турбокомпрессор производительностью 30 000 м3\час при 9 апга.

586
ЦЕНТРОБЕЖНЫЕ КОМПРЕССОРЫ
[РАЗД. IV
для наддува и продувки двигателей внутрен-
него сгорания. Большое количество специаль-
ных машин требуется для химической про-
мышленности. Турбокомпрессоры применяются
также в холодильных машинах.
-3600
Расчёт корпуса на прочность.
Корпус машин обычно выполняется литым,
чугунным. При выборе толщины стенок руко-
водствуются главным образом условиями от-
ливки.
По ДВ
В
Фиг. 53. Турбокомпрессор производительностью 45 000 м3!час при 9 ата и 4000 об'мин.
Конструирование и расчёт основных
деталей
Детали центробежных компрессоров по
своему назначению и условиям работы
делятся на три группы: корпус, ротор и
вспомогательные устройства.
1. Корпус. Корпус состоит из собственно
корпуса (или цилиндра), направляющих аппа-
В качестве ориентировочных могут слу-
жить следующие значения (примерные) тол-
щины стенки:
Диаметр кор-
пуса D в мм
5оэ—iooo
тою—1503
1500—1900
2500
'10
Фиг. 54. Характеристика турбокомпрессора,
изображённого на фиг. 53.
ратов, подшипников и лабиринтных уплот-
нений.
Цилиндры состоят не менее чем из двух
основных частей: нижней части и крышки
(верхней части). Ввиду трудности механиче-
ской обработки мест "под диафрагмы часто
цилиндры изготовляются разделёнными на две
или несколько частей по вертикальной пло-
скости.
Каждый корпус подвергается гидравличе-
скому испытанию. Пробное давление должно
превышать максимально возможное рабочее
на 40—50%. Гидравлическое испытание боль-
ших корпусов многоступенчатых машин часто
производится по секциям на разные давления.
Температурное расширение корпуса боль-
ших машин по длине бывает довольно значи-
тельным B—3 мм); поэтому один из корпу-
сов подшипников выполняется скользящим по
фундаментной плите.
На фиг. 56 показан корпус турбовоздухо-
дувки НЗЛ производительностью 4100 м^/мин.
Толщина стен-
ки s в мм
15—25
23— ЗО
25-35
30-40
Наибольшие напряжения возникают во
фланцевых соединениях. Предварительно
можно задаваться толщиной фланца и диа-
метрами болтов по следующим зависимостям.
Толщина фланца горизонтального разъёма
ht = A,8-4-2,5) smm; (81)
вертикального разъёма
Л2 = A,6ч-2,0) smm, (82)
где 5 — толщина стенки в мм.
Диаметр болтов dg « 0,75/z мм, где h — тол-
щина соответствующего фланца.
Напряжение в стенке цилиндрической части
(83)
где р — давление газа в корпусе в кг/см12;
DgH — внутренний диаметр корпуса в см. Для
чугуна при расчёте наиболее напряжённой
секции корпуса а2 не должно превышать
250 к г./см2.
Для уменьшения диаметра болтов можно
допускать работу фланцев горизонтального
разъёма частично на изгиб.
Сила, стремящаяся оторвать друг от друга
фланцы корпуса на расстоянии шага болтов:
F pD8Ht
r = —i-,-~
кг »
(84)
где / — шаг болтов в см.

ГЛ. XII]
ТУРБОВОЗДУХОДУВКИ, ТУРБОГАЗОДУВКИ И ТУРБОКОМПРЕССОРЫ
587
Фиг. 55. Турбокомпрессор НЗЛ производи-
тельностью 30 000 м31час при 9 ата.
Фиг. 56. Корпус турбовоздуходувки НЗЛ
производительностью 4100 м^мин.

588
ЦЕНТРОБЕЖНЫЕ КОМПРЕССОРЫ
(РАЗД. IV
Силу F можно считать приложенной по
середине толщины корпуса (фиг. 57).
Обозначив через у расстояние от оси бол-
тов до сечения а — а, где будет прекращаться
плотное прилегание фланцев при изгибе, имеем
2т (Р — F)
У= P + 2F СМ'
(85)
где Р—сила затяжки болтов в кг.
—т —f—— п -
Фиг. 57. Расчёт фланца горизонтального разъёма.
Для газонепроницаемости фланцевого со-
единения необходимо, чтобы у было больше
радиуса отверстии под болты у <?¦—?¦ • Для со-
блюдения этого условия необходимо
но
р=
¦к d
°г'у
отсюда для выбора диаметра болтов d^ можно
пользоваться зависимостью
где
4pDeHk
=^~ = 2,5 ч-5,5;
(86)
= 809 -=-1000 кг/см2 для стали типа Ст. 5.
Напряжение во фланце
(87)
th
Для наиболее нагружённой секции корпуса
кг/см? (для чугуна).
(88)
При расчёте поперечных соединений
p(Dl-D\). 0,785
F { внкг
где D\ — внутренний диаметр отверстия в
корпусе; z — число болтов.
Направляющие аппараты или
диафрагмы (фиг. 23), состоящие из диф-
фузора и обратного направляющего аппарата,
обычно выполняются литыми — отдельно или
за одно с корпусом. В случае отдельной отливки
при обработке и центровке должно быть обра-
щено особое внимание на то, чтобы центр
расточки лежал в плоскости разъёма корпуса.
Лабиринтные уплотнения в цен-
тробежных компрессорах ничем не отличаются
от паротурбинных и рассчитываются так же
(см. ЭСМ, т. 2, гл XII).
2. Ротор. Основная часть машины, пере-
дающая энергию воздуху или газу,— ротор
состоит из рабочих колёс, вала, промежуточ-
ных втулок, разгрузочного поршня и соеди-
нительной муфты.
Рабочие колёса выполняются клёпа-
ными или цельнофрезерованными.
Цельнофрезерованные колёса (фиг. 58, а)
имеют только втулку и радиальные лопатки
(открытые колёса) или же лопатки и основной
диск (полузакрытые колёса). В обоих случаях
они изготовляются фрезерованием из одной
поковки.
Фрезерованные колёса с радиальными ло-
патками допускают очень высокие окружные
скорости (до 450 м/сек). Они применяются с
целью уменьшения размеров и веса машины —
главным образом в специальных установках.
Клёпаные колеса применяются в стацио-
нарных машинах при ц2^280 м\сек.
Лопатки рабочих колёс выполняются штам-
пованными (фиг. 58, б) и фрезерованными
(фиг. 58, в).
При штамповке лопаток толщиной 2 мм
радиус загиба кромок — от 3 до 5 мм, для
лопаток толщиной 3 мм этот радиус прини-
мается равным 6—8 мм.
Фрезерованные лопатки ставятся там, где
требуются более высокие окружные ско-
рости.
Выбор материала для рабочих колёс зави-
сит от окружных скоростей. Для высокона-
пряжённых дисков применяются хромоникеле-
молибденовые стали со следующими механи-
ческими свойствами: предел прочности при
растяжении ай=80—100 кг/мм2, предел те-
кучести о5=70-^-80 кг/мм2, удлинение 8Б= 18ч-
-т- 12%, ударная вязкость ak = 6— 10 кгм/см*.
Допускаемый запас прочности 2,5—3 к пределу
текучести. Особое значение придаётся вязким
свойствам металла. Диски изготовляются из
специальных поковок. Образцы для механиче-
ских испытаний берутся из ступицы диска
(внутренней части). Металл контролируется на
флокены.
Для лопаток применяется 3—5%Ni — сталь
с небольшим содержанием углерода.
Примерный химический анализ лопаточной
стали: С = 0,1 н- 0,2о/0; Si = 0,17--0,35<у0; Сг =
= 0,2-*-0,50/0; Ni = 2,9--r-5%; Mn-до 0,6<>/0;
S<0,0350/0; P<0,0350/0.
Механические свойства: аь = 77н- 75 кг\ммг;
as = 50-=-56 KzjMJfi; S5 = 21-*-260/0, попереч-
ное сжатие <\> = 55 -*- 70% (на образцах Гага-
рина).
Из советских сталей для лопаток наиболее
подходит сталь марки Н5А.
Заклёпки для штампованных лопаток из-
готовляются из обычной заклёпочной стали.
Изготовление рабочих колёс требует спе-
циальных приспособлений. Шипы фрезерован-
ных лопаток и заклёпки штампованных рас-
клёпываются обычно без нагрева.

ГЛ. XII]
ТУРБОВОЗДУХОДУВКИ, ТУРБОГАЗОДУВКИ И ТУРБОКОМПРЕССОРЫ
589
После того как проверен вес лопаток (все
они должны быть одинакового веса), их при-
клёпывают к одному из дисков и балансируют
с диском статически, затем приклёпывают
другой диск и колесо снова балансируют.
Роторы в сборе балансируют статически
и динамически.
что: а) взаимодействие между основным и
покрывающим дисками отсутствует, б) на-
грузка от веса лопаток передаётся только на
основной диск.
Величину боковой нагрузки от веса лопа-
ток на основной диск находят путём равно-
мерного распределения веса всех лопаток по
пойВ
Фиг: 58. Типы рабочих колёс: а — колесо цельнофрезе-
рованное; б—колесо со штампованными лопатками;
в — колесо с фрезерованными лопатками.
Если напряжения в частях колёс высоки,
то их подвергают разгону в течение 3—5 мин.
при числе оборотов, на 10—20% превышаю-
щем рабочее.
Посадка колёс на вал при сборке ротора
обычно выполняется с нагревом в связи с тем,
что большинство заводов основной диск са-
жает на вал с натягом. Натяг основного
диска — до 0.00Ы, где d—диаметр посадоч-
ного отверстия.
Расчёт рабочих колёс на прочность ведётся
с учётом только действия центробежных сил,
развивающихся от собственного веса колеса;
при этом нагрузка на колесо от передаваемого
газу крутящего момента не учитывается.
Вопрос о напряжениях и деформациях
в рабочем колесе в достаточной мере ещё
не разработан, и потому задача решается на
основе ряда упрощений, Обычно допускают,
поверхности диска [9], создавая на радиусе г
слой металла толщиной у (фиг. 59)
(89)
2кг sin
где /—площадь сечения лопатки в см-; z —
число лопаток; у и г — в см.
В расчёт центробежных сил элемента диска
вводят вес элемента шириной (т-\-у), напря-
жения же относят к ширине т.
В практике наших заводов для расчёта
цисков нашли применение метод двух про-
счётов [9] и аналитический метод [14].
Расчёт лопаток на прочность ведётся также
только на действие центробежных сил. В связи
с отсутствием методов расчёта лопаток, учи-
тывающих сложное взаимодействие их с ди-
сками, расчёт сводится к весьма приближён-
ному определению изгибающих напряжений
в лопатке и напряжений среза в шипах и
заклёпках.
Для определения изгибающих напряжений
лопатка длиной / см разбивается на элементы
(/i = 1 см).
Нагрузка на единицу длины элемента
q == Л 5 <»2 г кг,
о
(90)
, —!¦
где «а — угловая скорость (сел );г—радиус
центра тяжести элемента в см; s — толщина
лопатки.
Пренебрегая кривизной элемента лопатки,
определяют напряжения только от нормаль-
ных сил дп, так как напряжения от сил qt
малы (фиг. 59):
qn = — s<3>2r cos ? mt
О
где [J — угол между радиусами RAOn и г.

590
ЦЕНТРОБЕЖНЫЕ КОМПРЕССОРЫ
[РАЗД. IV
Изгибающий момент берётся на середине
лопатки, где он вдвое меньше, чем в местах
заделки:
_ to о
- ЬЧ cos р кгси. (91)
АД — Х"Г_ =
тиз — 24 —
Напряжение от изгиба
_ Миз_
W
4gs*
<92>
о
где 0,022 — значение ~~ при п = 1000 об/мин;
As2 s2
Ьнг — в см; W = -~7- = -?-, так как L = l.
о о
Расчёт срезывающих напряжений в шипах
или заклёпках ведётся двояко: либо путём
деления лопатки на элементы по числу заклё-
где г—число всех шипов или заклёпок;
/ — площадь сечения заклёпки в см2.
Следует отметить, что оба метода расчёта
лопаток дают крайне приближённые значения
напряжений и слабо отражают то, что имеет
место в действительности.
Валы изготовляются главным образом
из углеродистой стали с аь — 60 -f- 50 кг/мм%,
cry = 35 -f- 28 кг/мм», \ = 16 ~ 22%.
Валы выполняются преимущественно в
виде тел равного сопротивления изгибу.
Обычно машины имеют двухопорные валы,
но в ряде конструкций можно встретить и
трёхопорные (фиг. 52).
Валы многоступенчатых машин в большин-
стве случаев .гибкие*, т. е. их рабочее число
оборотов выше критического.
Валы выполняются из специальных поко-
вок. Образцы для механических испытаний
берутся с обоих концов вала.
Валы центробежных компрессоров шли-
фуются по всей поверхности и контроли-
Фиг. 59. К расчёту лопаток и дисков на прочность [к формулам (89)—(93)].
пок, либо путём отнесения центробежной
силы, развиваемой лопаткой, к площади всех
шипов или заклёпок.
В первом случае центробежная сила на
элемент лопатки, приходящийся на два шипа
или заклёпки:
F=— ufir кг,
g
где Gz=ybst кг; t — шаг заклёпок в ел и на-
пряжение среза
(93)
= -? = 0,056(^У^
значение
g
при п =
где 0,056
g
=¦ 1000 об/мин; d — диаметр шипа или заклёпки
в см.
Во втором случае
F = ~a>2/- цг,
g
где G—вес всей лопатки в кг; г—радиус
центра тяжести всей лопатки в см;
руются на отсутствие трещин (например, ма-
гнитным методом).
Каждое колесо насаживается на шпонки.
Все шпонки делаются одинакового сечения,
соответствующего наименьшему диаметру
вала (обычно у соединительной муфты).
Промежуточные втулки также на-
саживаются на вал в нагретом состоянии, но
с меньшим натягом (плотная или тугая по-
садка), чем колёса.
Расчёт вала производится на прочность
и на критическое число оборотов.
Размеры вала—длина между опорами и
его диаметры — могут быть выяснены только
в процессе конструирования. Приближённо
диаметр вала может быть определён по сле-
дующей формуле [11]
(95)
где /—число колёс; ka = 2-7-2,2; пкр — кри-
тическое число оборотов в минуту.
Если диаметры колёс неодинаковы, то
можно принимать
— vf HZjCM t
(94)

ГЛ. XII]
ТУРБОВОЗДУХОДУВКИ, ТУРБОГАЗОДУВКИ И ТУРБОКОМПРЕССОРЫ
591
Шейки валов выполняются с наименьшим
допустимым диаметром, так как их размеры
определяют расход масла на смазку подшип-
ников. Они проверяются на прочность по ре-
зультирующим напряжениям от изгиба и кру-
чения.
Допускаемые напряжения /?и=450—
600 кг\см\
В случае жёсткого вала критическое число
оборотов
п
кр
>
При гибких валах [18]
1,3лкр1<я< @,7-0,8) пкр2,
(96)
где пКр\ и пКр2 — первое и второе критиче-
ские числа оборотов.
Разгрузочный поршень (дум-
ми с) представляет собой диск с лабиринт-
ными уплотнениями, служащий для разгрузки
осевых усилий, создающихся по обе стороны
колеса вследствие разности давлений Ар =
= Р%— Ръ гДе Ръ— давление после колеса,
рг — давление перед колесом (фиг. 60).
Осевое усилие, создаваемое одним колесом,
*= 0.7 А, ?(Д»-
(97)
где DK — внешний диаметр кольца на покры-
вающем диске в см; ^о — диаметр ступицы
Фиг. 60. К расчёту осевых усилий [к формуле (97)].
в см; Ар — разность давлений до и после ко-
леса В K2JCM2.
Сила, действующая на весь ротор, ??,
равная сумме осевых усилий отдельных колёс,
в крупных машинах достигает нескольких
тонн.
Сила F создаётся разгрузочным поршнем
за счёт действующей на него разности давле-
ний {РкоН — Рнач)* так как °Дна из сторон дум-
миса находится под давлением всасывания
(полость а), другая под давлением, создавае-
мым последним колесом (полость Ь) (фиг. 60),
причём эта сила направлена в противополож-
ную сторону к силе YJ (сумме осевых уси-
лий отдельных колёс).
Так как лабиринтные потери в думмисе
являются главными объёмными потерями, то
конструкторы стремятся уменьшить диаметр
думмиса или даже совсем не ставить думмис,
так чтобы все усилия 2^ либо воспринима-
лись упорным подшипником, либо взаимно
уравновешивались вследствие расположения
колёс в разные стороны.
Диаметр думмиса может быть определён
приближённо из выражения
№умм -4) (Ркон-
(98)
3. Масляная система. Обычно применяете»
циркуляционная система смазки под давлением.
Давление масла для смазки 0,5—1,8 кг/см,
для системы автоматического регулирования —
3—4 кг\см\
Для подачи масла применяются зубчатые
масляные насосы. Главный насос располагается
на валу машины или редуктора; вспомогатель-
ный или пусковой приводится от электромо-
тора, у мелких машин — от руки.
Вертикальный пусковой насос с фланцевым
двигателем удобно располагать на масляном
баке. В этом случае пусковой насос рекомен-
дуется опускать на небольшую глубину в
масло, для того чтобы невозможно было пу-
стить компрессор в ход при недостаточном
количестве масла в баке. Забор масла
главным насосом при этом делается с ббль-
шей глубины.
Количество масла в баке определяется крат-
ностью циркуляции масла в час, т. е. отноше-
нием часового расхода масла к его количеству
в системе. Кратность циркуляции должна быть
равна 5—8.
Скорость масла в трубопроводах на нагне-
тании — около 1 м/сек, на сливе 0,3—0,6 м\сек.
Для смазки применяются турбинные масла
по ГОСТ 32 —42 марок Л и УТ. В случае не-
посредственного привода от электродвигателя
или от паровой турбины применяется масло
Л — лёгкое; в случае наличия зубчатой пере-
дачи— масло УТ, более тяжёлое. Нормальная
температура масла 40—45° С на выходе из
маслохолодильника и 50—60°Сна входе. В слу-
чае пуска в холодное время года необходима
следить за тем, чтобы температура масла
была не ниже 30° С, так как с понижением
температуры его вязкость резко увеличи-
вается.
4. Холодильники. Обычно промежуточные
холодильники применяются кожухо-трубчатой
конструкции с латунными трубками. Корпусы
холодильников отливаются за одно целое с
корпусом машины, отдельно от него либо вы-
полняются сварными. Для удобства монтажа
холодильники располагаются преимущественно
вертикально.
Воздух или газ идёт между трубками, а
вода — по трубкам. Диаметр трубок обычно
14—16 мм.
В современных конструкциях трубки при-
меняются почти исключительно ребристые.

592
ЦЕНТРОБЕЖНЫЕ КОМПРЕССОРЫ
[РАЗД. IV
Расположение трубок в пучке — шахматное.
Диаметр трубок 20—25 ми, диаметр ребра
50—55 мм.
Иногда применяются трубки эллипсовид-
ной, обтекаемой формы с квадратными рёб-
рами.
Расчёт холодильников на прочность сво-
дится к определению напряжений в стенке,
фланцах и болтах.
При конструировании холодильников сле-
дует считаться с возможностью вибрации
трубок в случае совпадения их собственной
частоты колебаний с числом оборотов ро-
тора, что ведёт к разрушению трубок. Это
явление в холодильниках турбокомпрессоров
ещё почти не изучено.
5. Обратный клапан. Для предотвращения
обратного тока газа через машину в случае
аварийной остановки двигателя каждый тур-
бокомпрессор или турбовоздуходувка снаб-
жается обратным клапаном (фиг. 61).
Безотказная работа клапана имеет исклю-
чительно важное значение. При отказе от
Фиг. 61. Обратный клапан.
работы обратного клапана во время оста-
новки машина начинает вращаться как тур-
бина в другую сторону, что ведёт к немедлен-
ному подплавлению подшипников вследствие
прекращения подачи масла, так как масляный
насос вращается также в обратную сторону.
Основные указания по монтажу, эксплоа-
тации и испытанию центробежных ком-
прессоров
Для спокойной работы машины необхо-
димо полностью разгрузить её корпус от веса
трубопроводов. Несоблюдение этого требова-
ния приводит к вибрации.
При монтаже машины необходимо следить
также за правильной установкой компенсато-
ров на трубопроводах и свободным расшире-
нием корпуса, которое происходит в течение
первых 2—2,5 час. работы.
Качество монтажа определяется величиной
вибрации машины при работе. Нормальной
вибрацией следует считать такую, при кото-
рой амплитуда колебаний равна 0,01—0,02 мм
на подшипниках.
При приёмке машины из монтажа необ-
ходимо убедиться в безукоризненной работе
масляной системы и в правильном темпера-
турном режиме смазки, а также установить
величину вибрации.
Пуск и остановка машины производятся
при закрытых задвижках на всасывании и
нагнетании, что особенно важно при приводе
от синхронного электромотора.
Испытания центробежных компрессоров
производятся на испытательных стендах заво-
дов-изготовителей и на местах установки.
Целью испытаний обычно является устано-
вление характеристических кривых: PV, VN
и Vf\, а также экономических показателей
установки — удельных расходов энергии
(квт-ч/м3 всас. газа), охлаждающей воды
(л3/Л13 всас. газа) и т. д.
Таким образом, испытания заключаются
прежде всего в замерах расхода воздуха или
газа, давлений и температур. Измерение рас-
хода воздуха или газа производится согласно
„Правилам № 169 по измерению расхода
жидкостей и газов" Главмервеса НКВД СССР
нормальными дроссельными приборами —
соплами и диафрагмами (см. т. 1, книга 1, гл. IV,
стр. 409—410), замер давлений — образцовыми
манометрами, дифманометрами ртутными,
водяными и спиртовыми и микроманометрами
типа Крелль, ЦАГИ, Фусс и др.; замер тем-
ператур — ртутными термометрами с деле-
ниями 0,1° С.
Замеры, соответствующие отдельным точ-
кам кривых, производятся в течение 15—
45 мин. в зависимости от требований, с за-
писью показаний приборов через каждые
5 мин.
Обработка результатов проводится по
соответствующим нормам [23].
ОСЕВЫЕ ВЕНТИЛЯТОРЫ
Осевые вентиляторы применяются при
очень больших расходах газа с относительно
малыми напорами, т. е. при
(99)
ун?Г
Движение воздуха в осевом вентиляторе
почти совпадает с направлением оси машины.
Колесо осевого вентилятора состоит из
цилиндрической втулки с радиально располо-
женными лопастями (фиг. 62).
Конструирование и расчёт осевых вентиля-
торов производятся на основе теории крыла,
основоположником которой является русский
учёный Н. Е. Жуковский. Приложение этой
теории к расчёту осевых вентиляторов разра-
ботано трудами советских учёных — сотрудни-
ками Центрального аэрогидродинамического
института (ЦАГИ) [16, 17, 13, 12, 1, 2].
Лопасти
Лопасти вентиляторов бывают трёх типов:
с профилем авиационного крыла (фиг. 63),
металлические вогнутые (фиг. 64) и сим-
метричные (фиг. 65) (применяются там, где

ГЛ. XII]
ОСЕВЫЕ ВЕНТИЛЯТОРЫ
593
требуется реверсивный ход). При работе вен-
тилятора каждая лопасть находится в потоке
воздуха, набегающем на неё с относительной
скоростью w и образующем с хордами от-
Фиг. 62. Схема осевого вентилятора.
дельных сечений лопасти углы атаки а
(фиг. 66).
Под влиянием набегающего потока на эле-
мент лопасти действует сила Д/?, равная гео-
метрической сумме сил ДЛГ и ДК:
ЬУ = CyP&Sw* кг;
кг,
A00)
A01)
где ДУ—подъёмная сила, нормальная к на
правлению потока, в кг; ДА"—сила лобового
Фиг. 63. Сечения лопастей Фиг. 64. Сечения металли-
с профилем авиационного ческих вогнутых лопастей,
крыла.
ординат — Cv и Сх; иногда, кроме того, —
С
изменение качества крыла v = —?- или его
обратную величину
A02)
2. График второго типа — поляра
Лилиенталя. По оси абсцисс откладыва от Сх,
по оси ординат — Су (масштабы Су часто
относятся к масштабам Сх как 1:5), и на
полученной кривой отмечают углы атаки.
Условия работы лопастей осевого венти-
лятора, вращающегося в кожухе без зазора,
близки к условиям работы крыла бесконеч-
ного размаха впло-
скопараллельном
потоке. Размахом
крыла называется
отношение X = — -
Фиг. 65. Сечение лопасти сим-
метричного профиля.
(для бесконечного
размаха X = оо).
На фиг. 68 по-
казана типичная поляра вентиляторной дужки
для X = 5, перестроенная для X = оо. Здесь
же нанесена кривая Cy = f(t).
Развернув в плоскости цилиндрическое се-
чение лопастей на радиусе R (фиг. 69 и 70Д по-
лучим решётку крыльев
UY
(лопастей), при проходе
через которую изменя-
Фиг. 66. Силы, действую-
щие на крыло.
Фиг. 07. Поверх-
ность лопасти.
ются направление движения и давление воздуха.
Отношение — называется густотой ре-
шётки.
Расчёт вентилятора при отсутствии
лобового сопротивления
Если не учитывать потерь на трение, т. е.
не учитывать влияния Сх, то полный теоре-
тический напор, развиваемый вентилятором,
определится из уравнения Эйлера
Нт — р (w2 с2и — «1 сы) кг/м2. A03)
Если принять, что поток подходит к ко-
лесу незакрученным (с1н = 0), то
Нт = р«2 с2и = рМи кг1л&, A04)
сопротивления, направленная по потоку в кг;
р-—плотность воздуха в кгсен^/м*; kS = bl —
поверхность элемента лопасти (фиг. 67);
Су и Сх — коэфициенты подъёмной силы и
лобового сопротивления, определяемые испы-
танием крыла с профилем, соответствующим
сечению лопасти (см. т. 1, книга 1, гл. IV).
В результате испытаний составляют гра-
фики одного из двух типов:
1. График первого типа. По оси
абсцисс откладывают углы атаки а, а по оси
38 Том 12
так как воздух при движении остается на
одном и том же радиксе и щ = «2 = и-
Полный напор, создаваемый вентилятором,
равен разности полных напоров после венти-
лятора и до него
Нт = Рг + Р
'2и
+ Р -о Pi—
4
\о
кг\м\ (Ю5)

594
ЦЕНТРОБЕЖНЫЕ КОМПРЕССОРЫ
[РАЗД. IV
где cia и с2а—скорости на входе и выходе
в м/сек.
После колеса поток получается несколько
закрученным и с2ц>0; в то же время с2а~
= с1G (осевые скорости на входе и выходе
колеса равны).
-.5*
Су
0,7
0,6
0,5
0,4
as
pf
h
f
J
ml
A =?
/
/
I
0
N
f
7
h
5
/
I
I
n
Ph
7)'
A
A
о
6
j
Y
' ,
id
A-
\4OO,05
\fO
A
40'
-c
о
15
14°
><
I
0,10
20
18
!
О
Cx
25 ac
Фиг- 68. Поляра вентиляторной дужки для
Х-1-5.
Отсюда статический напор осевого венти-
лятора на конце лопасти радиусом R:
= ри# c2ur
AuR
A06)
где с2в# — тангенциальная составляющая ско-
рости воздуха на выходе на конце лопасти
радиусом R; и% —
окружная скорость на
конце крыла.
Из этого уравне-
ния определяют ско-
рость закручивания
на внешнем радиусе
с2ы/?; окружную ско-
рость берут из со-
ображений прочно-
Фиг. 69. Цилиндрическое
сечение лопастей по ра-
диусу R.
СТИ.
Теоретические на-
поры, создаваемые
элементами лопасти,
должны быть вдоль радиуса равны, т. е.
Нт=риси = P">rcu = const rcu = const.
Это соответствует потоку, имеющему вну-
три только один вихрь по оси цилиндра.
Зная величину внешнего радиуса вентиля-
тора R, определяют величину циркуляции цен-
трального вихря
. мЦсек. A07)
Эта циркуляция равна сумме циркуляции
по отдельным лопастям. По теореме Жуков-
ского циркуляция вокруг лопасти
Гг — — =
bw,
откуда
Ь =
м,
A08)
где г — число лопастей; Ь — ширина лопасти;
w — относительная скорость в м\сек.
Фиг. 70. Решётка лопастей.
Поток, проходя через решётку лопастей,
изменяется за счёт появления скорости са.
На фиг. 70 показаны треугольники скоростей
на входе и выходе.
Относительные скорости на входе и выходе.
Сд + ы2 м/сек;
— <иJ
l сек.
Действие такого потока на элемент лопасти
может быть заменено по создаваемому
&R
Фиг. 71. Силы, развиваемые элементом
лопасти.
эффекту действием прямолинейного потока с
некоторой скоростью w, направление которой
соответствует среднему направлению между
wx и w%.
W =
A09>
и угол притекания
0 = arc tg
и —
Прибавляя угол атаки а, соответствую-
щий Су из диаграммы испытания профиля,
получаем угол установки данного сечения 9
(фиг. 71)
в = р + а. A11)

ГЛ. XII]
ОСЕВЫЕ ВЕНТИЛЯТОРЫ
595
Разделив лопасть по длине на равные от-
резки и определив для радиуса середины
каждого из полученных отрезков величины w,
fi, 6, Ь и Су, получим форму всей лопасти.
Влияние трения, зазора и взаимодействия
лопастей
1. Трение. Из рассмотрения сил, действу-
ющих на крыло (фиг. 72), следует, что в слу-
чае лобового сопротивления проекция Д/? на
ось вентилятора уменьшается для элемента
лопасти высотой Дг и шириной Ь на величину
\Х sin % = Сх рш/2 Arb sin 0 кг. A12)
Потеря напора за счёт трения
A13)
Сх pz да2 b sin fi
~2i г
где &F =
Потеря напора за счёт трения для всей
лопасти может быть определена по прибли-
жённой формуле
дя,
тр. ср
d_
D
A14)
B
где р. := — ; d — диаметр втулки вентилятора.
Су
Потеря напора для отдельного элемента
где Н — перепад давлений, развиваемый дан-
ным элементом.
При наличии трения мощность зависит не
только от циркуляции Г, но и от
Р = ?Л и сц= —- м/сек,
где JV — мощность в кгм/сек; Q — производи-
тельность в M^jceK.
В то же время по уравнению A07)
Г
м/сек,
что при отсутствии однозначной связи между Г
и N приводит к неравенству между скоро-
стью с„, определяющей циркуляцию вокруг
лопастей, и скоростью сн, входящей в уравне-
ние мощности. Отсюда следует, что сумма
циркуляции вокруг лопастей не равна цирку-
ляции центрального вихря за вентилятором
Г 2Я
й
2. Влияние величины зазора на созда-
ваемый напор. Относительная величина зазора
между лопастью вентилятора и кожухом
(фиг. 73)
7^^ A15)
D(\-d)
I d
где а = —— отношение
диаметра втулки к
диаметру вентилятора, влияет на величину раз-
виваемого вентилятором напора (фиг. 74).
3. Взаимное влияние лопастей. Вели-
чина Су при работе профиля в решётке умень-
шается и принимает значение Кр Су.
На фиг. 75 показана величина Кр — коэфи-
циента, характеризующего взаимное влияние
Фиг. 72. Влияние трения
на силы, развиваемые эле-
ментом лопасти.
Фиг. 73. Влияние зазора
между лопастью и кожу-
хом на создаваемый напор
лопастей в зависимости от — для различных
значений относительной циркуляции
Т
Для уменьшения взаимного влияния лопа-
стей необходимо расставлять их реже, что до-
стигается увеличением диаметра втулки d и по-
Н%
100
90
80
70
60
50
40
012345678
Фиг. 74. Влияние относительного зазора
на создаваемый напор.
следовательным соединением ряда вентилято-
ров (многоступенчатые машины).
Коэфициенты полезного действия
1. ПОЛНЫЙ К. П. Д. t] = f\np f\Kp Цддд.
2. Гидравлический к. п. д. \ = ч\пр -цкр.
3. Профильный к. п. д., учитывающий влия-
ние профильного сопротивления,
С
\
\
\
V —tgp v— is
sr ц
¦Цпр
где
+ ctg P v +
s = cyx-
4. Коэфициент закручивания
и —
A17)
Щр ц
5. К. п. д. зазора —
ние зазора.
учитывает влия-

596
ЦЕНТРОБЕЖНЫЕ КОМПРЕССОРЫ
[РАЗД. IV
Проверочный расчёт вентилятора
В случае необходимости определения Q и
Н для имеющегося осевого вентилятора мето-
дика расчёта изменяется [12], так как пользо-
вание изложенной выше несколько затрудни-
тельно.
1,0
0,8
то имеем для профильного к. п. д.
0,6
04
1
1
4
Ml
4,
—.
-mi
x=s
*¦»
1 1
—
S
S3
s
—
0 02
0.6 OJS 1,0 b/t
Фиг. 75. Взаимное влияние лопастей
в зависимости от относительной
циркуляции.
A24)
Величины Т|„„ и ka определяются в зави-
симости от профилей, величины же b, z, р, и,
г и 6 = fj + а известны для любого элемента
лопасти.
Таким образом, задавшись одной из вели-
чин, например си, и решив совместно приве-
дённые выше уравнения, можно определить
Н, а и |3 для данного элемента, а затем из
соотношения
AQ =
и величину расхода, даваемого этим элементом
(подробнее см. [12]).
Разделив почленно на pASw2 выражения
(фиг. 76)
Д/?о = AFcosp
и
Д/?и = AFsing
и обозначив
рД
имеем [пользуясь формулами A00) и A01)]:
коэфициент напора
= Су cos р — Сх sin
коэфициент мощности
ku= С
Cxcos$.
A19)
A20)
Величины ka и ku зависят от угла атаки а
и угла притекания р.
Величина -~ назы
К
вается качеством эле-
мента лопасти венти-
лятора.
Напор, отнесённый
к кольцевой* площади,
сметаемой элементом,
т. е. для z лопастей
Фиг. 76. К проверочному
расчёту осевого вентиля- Нэл =
тора.
2itr
кг/лз.A21)
Выбор основных параметров вентилятора
1. Окружная скорость и выбирается в
следующих пределах: при лопастях из листо-
вого металла постоянной толщины и =
= 60-^-70 м/сек] при лопастях из листового
металла переменной толщины и = 100-й
-4- ПО м\сек; при профилированных лопастях
в зависимости от металла, конструкции и за-
крепления на втулке ы= 100 -f- 200 м/сек.
2. Осевая скорость. Повышение са =
= — при заданном значении и ведёт к повы-
и
шению полного к. п. д. при одновременном
возрастании отношения динамического напо.ра
к полному. Излишнее повышение Та может
привести к снижению статического напора и,
следовательно, к снижению эксплоатацион-
ных свойств установки.
3. Диаметр втулки. При выбранных и и
са величина осевой скорости оказывается
вполне определённой, и для выбора диаметра
колеса необходимо знать величину относи-
тельного диаметра втулки, обусловленную
главным образом густотой решётки лопастей.
Недостаток данных по этому вопросу не
позволяет указать точных границ —-. При
— = 0,6-^-0,8 (у втулки) взаимное влияние
лопастей не очень значительно.
Если принять —-=1, то
Потребная мощность
NaA — ku (>w2 ub brz кгм\сек.
К. п. д. элемента лопасти
A22)
Cyw
и —
где
откуда
Г =
U'R
A23;
Г
A25)
Но,так как
Приняв
г\ал — ~*.пр ' "*]«/>»

ГЛ. XIIJ
ОСЕВЫЕ ВЕНТИЛЯТОРЫ
597
Фиг. ?7. Двухступенчатый осевой вентилятор.
Фиг. 78. Вентилятор
с поворотными
допастямн.

598
ЦЕНТРОБЕЖНЫЕ КОМПРЕССОРЫ
(РАЗД. IV
имеем
Г
Ъ
Су 0,9
4. Число модулей. В теории винтов отноше-
са
ние т. = —— называется модулем винта.
Су для 4- = 1 в среднем может быть при- Модуль — теоретическая длина пути, прой-
¦ f ь денного воздухом при повороте колеса на
нято равным 0,7Су, где Су — коэфициент 1 радиан.
по QHJK
noEF
Фиг. 79. Шахтный вентилятор.
подъёмной силы изолированного крыла, а
0,7 — значение коэфициента kp (фиг. 75).
В таком случае
R
Отношение z = — = — =
называется
числом модулей на данном радиусе.
Это число для удовлетворительно работа-
ющих вентиляторов лежит в пределах 3—8 [8].
Диффузор и спрямляющий аппарат
Для лучшего использования скоростного
напора за вентилятором —^— применяются диф-
фузоры, а для использования
скоростного напора закручива-
рс2
ния -j^—спрямляющие аппараты.
Фиг. 80. Схема газотурбинного агрегата мощностью 5000 кет:
1 — аксиальный компрессор; 2—теплообменник; 3 — камера сгорания; -
4 — газовая турбина; 5 — зубчатая передача; 6—генератор; 7 — элек- f *
тродвигатель для запуска; * — возбудитель.
а при С' — 0,5
= \$V Г.
Если при этих условиях d= -уг
получается
более 0,7, то лучше переходить к двухсту-
пенчатой конструкции.
Наиболее экономичны диффузоры, длина
которых равна четырём-пяти их малым диа-
метрам.
Спрямляющие аппараты выполняются пло-
скими и профилированными. При значительно
нагружённых лопастях, которые создают
сильно закрученный поток за колесом, пред-

ГЛ. XII]
ОСЕВЫЕ ВЕНТИЛЯТОРЫ
599
почтение следует отдавать профилированным
спрямляющим аппаратам.
Многоступенчатые вентиляторы
Чем больше напор, развиваемый вентиля-
тором, тем больше значение уг-. При =р=0,7
половина всего сечения, в котором находится
колесо, занята втулкой. При дальнейшем воз-
d
растании — живое сечение вентилятора
Расчётная
точка
Линии п=canst
Линии q=const
Производительность Q 100%
Фиг. 81. Характеристика осевого компрессора.
быстро уменьшается. В этом случае целесо-
образно переходить к двухступенчатой схеме
(фиг. 77). Однако следует отметить, чтовели-
d
чина у- имеет тенденцию к росту и в совре-
менных высоконапорных и многоступенчатых
машинах (осевые компрессоры) достигает
более высоких значений, нежели 0,7.
Поворотные лопасти
При работе на сеть с переменным во вре-
мени сопротивлением рационально применять
вентиляторы с поворотными лопастями (фиг.78)
и с направляющими аппаратами на входе, а
также с поворотными лопатками.
Особенно удобны такие вентиляторы в гор-
ном деле (шахтные вентиляторы, фиг. 79).
Осевые (аксиальные) компрессоры
Большое значение приобретают так назы-
ваемые осевые (аксиальные) компрессоры,
отличающиеся от осевых вентиляторов ббль-
шим числом колёс A0—20), большими окруж-
ными скоростями B00—250 м/сек) и большим
развиваемым давлением D—5 а/ид).
Осевые компрессоры по сравнению с обыч-
ными центробежными компрессорами и воз-
духодувками обладают меньшими габаритами
и более высокими к. п. д.
Большое влияние на развитие осевых ком-
прессоров оказывает применение их для газо-
турбинных установок мощностью до 12 000 кет.
На фиг. 80 показана схема газотурбинного
агрегата мощностью 1000—5000 кет с терми-
ческим к. п. д. 180/0.
На фиг. 8] показана кривая PV осевого
компрессора.
Кроме стационарных газотурбинных уста-
новок, осевые компрессоры широко приме-
няются также в авиационных газовых турби-
нах.
Высокие к. п. д., малые габариты и вес,
а также простота конструкции дают основа-
ние ожидать дальнейшего развития осевых
компрессоров.
ЛИТЕРАТУРА И ИСТОЧНИКИ
1. Бушель и Сурнов, Атлас конструкций центро-
бежных и осевых вентиляторов, Труды ЦАГИ № 380,
1938.
2. Б ы ч к о в А. Г., Осевые вентиляторы ЦАГИ серии В,
ТРУДЫ ЦАГИ № 463, 1940.
3. Г и н ц А., Термодинамические основы поршневых и
турбокомпрессоров, Энергоиздат, 1933.
4. Дмитриевский В. И. и Холщевников,
Нагнетатели и наддув авиационных двигателей, Обо-
ронтиз, 1939.
5. Довжик С. А. и Поликовский В. И., Иссле-
дование модели двухступенчатой турбовоздуходувки,
Труды ЦАГИ № 191, .1935.
6. Невельсон М. И., Аэродинамика центробежного
вентилятора, Труды ЦАГИ № 580, 1946.
7. О с т е р т а г П., Компрессоры и воздуходувки,
т. II, ГНТИ, 1931.
8. Поликовский В. И., Вентиляторы, воздухе
дувки, компрессоры, ОНТИ, т. I и II, 1936.
9. Рис В. ф., Расчёт дисков турбомашин, изд. Нев-
ского машиностроительного завода им. Ленина, Ленин-
град 1938.
10. Стефан овск и й В. А., Осевые компрессоры,
ч. I, Труды ЦИАМ № 117, 1946.
11. С т р а х о в и ч К. И., Центробежные компрессорные
машины, Машгиз. 1940.
12. Струве Э. Э., Проверочный расчёт осевого вен-
тилятора, Труды ЦАГИ № 295, 1940.
13. Т а т а р и н о в М. П., Осевые (пропеллерные) венти-
ляторы для горной промышленности, ОНТИ, 1936.
14. Т у м а р к и н С. А,, Методы расчёта напряжений
во вращающихся дисках, Труды ЦАГИ № 262, 1936.
15. Т у м а р к и н С. А., Расчёт вентиляторов на проч-
ность, Труды ЦАГИ № 496, 1940.
16. У ш а к о в К. А., Аэродинамический расчёт осевого
вентилятора. Труды ЦАГИ № 277, 1936.
17. Ушаков К. А., Поликовский В. И.,
инж. Невельсон М. И., Татаринов М. П.,
Рудничные вентиляторные установки, ОНТИ, 1938.
18. Eck — Kearton, Turbogeblase und Turbokom-
pressoren,—Springer, Berlin 1929.
19. H i n z A., Vergieich zwischen Kolben und Turbokom-
pressoren, ZdVDI. 1937, № 24.
20. К 1 u g e ?., Regelung von Kreiselverdichtern, ZdVDI,
1940, № 44, стр. 837.
21. Salisbury K., The Basic Gase Turbine Plant and.
some its Variants, Mechanical Eng., 1944, № 6.
22. Schulz E., Turbokompressoren und Turbogeblase»
Springer, Berlin 1931.
23. Vbl — Regeln fur die Abnahme — und Leistungsver-
suchen an Verdichtern, VDI—Verlag, Berlin 1934.

ХОЛОДИЛЬНЫЕ МАШИНЫ
Глава XIII
РАБОЧИЕ ПРОЦЕССЫ ХОЛОДИЛЬНЫХ МАШИН
ОСНОВЫ ПРОИЗВОДСТВА
ИСКУССТВЕННОГО ХОЛОДА
Холодильные машины применяются
для понижения температуры охлаждаемого
объекта ниже температуры окружающей среды
на требуемый отрезок времени. Отводимое
при охлаждении тепло воспринимается холо-
дильным агентом, температура кото-
рого должна быть ещё более низкой, или про-
межуточным теплоносителем.
Поддержание пониженной температуры
агента осуществляется обычно испарением
(кипением) его при соответствующем давле-
нии с непрерывным удалением образующихся
паров.
Тепло q0 ккал/кг, отнятое агентом от охла-
ждаемой среды при температуре кипения
То° К (^о °С), передаётся охлаждающей среде
(воде или воздуху) при последующей конден-
сации паров под более высоким давлением и
при более высокой температуре Тк° К (tK° С).
Процесс переноса тепла связан с затратой ра-
боты AL ккал/кг для сжатия паров. Холо-
дильный коэфициент е = -j~ не может
превысить предела, определяемого обратным
Т
циклом Карно sc = -=,—-_-.
'к — * о
В холодильных машинах, как правило, осу-
ществляется замкнутый цикл измене-
ний состояний агента и возвращение его в на-
чальное состояние. В зависимости от способа
осуществления замкнутого цикла холодильные
машины подразделяются на компрессионные,
пароэжекторные и абсорбционные.
Холодильной машиной называется
комплекс элементов, осуществляющих цир-
куляцию агента. Холодильной уста-
новкой называется объединение холодиль-
ной машины с другими элементами, осуще-
ствляющими процессы распределения и по-
требления холода. Схема компрессионной холо-
дильной установки изображена на фиг. 1.
КОМПРЕССИОННЫЕ ХОЛОДИЛЬНЫЕ
МАШИНЫ
Компрессионные холодильные машины
включают следующие элементы: испаритель,
в котором происходит поглощение тепла аген-
том при переходе его из жидкого состояния
в парообразное; компрессор, сжимающий пары
агента до давления конденсации; конденсатор,
в котором холодильный агент сжижается, от-
давая тепло охлаждающей среде; регулирую-*
щий вентиль, в котором жидкий агент дрос-
селируется до давления кипения; вспомога-
тельные аппараты.
По числу ступеней сжатия различают одно-
и многоступенчатые компрессионные холодиль-
ные машины.
Теоретические циклы компрессионных
машин рассчитывают, исходя из следующих
предположений: процессы кипения и конден-
сации протекают при неизменных давлениях и
температурах; компрессор — идеальный: без
теплообмена, трения, дроссельных потерь,
мёртвого пространства и утечек; сжатие—
адиабатическое; понижение давления агента,
поступающего из конденсатора в испаритель,
происходит в дроссельном (регулирующем)
вентиле; в трубопроводах состояние агента не
изменяется [6].
Отклонения действительных циклов от тео-
ретических учитываются соответствующими
рабочими коэфициентами.
Циклы одноступенчатых машин
Цикл одноступенчатой машины характери-
зуется: засасыванием из испарителя в компрес-
сор сухого насыщенного пара, адиабатическим
одноступенчатым сжатием в компрессоре,
охлаждением и конденсацией пара в конден-
саторе, переохлаждением жидкого агента и
дросселированием его в регулирующем вен-
тиле (фиг. 2).
Область применения цикла — получение
температур кипения агента до —30° С и редко
ниже. Насчёт цикла производится для i кг
агента, протекающего через испаритель.
Тепловой расчёт машины сводится к опре-
делению величин объёма, описываемого порш-
нем Vh (мь/час), индикаторной мощности
Ni (кет) и удельной холодопроизводитель-
ности К (ккал/квт-ч) по заданным: холодо-
производительности Qo (ккал/час), температуре
кипения /0 6С и температуре конденсации tK °C
(или по соответствующим давлениям кипения />ф
и конденсации рк).
Холодопроизводительность 1 кг агента со-
ставляет
q0 = ij_ — /3 = г A — х) = (^ — /5) A"—•*) ккал/кг,
где г (ккал/кг) — скрытая теплота парообра-
зования; х (кг/кг) — паросодержание после ре-

Щ
^ВД?а^^вд(^^
Фиг. 1. Схема компрессионной холодильной установки: 1 - маслоотделитель; 2~ маслосборник; 3 - обратный клапан; 4 — конденсатор; 5 — предохранительный клапан;
о — компрессор; 7 — электродвигатель; 8 — испаритель; 9 - рассольный насос; 10 — рассольная батарея; П — холодильная камера; 12 — грязеуловитель.

602
РАБОЧИЕ ПРОЦЕССЫ ХОЛОДИЛЬНЫХ МАШИН
[РАЗД. IV
гулирующего вентиля; / (ккал{кг) — теплосо-
держание агента в разных точках схемы *.
Затрата работы в компрессоре при сжа-
тии 1 кг агента
AL = /2 — ix ккал\кг.
Объёмная холодопроизводительность 1 мъ
агента, поступающего в компрессор,
„ ^о *i — h
где vt (м3/кг) — удельный объём пара, засасы-
ваемого компрессором.
Теплоноситель
'з('и)
Фиг. 2. Схема (а) и изображение рабочего процесса
в i—lg p-диаграмме (б) одноступенчатой машины.
Паросодержание х кг\кг после дроссели-
рования может быть определено по данным
фиг. 3.
х
ПО!
Фиг. 3. Паресодержание холодильных агентов после
дросселирование х кг\кг в зависимости от температур
переохлаждения / и кипения to°Q.
Теоретическое среднее индикаторное давле-
ние в компрессоре
104.
К
На фиг. 4 и 5 приведены значения p-t для
аммиачного и фреонового (фреон-12) компрес-
соров.
Количество циркулирующего агента
Ga = — кг/час.
Яа
Тепловая нагрузка конденсатора, отнесён-
ная к 1 кг агента, равна
=к— 'з ккал/кг;
обычно qK = (l,2-f-l,25) Со-
общая нагрузка конденсатора
QK=qK'Ga ккал/час.
Необходимый объём, описываемый порш-
нями компрессора,
у»
ДммиаЪ
(NH3)
i
У
-•
/
**•
**•
/.
/
/
А
л
i/
у
/
/
/
f
*-•
-1
1-
(
-
•4
'
J
1
*Ю
"Г
>
k,
h
s
•
•**
s
s
¦ч
S
4
\
s
ч
ч
*-
p
s
s
\
s
\
5
4
s
s,
s
s
\
-
-
s,
50 -45 -40 -35 -30 -25 -20 -.15 -10 -5
5 t;c
Фиг. 4. Теоретическое среднее индикаторное давление
аммиака в зависимости от температур кипения t0 и кон-
денсации tK °С.
2.0
-35 -30 -25 '20 \5 -10 -5
5UX
* Здесь и ниже цифровые индексы у величин отно-
сятся к точкам на тепловых диаграммах.
Фиг. 5. Теоретическое среднее индикаторное давление
фреона-12 в зависимости от температур кипения (,
и конденсации tK "С.
К компрессору следует подводить мощность
(индикаторную)
_ Ga-AL __ Pi'Vh
860

ГЛ. XIII]
КОМПРЕССИОННЫЕ ХОЛОДИЛЬНЫЕ МАШИНЫ
603
Удельная холодопроизводительность (инди-
каторная)
К = 860е= §о =
N
Переохлаждение жидкого агента перед ре-
гулирующим вентилем до температуры tu °С
повышает производительность машины: ам-
миачной — на 0,40/0; фреоновой — на 0,8% (на Г
переохлаждения).
Основные варианты одноступенчатых
машин характеризуются наличием тепло-
обмена между потоками жидкого агента (на
пути к регулирующему вентилю) и пара (на
пути к компрессору).
1. Из испарителя отводится
влажный пар (смесь сухого насы-
щенного пара с частицами жид-
кого а г е н та), осушаю щи й с я в тепло-
обменнике (фиг. 6). Область применения
Компрессор
Фиг. 6. Схема (а) и изображение рабочего процесса
в i — lg р-диаграмме (б) одноступенчатой машины
с теплообменником, осушающим влажный всасываемый
пар.
данного варианта: аммиачные машины с прямо-
точными испарителями, некоторые фреоновые
машины с затопленными испарителями. Тепло-
вой расчёт этого цикла не отличается от при-
ведённого выше расчёта теоретического цикла.
2. Из испарителя отводится су-
хой насыщенный пар, перегреваю-
щийся в теплообменнике (фиг. 7).
При этом значение q§ (в испарителе) в сравне-
нии с основной схемой возрастает, но весо-
вая производительность компрес-
сора (кг1час) уменьшается вследствие увели-
чения при нагреве удельного объёма t/j.
Введение теплообменника приводит обыч-
но к увеличению К во фреоновых и к умень-
шению К в аммиачных машинах. Необходимый
объём Vh при этом уменьшается во фреоно-
вых и увеличивается в аммиачных машинах.
Циклы двухступенчатых машин
Цикл двухступенчатой машины характе-
ризуется: засасыванием сухого насыщенного
пара в обе ступени компрессора; адиаба-
тическим сжатием в них и полным проме-
жуточным охлаждением пара (до состояния
насыщения) за счёт испарения части жидкого
агента, находящегося под промежуточным
давлением. Дросселирование жидкого агента
производится последовательно в двух регули-
рующих вентилях с отводом пара, образовав-
шегося в первом регулирующем вентиле, во
а)
Теплообменник
Фиг. 7. Схема (с) и изображение рабочего процесса
в i — lg p -диаграмме (б) одноступенчатой машины
с теплообменником, перегревающим всасываемый пар.
всасывающую линию цилиндра высокого давле-
ния компрессора (фиг. 8).
Область применения цикла — получение
температур кипения агента до —55° С в ам-
миачных и до —65° С во фреоновых машинах.
Фиг. 8. Схема (а) и изображение рабочего процесса
в i — lgp-диаграмме (б) двухступенчатой машины
с двухступенчатым регулированием и полным промежу-
точным охлаждением.
Расчёт цикла производится для 1 кг агента,
протекающего через ступень высокого давле-
ния компрессора и конденсатор.
Тепловой расчёт машины сводится к опре-
делению по ступеням компрессора величин
Ун(мв/час) и N( (кет), а также величины К
(ккал/кет-н) по заданным Q01 и Q^ (ккал/час),
*oi°С, ^°С и tK°C*.
* Здесь и ниже второй цифровой индекс указывает
уровень температур и давлений кипения.

604
РАБОЧИЕ ПРОЦЕССЫ ХОЛОДИЛЬНЫХ МАШИН
[РАЗД. IV
На низком давлении кипения /?о2 холодо-
производительность 1 кг агента в испарителе
низкого давления
<7о2 = h — h ккал\кг н. д.;
объёмная холодопроизводительность агента
Объёмы, описываемые поршнями ступеней
компрессора, равны:
затрата работы на 1 кг пара в цилиндре низ-
кого давления
ALp л=12 — i\ ккал/кг н. д.
На высоком давлении кипения /?oi (на про-
межуточном давлении):
qm := /5 — ij ккал/кг;
ALB д = /6 — /5 ккал/кг.
Из каждого килограмма пара, проходящего
конденсатор и первый регулирующий вентиль,
доля jCj превращается в пар в первом регули-
рующем вентиле и отсасывается цилиндром
высокого давления, а доля 1 — a-j остаётся
в виде жидкости. Жидкий агент распределяется
следующим образом: в испарителе высокого
давления испаряется количество аA—х{) кг
(при отсутствии испарителя высокого давле-
ния а = 0); в промежуточном сосуде для
охлаждения пара, поступающего из цилиндра
низкого давления, от состояния 2 до состоя-
ния 5 испаряется количество р A — х{) кг; в испа-
ритель низкого давления и ступень низкого
давления компрессора поступает A—а —
-Р) (I-*,) кг.
Если заданы холодопроизводительности ис-
парителей при обоих давлениях кипения Q01
и Qq2 ккал/час, то:
002
•™ KZjKZ ¦
/т
002
k)
h — k
к-к + тР-Ят
402
— кг/кг;
кг /кг.
Таким образом, при заданных QOl, Q02, /01,
^02 и ^ часовое количество агента, протекаю-
щего через ступени компрессора, равно:
Ga — — f- — • - кг/час;
в том числе испаряется в испарителе высокого
давления, если он имеется,
Тепловая нагрузка конденсатора
Q«= Ga-qK = Ga D — i7) ккал/кг.
Мощности (индикаторные), подводимые
к ступеням и ко всему компрессору, равны:
^н.д— -86о ,36,7
кет;
860
36,7
кет;
Удельная холодопроизводительность(инди-
каторная) при Q0l = 0
= 86Се =
ккал/квт-ч.
При предварительных расчётах значение
промежуточного давления принимают по фор-
муле
Poi = VPk-Po2 кг/см\
Уточнение значения /?Oi производится при
расчёте усилий в компрессоре и анализе его
пускового режима с учётом рабочих коэфи-
циентов. Если величины УЛнд, VhB_д и р02
заданы, давление pOi определяется расчётом.
Основные варианты двухступенчатых
машин. 1. О д н о с т у п е н ч а т о е регули-
рование при переохлаждении жид-
кого агента до tol (фиг. 9). Область при-
менения — аммиачные машины. Преимущество
Фиг. 9. Схема двухступенчатой машины с одноступен-
чатым регулированием и переохлаждением жидкоге
агента до температуры tai.
варианта — отсутствие смешения масла, выбра-
сываемого ступенью низкого давления, с жид-
ким агентом, направляющимся в испаритель
низкого давления. Тепловой расчёт не отли-
чается от расчёта основной схемы двухсту-
пенчатой машины.
2. Водяное промежуточное охла-
ждение пара, нагнетаемого цилин-
дром низкого давления (фиг. 10). Теоретически
вариант всегда выгоден, так как уменьшает
значения р, Ga и М1яд,а также нагрузку кон-

ГЛ. XIII)
КОМПРЕССИОННЫЕ ХОЛОДИЛЬНЫЕ МАШИНЫ
605
денсатора на величину, большую чем нагрузка
охладителя. Применение варианта целесооб-
разно при высоких температурах нагнетания
ступенью низкого давления и высокой темпе-
ратуре кипения. Недостаток варианта — усло-
жнение схемы и добавление лишнего аппарата.
Вода
Фиг. 10. Схема двухступенчатой машины с промежуточ-
ным охлаждением водой.
3. Две температуры кипения
агента, обе более низкие, чем^о1
(фиг. 11). Расход энергии при этом варианте
меньше, чем при получении всей производи-
тельности на низшем температурном уровне.
Фиг. 11. Схема двухступенчатой машины с двумя раз-
личными температурами кипения агента и общим ци-
линдром высокого давления.
Применение варианта целесообразно в круп-
вых установках; его недостаток — относитель-
ная сложность монтажа и эксплоатации ма-
шины.
Фиг. 12. Схема машины с бустер-компрессором.
4. Машина с бус те р-к омпрессо-
р о м (фиг. 12), нагнетающим пар во всасываю-
щую линию основного компрессора. Область
применения — установки, в которых основная
холодопроизводительность развивается на вы-
сокой температуре кипения /01. Вариант допу-
скает введение полного промежуточного охла-
ждения и других мероприятий, повышающих
экономичность машины.
Тепловые расчёты 2-го, 3-го, 4-го ва-
риантов производятся в зависимости от при-
меняемой схемы машины.
Циклы трёхступенчатых машин
Цикл трёхступенчатой машины характери-
зуется: всасыванием во все ступени компрес-
сора сухого насыщенного пара; адиабатиче-
ским сжатием и полным промежуточным
охлаждением; последовательным дросселиро-
ванием жидкого агента в трёх регулирующих
вентилях с отводом образовавшегося пара во
всасывающие линии цилиндров среднего и
высокого давлений компрессора (фиг. 13).
Область применения цикла — машины с тем-
tqp
ю
п
7 L
/1"
/ Рк
V Ро,
'2 Рог
Роз
tm
Uz
tos
1
1/
Нд.
Фиг. 13. Схема (а) и изображение рабочего процесса
в i - lg р-диаграмме (б) трёхступенчатой машины с трёх-
ступенчатым регулированием и полным промежуточным
охлаждением.
пературами кипения от —55° до —65° С в ам-
миачных и от — 65° до—95е С в фреоновых
машинах.
Тепловой расчёт машины. Холодо-
производительность 1 «г агента низкого давле-
ния
q03 = ix — /3 ккал/кг н. д.
Затрата работы по ступеням компрессора:
/2 —/j ккал/кг;
ALH = /2 —
ALBA=i10-i6 ккал/кг.
Из каждого килограмма агента, проходя-
щего конденсатор, превращается в пар:
в первом регулирующем вентиле
хг кг\кг\
в промежуточном сосуде высокого давления
3A — Xj) кг/кг;
во втором регулирующем вентиле
*аО — РН1 — хх) кг/кг;
в промежуточном сосуде среднего давления
5 A — р) A — хх) A — х? кг/кг;
в третьем регулирующем вентиле и испа-
рителе
A _ Э) A _ 8) A - хг) A-Ха) кг/кг.

606
РАБОЧИЕ ПРОЦЕССЫ ХОЛОДИЛЬНЫХ МАШИН
[РАЗД. IV
Значения хг и *2 определяются по тепло-
вым диаграммам. Значения р и S таковы:
8 =
kz/kz.
Часовое количество агента, протекающего
через ступени компрессора, равно:
О =
Варианты трёхступенчатых холодильных
машин сходны с вариантами двухступенчатых.
Часто применяются схемы, подобные указан-
ной на фиг. 9. Иногда для получения холодо-
производительности в трёхступенчатых маши-
нах используют кипение агента под проме-
жуточными давлениями.
Каскадные циклы
Каскадные циклы осуществляются после-
довательным включением одно- или двухсту-
пенчатых холодильных машин; при этом кон-
денсатор нижней ветви каскада охлаждается
испарителем верхней ветви (фиг. 14). Область
Тепловая нагрузка конденсатора
Q* = Ga в. д • Як = G в в. д (/10 - /и) ккал\час.
Часовые объёмы, описываемые поршнями
ступеней компрессора, равны:
Улн.д =OaHa-v1 м*/час;
vhc.A =Gac.a'v6 м*1час;
vhs.n =GaB a-v9 м^час.
Мощности, подводимые к ступеням ком-
прессора и к компрессору в целом, соответ-
ственно равны:
860
н. д _ Pi н. д Vh н. д
36,7
К8ТП\
кг _°ас.д-^с.д_ Pic д'^йс.д
1С Д"" 860 ~~ 3*7 '
b. д
860
36,7
Pi в. д* * кв. д.
36,7
кет;
Удельная холодопроизводительность (инди-
каторная)
/С = 860 е = -§g- ккал/квт-ч.
При предварительных расчётах промежу-
точные давления определяются по формулам:
Л>1 =
^02
3/ 2~
Уточнение промежуточных давлений в трёх-
ступенчатой машине производится аналогично
их уточнению в двухступенчатой машине.
Верхняя ветвь
агент среди
дав/гения
нижняя ветвь
Агент вые давления
Фиг. 14. Схема каскадной машины.
применения каскадных циклов — низкотемпе-
ратурные установки с температурами кипения
агента ниже —65°С. Преимущество каскадных
циклов — применение в каждой ветви каскада
наиболее подходящих по давлениям холодиль-
ных агентов: в нижней ветви — агентов высо-
ких давлений (фреон-13, фреон-23, этан, эти-
лен), требующих малых часовых объёмов Ул
и снижающих возможность подсасывания воз-
духа; в верхней ветви — тех же агентов, что
и в одноступенчатых машинах. Во фреоновых
каскадных машинах по сравнению с много-
ступенчатыми машинами легче обеспечивается
циркуляция смазочного масла. Недостатки
каскадных циклов: повышенный расход энер-
гии в сравнении с многоступенчатыми цик-
лами; температура конденсации нижней ветви
выше температуры кипения верхней ветви
каскада; усложнение конструкции и эксплоа-
тации установки.
Тепловой расчёт машины производится
отдельно для каждой ветви.
Цикл Ворхиса
Цикл Ворхиса (мюлтипл-эффект) характе-
ризуется наличием одного компрессора при
двух испарителях с различными температу-
рами кипения: пар из испарителя низкого да-
вления засасывается через клапаны компрес-
сора; пар из испарителя высокого давления
поступает в цилиндр сквозь щели (окна),
открываемые поршнем вблизи его мёртвой
точки (фиг. 15). При обратном ходе поршня
компрессор сжимает и нагнетает в конденса-
тор весь пар, находящийся в цилиндре.
Область применения цикла — ледозаводы »
прочие установки с двумя близкими темпера-
турами кипения, в которых производитель-
ность на низкой температуре должна быть

ГЛ. XIII)
КОМПРЕССИОННЫЕ ХОЛОДИЛЬНЫЕ МАШИНЫ
607
в 3—5 раз больше, чем на высокой. 6 угле-
кислотных машинах применение цикла целе-
сообразно и при одной температуре кипения,
но при двухступенчатом регулировании, с
отводом пара, образовавшегося в первом ре-
гулирующем вентиле, к щелям цилиндра.
Фиг. 15. Схема цикла Ворхиса.
Количество у кг пара высокого давления,
приходящееся на 1 кг пара низкого давления,
зависит приближённо от отношения давлений
-^2- (фиг. 16). Точный расчёт цикла см. в спе-
циальнои литературе [о].
Преимущества цикла: повышение холодо-
производительности единицы объёма цилиндра
компрессора; наличие одного компрессора
вместо двух; получение
части производительно-
сти на высоком темпера-
турном уровне, что
экономичнее получения
всей производительно-
сти лишь на одной низ-
кой температуре кипе-
ния.
Недостатки цикла: по-
теря части хода поршня
на щели (до 3—5%); не-
обходимость в компрес-
соре специального типа;
зависимость производи-
тельности на высоком
давлении от значения
температуры t^.
9Л
/
/
/
/
/
/
/
/
tf 20 ZS Р„/р„
Фиг. 16. Количество у
пара высокого давле-
ния на 1 кг пара низ-
кого давления в цикле
Ворхиса в зависимости
от отношения давлений
всасывания.
Рабочие коэфициенты действительных
циклов
Рабочие коэфициенты действительных цик-
лов компрессионных машин определяют от-
клонения холодопроизводительности и под-
водимой мощности в действительной машине
от их значений для идеальной машины, ра-
ботающей по сравнительному теоретическому
циклу и имеющей равный часовой объём, опи-
сываемый поршнями компрессора. Сравни-
тельный теоретический цикл характеризуется
равенством температур кипения, конденсации
и переохлаждения с действительно измерен-
ными температурами [4].
Отклонение холодопроизводительности и
подводимой мощности действительной машины
от идеальной происходит главным образом
вследствие отклонения действительного про-
цесса в цилиндре компрессора от теоретиче-
ского (производительность уменьшается, за-
трата работы на 1 кг возрастает). Кроме
того, на величину указанного отклонения ока-
зывают влияние: теплоприток ко всасываю-
щему трубопроводу и дроссельные потери в
нём; теплоприток к холодному жидкостному
трубопроводу. В тех случаях, когда влияние
теплопритоков и дроссельных потерь незначи-
тельно, рабочие коэфициенты холодильной ма-
шины не отличаются от соответствующих ра-
бочих коэфициентов компрессора.
Коэфициент подачи холодиль-
ной машины есть отношение холодопроиз-
водительностей
Q
0 Оейста
°op
Qv действ
iv теор
Этот коэфициент близок к коэфициенту по-
дачи компрессора по весовой производитель-
ности \а или равен ему (см. гл. XV).
Индикаторный к. п. д. холодиль-
ной машины есть отношение удельных хо-
лодопроизводительностей (индикаторных)
действ iyi meop
Q-0 meop'^i действ
л i действ
*^теор
v Pi meop
Pi действ
Этот коэфициент близок к индикаторному
к. п. д. компрессора t\a или равен ему. Если
принять, что /?j действ не меняется при изме-
нении температуры всасываемого компрессо-
ром пара, то
где р — коэфициент индикаторного давления
компрессора.
Эффективный к. п. д. холодиль-
ной машины есть отношение эффектив-
ной удельной холодопроизводительности к
теоретической
К,
теор
где Ne (кет) — эффективная мощность, подво-
димая к компрессору; Ке = -j~- (ккал1квт-ч)—
эффективная удельная холодопроизводитель-
ность.
Сравнительная оценка производительности
машин
Производительность машины зависит от
условий её работы (давлений и температур).
В табл. 1 приведены группы сравнительных
температур, при помощи которых может быть
определена с целью сравнительной оценки
номинальная производительность холо-
дильных машин и их элементов.
Группа плюсовых температур применима
для фреоновых компрессоров, предназначен-
ных для установок кондиционирования воз-
духа. „Нормальные" температурные условия
пользуются в СССР значительным распростра-
нением. .Стандартные" температуры подходят
для большинства одноступенчатых машин.
Значения промежуточных давлений и темпе-

608
РАБОЧИЕ ПРОЦЕССЫ ХОЛОДИЛЬНЫХ МАШИН
[РАЗД. IV
Таблица 1
Группы сравнительных температур
Наименование
группы
температур
Плюсовые
.Нормаль-
ные*
.Стандарт-
ные"
Низкотемпе-
ратурные . . .
я
Число ступе-
ней сжатия
i
i
i
2
2
2
ИЛИ
3
Температура в °С
кипе-
ния
'о
+5
—ю
-'о
-35
5°
-65
всасы-
вания
*i
+ IO
—ю
— IO
— 2О
—3°
-4о
конден-
сации
+ 35
+ 25
+3°
+ 3°
+ 3°
+ 3°
пере-
охла-
ждения
V
+ 3°
+ 15
+ 25
+ 25
+ 25
+ 25
ратур многоступенчатых машин не нормиро-
ваны и при сравнительной оценке этих машин
должны быть особо оговорены.
ПАРОЭЖЕКТОРНЫЕ ХОЛОДИЛЬНЫЕ
МАШИНЫ
Пароэжекторные машины включают сле-
дующие элементы: испаритель, в котором
агент (вода или рассол), частично испаряясь,
охлаждается; паровой эжектор, в котором за
счёт кинетической энергии струи рабочего
пара осуществляется засасывание холодного
пара из испарителя и сжатие смеси рабочего
и холодного пара до давления в конденсаторе;
конденсатор, в котором пар сжижается, отда-
вая тепло охлаждающей воде; вспомогатель-
ные устройства для удаления конденсата
и воздуха (насос, эжекторы и др.). Схема паро-
эжекторной машины представлена на фиг. 17.
Фиг. 17. Схема пароэжекторной машины.
Теоретический цикл пароэжекторной ма-
шины, питающейся рабочим паром из котла,
характеризуется: адиабатическим расширением
сухого насыщенного пара (рабочего пара)
в сопле эжектора — от давления в котле рх
до давления кипения р0; смешением рабочега
пара с сухим насыщенным холодным паром
под давлением р$; адиабатическим сжатием
смеси в диффузоре до давления конденса-
ции рк; дросселированием часги конденсата
в регулирующем вентиле; сжатием остальной
части конденсата насосом до давления рх
(фиг. 18).
Область применения пароэжекторных ма-
шин— получение температур: не ниже 0°С
Г
ю
г. 18. Рабочий процесс пароэжекторной машины
в Т — ^-диаграмме.
(при охлаждении воды); не ниже — 10° С (при
охлаждении рассола). Расчёт цикла произво-
дится для 1 кг воды, испаряющейся в испа-
рителе при затрате а кг рабочего пара.
Тепловой баланс цикла
— Qo
+
= Qo + Qi ккал/час,
где Q, {ккалчас) — тепло, подводимое к
котлу;" ALHac (ккал/час) — тепловой эквива-
лент работы насоса, причём ALHac незначи-
тельно в сравнении с Qz.
Холодильный коэфициент цикла
Значение в не может быть выше, чем у
машины, работающей по циклам Карно (пря-
мому— для рабочего и обратному — для хо-
лодного пара)
е -
с
Тк-Т0 '
где 7\ (°К) — температура кипения в паровом
котле.
Холодопронзводительность 1 кг холодного
пара
q0 = ц — /8 ккал/кг хол. пара.
Тепловая нагрузка конденсатора, отнесён-
ная к 1 кг холодного пара, равна
Як = ik ~ k) + а (г3 — /8) =
= A + а) (г7—4) ккал[кг хол. пара.
Необходимое количество рабочего пара
(на 1 кг холодного пара)
а = •
'5 — Ч
№ — У— tho — k)
кг\кг.

ГЛ. Xill]
АБСОРБЦИОННЫЕ ХОЛОДИЛЬНЫЕ МАШИНЫ
609
Часовое количество рабочего пара
G1 = aG(t = a —^- кг!час,
где Go (кг!час) — часовое количество холод-
ного пара.
Тепло, подводимое к I кг рабочего пара.
qi = /j — /g юсал/кг раб. пара.
Удельная холодопроизводительность
К = —г°- = —^- = ?•
кка.г/кг раб. пара.
Рабочие коэфициенты действительных
циклов
Расход пара в действительной машине
отличается от подсчитанного по теоретиче-
скому циклу глазным образом вследствие:
потерь в эжекторе при расширении рабочего
пара и сжатии смеси рабочего и холодного
паров; отклонения холодного и рабочего паров
от состояния насыщения (унос капель воды
из испарителя и т. п.).
Для определения рабочих коэфициентов
действительная пароэжекторная машина срав-
нивается с теоретической, к эжектору которой
подводится сухой насыщенный пар и в кото-
рой значения Qo, рь р0 и рк совпадают с дей-
ствительно измеренными.
К. п. д. пароэжекторной машины
равен
Чодейств
Я0 теор
.„ Кдеиста атеор
•10'— is" "" —
К
теор
адейс
причём qo действ может быть меньше q(-> теор,
если из испаршеля отводится влажный пар.
500
О 2 1* 5 в Юргати
г
Фиг. 19. Удельные холодопроизгодительности К^ г
пароэжекторных машин в зависимости от температур
охлаждающей (t ) и охлаждаемой (/^.0) воды, покидаю-
щей машину, и от давления рабочего пара pi.
К. п. д. эжектора, в сопле которого
расширяется G\ кг рабочего пара, а в диффу-
зоре сжимается G\ + Go кг пара, может быть
принят равным
Т1эж — -r~i - " ~ JTT •
"действ итеор • L
К. п. д. эжектора можно значительно по-
нысять, вводя холодный пар в камеру смеше-
.39 Том 12
ния с большой скоростью. При этом давле-
ние в камере должно быть ниже р0. Увели-
чение работы сжатия в диффузоре с избыт-
ком компенсируется уменьшением потерь при
смешении.
На фиг. 19 приведены ориентировочные
данные об удельной холодопроизводительно-
сти пароэжекторных машин: семейство кри-
вых, нанесённых сплошными линиями, отно-
сится к температуре отходящей охлаждающей
воды tw2, равной 30э С, а семейство пунктир-
ных кривых — к температуре отходящей охла-
ждающей воды tw2, равной 40° С.
~Ю 20 301*0 100 200 ЫЮ Ю002000 4000
Пооизводитепьность. тыс. Ккал/час
Фиг. 20. Веса пароэжекторних машин-
Веса папоэжекторных машин в зависимости
ох их производительности могут быть опре-
делены по данным фиг. 20.
АБСОРБЦИОННЫЕ ХОЛОДИЛЬНЫЕ
МАШИНЫ
Различают абсорбционные машины: 1) не-
прерывно и 2) периодически (циклично) дей-
ствующие.
Абсорбционные машины первого типа
имеют: испаритель и конденсатор, подобные
одноимённым аппаратам компрессионных ма-
шин; абсорбер, водоаммиачный насос и гене-
ратор, служащие для поглощения из испари-
теля паров и нагнетания их в конденсатор;
вспомогательные аппараты (ректификатор,
теплообменники и др.).
Известны следующие группы абсорбцион-
ных машин первого типа: одноступенчатые,
применяемые при наличии источника тепла
с температурой 100 —150° С для температур
кипения в интервале +5°-| 45° С; двухсту-
пенчатые, применяемые при наличии источ-
ника тепла низкого потенциала или лля
температур кипения порядка —50° -¦ • 65° С;
трёхкомпонентные безнагосные машины с ней-
тральным газом (см. гл. XVI).
К числу абсорбционных машин второго
типа относятся машины с жидким абсорбентом
(фиг. 21) и с твердым адсорбентом* [3].
Б машинах периодического действия абсор-
бер и генератор совмещены в одном аппарате.
Этот аппарат в течение первой половины
цикла охлаждается и служит абсорбером,
засасывая пар из испарителя, а в течение
* Адсорбционные машины ввиду их малого распро-
странения в Справочнике не рассматриваются.

610
РАБОЧИЕ ПРОЦЕССЫ ХОЛОДИЛЬНЫХ МАШИН
[РАЗД. IV
второй половины цикла нагревается и служит
генератором, подавая пар в конденсатор.
Теоретические циклы одноступенчатых
абсорбционных машин рассчитывают исходя
из предпосылки, что давление в испарителе р$
равно давлению в абсорбере, а давление в гене-
раторе рк равно давлению в конденсаторе.
В абсорбционных машинах применяются
растворы агентов в растворителях (бинарные
смеси); наиболее распространённым является
Охлаждающая
вода
нагревательный прибор
Фиг. 21. Схема абсорбционной машины периодического
действия: I — генератор-аЗсорбер; 2 — конденсатор;
3 — испаритель
водоаммиачный раствор. Температуры кипе-
ния или конденсации бинарных смесей непо-
стоянны, так как они зависят не только от да-
вления, но и от концентрации смеси.
Рабочий процесс машины. На
фиг. 22 изображена схема одноступенчатой
машины непрерывного действия. Перенос паров
¦Id
Охлаждающая
вода
абсорбер
а Охлаждающая
вода
Фиг. 22. Схема абсорбционной одноступенчатой машины
непрерывного действия.
агента из испарителя в конденсатор произво-
дится с помощью растворителя (абсорбента),
циркулирующего из абсорбера в генератор.
Крепкий раствор подаётся насосом в обогре-
ваемый генератор, где он кипит под давле-
нием рк. Пары агента с малой примесью пара
растворителя направляются в конденсатор.
Сконденсированный агент подаётся из конден-
сатора через регулирующий вентиль в испа-
ритель, где кипит под давлением р0.
Горячий слабый раствор через дроссельный
вентиль возвращается в абсорбер, где погло-
щает пары агента, отходящего из испарителя.
Механическая энергия в абсорбционных
машинах затрачивается лишь в насосе.
Тепловой расчёт одноступенчатой ма-
шины обычно производится графическим ме-
тодом [2].
На фиг. 23 приведена выкопировка из
*"—?-диагг аммы в области высоких концен-
траций аммиака с нанесёнными пограничными
кривыми (для давлений кипения р0 и конден-
сации рк) и изотермами (при давлении р0).
Пар, поступающий в конденсатор, имеет вы-
сокую концентрацию ?^ (точка 5). Конденса-
ция и переохлаждение жидкости до темпера-
туры ta протекают при- неизменной концен-
трации. Отрезок 6—6 определяет количество
тепла дк, отнимаемого в конденсаторе при
давлении рк. Дросселирование жидкости
в регулирующем вентиле не изменяет тепло-
содержания, и точки
6 и 7 совпадают, но
положение точки 7
при давлениир0 опре-
деляется относитель-
но пограничной кри-
вой р0 (смесь пара и
жидкости). Темпера-
тура смеси после ре-
гулирующего венти-
ля определяется изо-
термой t7, а паросо-
держание смеси —
отношением отрезков
al \ab. Кипение в
испарителе вновь по- ?,d
ВЫШаеТ ТеплОСОДер- Фиг- 23. Определение зна-
жание раствора на чений ч.п^в i- ?-диа-
величину <70 до точки грамме.
8 (температура t$ несколько ниже темпера-
туры охлаждаемой среды).
Полный цикл одноступенчатой абсорбцион-
ной холодильной машины изображён на
фиг. 24. При построении принято: рк—10 ата;
khan
О 0,t 0,2 ?a0J О.ИГ 0,5 Qfi 0,7 0,8 0,9
-500
Фиг. 24. Цикл абсорбционной одноступенчатой машины
в i — ?-диаграмме.
р0 = 2 ата; t0 « — 20° С; ?, = 0,42; ?а = 0,29;
|d = 0,98. Изменение концентрации в генера-
торе 6Г — %а называется зоной дегазации.
Крепкий раствор с концентрацией \г по-
ступает в генератор под давлением рк в пере-
охлаждённом состоянии 1, нагревается до
состояния насыщения ^точкэ Г) и кипит (по
изобаре рк). Кипение и дегазация заканчи-
ваются (при концентрации ??) в точке 2 при
температуре, определяемой температурой
греющей среды. После дросселирования рас-

ГЛ. ХШ]
АБСОРБЦИОННЫЕ ХОЛОДИЛЬНЫЕ МАШИНЫ
611
твора до р^ (точка 3, совпадающая с точкой 2)
образуется некоторое количество пара.
В абсорбере слабый раствор охлаждается до
состояния насыщения (точка 3') и поглощает
аммиак по изобаре р0. Поглощение заканчи-
вается в точке 4 при температуре, определяе-
мой температурой среды, охлаждающей
абсорбер. Понижение теплосодержания рас-
твора требует охлаждения абсорбера.
Давление крепкого раствора повышается
насосом от р0 до рк, причём точка / (состоя-
ние после насоса) практически совпадает
с точкой 4.
Во время кипения под давлением рк при
изменяющейся температуре (на фиг. 24— от
71° до 100° С) меняются как концентрация
жидкости в генераторе, та^ и концентрация
отводимого в конденсатор пара. Средняя кон-
центрация пара в конденсаторе соответствует
промежуточной (между ?г и с^) концентрации
жидкости и определяется точкой, лежащей
на пересечении соответствующей изотермы
с верхней пограничной кривой рк [1].
Луч, проведённый через точки 2 и 1,
пересекает линию ?</= const B точке А. Отре-
зок А—5 определяет тепло, подведённое
к раствору qw=qit+qp ккал/кг, где q^— тепло,
подводимое к генератору; qp — тепловой экви-
валент работы насоса. Отрезок А—8 опре-
деляет тепло, отведённое от абсорбера
{qa ккал\кг). Указанные отрезки удовлетво-
ряют уравнению теплового баланса
ккал/к&,
причём количества тепла относятся к 1 кг,
протекающему по ветви: конденсатор — регу-
лирующий вентиль— испаритель. Горизонталь-
ные отрезки A;/—1) определяют кратность
циркуляции, т. е. количество /кг подаваемого
в генератор раствора, отнесённое к I кг пара,
поступающего в конденсатор.
Основные варианты одноступенчатой
машины. 1. Машина с регенера тивны м
теплообменником. Температура сла-
бого раствора; покидающего генератор (точка2,
фиг. 24), выше температуры крепкого раствора,
покидающего абсорбер (точка /). В теплооб-
меннике (фиг. 25) температура слабого рас-
твора может быть понижена до точки За, ле-
жащей на общей изотерме с точкой 4. Коли-
чество тепла qt, обмениваемого в теплообмен-
нике, определяется отрезком А В, отсекаемым
лучом За—4. Крепкий раствор нагревается
до точки 1а, лежащей на луче 2—В. Если
точка 1а лежит выше кривой/?^, в теплообмен-
нике происходит частичное парообразование.
Температура в точке 1а определяется соот-
ветствующей изотермой (на фиг. 24— 75° С).
При наличии теплообменника отрезки, опреде-
ляющие qw и да, сокращаются на длину АВ и
будут равны В—5 и В—8.
2. Машина с ректификатором
(фиг. 24 и 25). Холодопроизводительность 1 кг
раствора, поступающего из конденсатора
в испаритель (отрезок 6—8), тем выше, чем
выше концентрация %d. В ректификаторе
охлаждают и частично конденсируют пар,
поступающий из генератора. В образую-
щейся жидкости (флегме) концентрация низко-
кипящего компонента (аммиака) ниже, чем
в исходном паре, поэтому концентрация пара
в ректификаторе повышается; флегма сте-
кает обратно в генератор. Концентрация пара
в ректификаторе доводится до значений по-
рядка 0,995. Тепло qr, отводимое в ректифи-
Охлаждающая
вода
конденсатор
Д5сор5ер
Первохпадитепь
р.8.
¦Рассол
Фиг. 25. Схема одноступенчатой машины с регенератив-
ным теплообменником, форгенератором, переохладителем
жидкого аммиака и ректификатором.
каторе при охлаждении и конденсации, на-
зывается теплом ректификации. Для
ректификации используют: охлаждающую
воду; крепкий холодный раствор на пути от
абсорбера к теплообменнику; часть этого рас-
твора, поступающую после ректификатора не-
посредственно в генератор [1].
3. Машина с форректификатором
(фиг. 24 и 25). Непосредственный контакт
поступающего в генератор крепкого раствора
с выходящим из него паром также повышает
концентрацию пара (ф о р р е к т и ф и к а ци я).
В идеальном случае концентрация флегмы
может быть доведена до величины ?г. а пара —
до соответствующей равновесной концентра-
Цакп высокого давления
Цикл низкого
давления
Генератор
низкого давления.
И конденсатору
Генератор
Высокого ЬаЗшип
Дбсорбер
высокого давления
Дбсорбер низкою давления
Фиг. 26. Схема последовательного включения двух одно-
С1упенчатых абсорбционных машин,
ции (точка 5). При последующей ректифика-
ции тепло qr определяется поданным / — ?-диа-
граммы. Количество тепла, подводимого при
этом к генератору, должно быть увеличено
также на величину qr.
Температура слабого раствора, покидаю-
щего генератор (точка 2), выше температуры
крепкого раствора, нагретого в теплообмен-
нике. В большинстве случаев эта разность тем-
ператур используется в форгенераторе,

gl-2
РАБОЧИЕ ПРОЦЕССЫ ХОЛОДИЛЬНЫХ -МАШИН
;разд. iv
з котором производится предварительное, вы-
яаривание крепкого раствора уходящим сла-
бым раствором.
При наличии дешёвого источника тепла
применяют машины, имеющие лишь тепло-
обменник и водяной ректификатор.
Цикл двухступенчатой машины. Полу-
чение очень низких температур кипения
(—50° С и ниже) возможно при работе двух
яоследовательно включённых абсорбционных
машин: ступень низкого давления сжимает
пар из испарителя до промежуточного давле-
ния рт; ступень высокого давления абсорби-
рует пар, полученный в генераторе промежу-
точного давления, и поднимает его до давле-
ния рк. Каждай из машин работает как нор-
мальная одноступенчатая (фиг. 26). Осуще-
ствление рабочего цикла также возможно: при
искусственном | охлаждении абсорбера путём
испарения аммиака от вспомогательной
абсорбционной! или компрессионной машины;
яри включений компрессора между ректифи-
катором и конденсатором.
Щ SO tOO 120 /40 Cj <?5 Ю0 120 HO t-
Устойчив, область L -17%
fj Ml 100 I2G
№ 12Q t4!3 t..
Фиг. 27. Тепловые коэфицшдаты одноступенчатых абсорб-
ционных машин с теплообменником, водяным ректифи-
катором и переохладителем.
Тепловые коэфициенты абсорбционных
машин. Теоретическим тепловым к о ъ-
фициентом е абсорбционной машины на-
зывается отношение go'-Qw На фиг. 27 приве-
дены значения е для одноступенчатой машины
s зависимости от температур кипения tQ и
конденсации tK, а также от высшей темпера-
туры слабого раствора /2 (при средних тепло-
вых напорах в аппаратах, равных 5—10° С) [5].
Для повышения теплового коэфициента
обычно применяют развитые схемы теплооб-
мена. Эти схемы экономичны при больших
,№
UUO Ql 02 03 14 Q5 ub T Q?
Фиг. 28. I — ^-диаграмма для обеих фаз. водоаммиачного
раствора.
зонах дегазации %г — {а, т. е. при наличии
высоких температур греющего источника и
низких температур охлаждающей воды или
при высокой температуре кипения. В схемах
с развитой регенерацией тепла (фиг. 25) тео-
ретические коэфициенты увеличиваются на
10—2С°/о- Потери от неполноты абсорбции и
ректификации, а также теплоизлучения аппа-
ратуры снижают тепловой козфициент маши-
ны до 80— 85°/о от теоретического.
При использовании отработавшего тепла
теплосиловых установок с температурой 100—
140° С абсорбционные холодильные установки
предпочтительнее компрессионных при низких
температурах кипения.
На фиг. 28 приведена i — ^-диаграмма для
обеих фаз водоаммиачного раствора [7].
ЛИТЕРАТУРА И ИСТОЧНИКИ
!. Левин И. И., Ткачев А. Г., Розен-
ф е л ь д Л. М., Холодильные машины, Пищепром-
издат, М. — Л. 1939.
2. МеркельФ. и Бошнякович Ф., Расчёт аб-
сорбционных холодильных машин, Госмаштехиздат,
1934.
3, П л а н к Р. и Куприянов И., Домашние холо-
дильные машины, Пишепромиздат, М. — Л. 1937.
I. Правила испытаний компрессионных холодильных
машин, ВНИТО холодильщиков. М. 1937.
5. С о к о л о в Е. Я., Исследование абсорбционных хо-
лодильных машин, рукопись, Всесоюзный теплотехни-
ческий институт им. Дзержинского, 1940.
6. Цыдзик В. Е., Бар мин В. П., В е й н-
б е р г Б. С, Холодильные машины и аппараты, Маш-
гиз, М 1946.
7. В о ч n j a k о v i С F., Technische Thermodynamik,
Steitikopf, 1937.

Глава XIV
ХОЛОДИЛЬНЫЕ АГЕНТЫ И ТЕПЛОНОСИТЕЛИ
ОБЩИЕ СВОЙСТВА ХОЛОДИЛЬНЫХ
АГЕНТОВ
Холодильным агентом называется вещество,
которое при кипении в испарителе холодиль-
ной машины воспринимает тепло от охла-
ждаемого объекта и отдаёт это тепло окру-
жающей среде при последующем своём сжи-
жении в конденсаторе.
В качестве холодильных агентов приме-
няются свыше 30 веществ, из которых не бо-
лее 10 пользуются широким распространением.
В табл. 1 приведён перечень наиболее распро-
странённых агентов с указанием их физиче-
ских свойств. На фиг. 1 приведены данные о
давлении паров тех же агентов при различ-
ных температурах кипения.
ными объёмами и применяются в ротацион-
ных компрессорах и турбокомпрессорах при
умеренных температурах кипения.
Агенты средних давлений
(аммиак, фреоны-12, -22 и др.) применяются
в поршневых компрессорах (при умеренных к
не очень низких температурах) и в турбо-
компрессорах (при низких температурах
кипения).
Агенты высоких давлений (этан,
этилен, фреон-13, -23) применяются в низко-
температурных установках.
При выборе агента следует руководство-
ваться следующими соображениями.
Разность давлений конденсации и кипения
рк—ро определяет усилия в механизме дви-
жения поршневого компрессора (у фреона-12
Таблица 1
Физические свойства холодильных агентов
Агент
Химическая
формула
Моле-
куляр-
ный
вес
Нормаль-
ная темпе-
ратура ки-
пения /-,,„
в °С
Крити-
ческая
темпе-
ратура
*кр в
Крити-
ческое
давле-
ние
Ркр в
кг/см7
112,3
77,6
75.°
65 9
60,9
44,6
39-б
39.4
52,7
5°,4
34,8
42,0
47.3
5L4
5°>3
45.4
43.4
225,5
Крити-
ческий
объём
г'кр в
л,к г
4,13
1,92
a,i6
—
—
1,80
i,8o
1,72
—
1,90
i,73
—
6,17
4,63
4,7°
-
—
3,07
Темпера-
тура за-
твердева-
ния *затв
в°С
Показа-
тель
адиаба
ты
Аммиак .
Сернистый ангидрид
Углекислота ....
Хлорметил . ...
Дихлорметаи ....
Фреон-11 . . ....
Фреон-12
Фреон-13 ......
Фреон-21
Фреон-22
Фреон-23 .....
Фреон-113
Фреон-114
Фреон-143 ......
Метан
Этилен
Этан
Пропилен
Прспан i ......
Вода
NH3
SOa
СО,
СН3С1
СН2С1а
CFC1,
CF2C1,
CF3Cl
CHFCU
CHF3C1
CHF,
CF2C1 ¦ CFCij
C,F4CL
CH3 • CFj
CH,
C2H4
с»не
с3н„
C3HP
HaO
17 °3
64,06
44-OI
5° .49
84,94
Т37-39
120,92
104,47
102,93
86,48
70,02
187,37
170,91
84,04
16,04
28,05
30,06
42,08
44.10
18,02
— 33.4
— 10,0
— 78,9
— 23,8
+• 39,8
+ 23,7
— =9.8
— 81,5
+ 8.9
— 40.8
— 82,0
+ 47-6
— 47,3
— 161,6
—103,6
— 88,6
— 47>°
— 42,2
+ 100,0
+ 132.9
+ 245.°
+ 198,0
+ 111,5
+ 28,8
+ 178,5
+ 96,0
+ 214,1
+ 9,4
+ 32,1
+ 9L46
+ 9°,3
+ 374.2
' 77.7
- 75,2
- 56,6
- 97.6
- 96'7
-111,0
-155.0
-180,0
135,°
-160,0
-163,0
- 35,°
-111,3
-182,6
-104,0
-183,2
-187,1
0,0
1,26
1,30
1,20
1.16
1,20
1 09
1.3
1,25
По высоте давлений агенты делятся на
3 группы: агенты низких давлений (давление
в конденсаторе pK^L2—3 kzjcm^, нормальная
температура кипения /760>>0оС); агенты сред-
них давлений (рк •< 15- 20 ksjcm2, /78О^О°С);
агенты высоких давлений (tl6()<C—5{f С).
Агенты низких давлении (фреон-
11, -21, -113, -114) отличаются большими удель-
меньше, чем у аммиака); отношение этих да-
влений и температура в конце сжатия опре-
деляют допустимую степень сжатия в одной
ступени (фреон-12 допускает большую степень
сжатия, чем аммиак).
Значение объёмной холодопроизводитель-
ности qv (ккал/м?) определяет объём цирку-
лирующего пара и пбъём, описываемый порш-

614
ХОЛОДИЛЬНЫЕ АГЕНТЫ И ТЕПЛОНОСИТЕЛИ
[РАЗД. IV
нями компрессора (у фреона-12 больший, чем
у фреона-22 и аммиака). В поршневых маши-
нах малой производительности и в турбоком-
прессорах желательны малые значения qv\ в
низкотемпературных машинах — большие зна-
чения qv.
Малая величина объёмов циркулирующей
жидкости и пара удешевляет трубопроводы,
цикла Карно характеризует степень термоди-
намического совершенства применяемого
агента. Степени совершенства ряда агентов
(при температурах кипения Т0 = 260° К и кон-
денсации Тк = 300° К) следующие: дихлорме-
тан—0,876; фреон-11—0,866; хлорметил—0,851;
сернистый ангидрид — 0,844; аммиак — 0,826;
фреон-12 — 0,820; вода —0,710.
•НО -S0 '80 -70 -60 ~50 -itO -30 -20 -10 0 +10 +20 +30 °С
Фиг. 1. Давления паров холодильных агентов при различных температурах кипения.
но усложняет в небольших машинах устрой-
ство регулирующих вентилей.
В турбокомпрессорах высокий молекуляр-
ный вес агента обеспечивает малое число сту-
пеней сжатия.
Желательна химическая инертность агента
по отношению к смазочным маслам и кон-
струкционным материалам (например, фреон-12
и другие фреоны).
Характер растворимости агента с маслом
влияет на конструкцию испарителя и других
элементов машины.
Повышенная растворимость воды при низ-
ких температурах избавляет регулирующий
вентиль от отложения льда из проникшей
влаги.
Для повышения коэфициентов теплопере-
дачи необходимы высокие значения удельного
веса, теплопроводности, теплоёмкости и те-
плоты парообразования жидкого агента, а так-
же низкие значения его вязкости. Жела-
тельны также высокая критическая темпе-
ратура и низкая температура замерзания
агента.
Термодинамическая выгод-
ность агентов. Холодильный коэфициент
сравнительного теоретического цикла машины
с регулирующим вентилем г (ккал1ккал)
является основным показателем экономично-
сти машины. Отношение е для данного агента
Т
к его значению гс = =——- для обратного
1 к— 1 0
С ростом разности температур Тк — То
отношение —уменьшается (для фреона-12 бы-
ес
стрее, чем для аммиака); при переохлаждении
е
отношение — несколько повышается.
еС
Выбор надлежащего холодильного агента
в современной холодильной технике опреде-
ляется сложным комплексом условий его ис-
пользования в машине, а не только степенью
его совершенства в термодинамическом отно-
шении.
Вредность и опасность холо-
дильных агентов. Вдыхание некоторых
агентов производит на человека отравляющее
действие. Ряд данных об отравляющем дей-
ствии холодильных агентов, отнесённых по
степени опасности пребывания человека в от-
равленной атмосфере к 5 группам, указан в
табл. 2 [4, 5].
Пары некоторых агентов (NH3, SO2 и др.)
настолько сильно раздражают органы дыха-
ния, глаза, кожу и пр., что человек вынужден
покинуть помещение задолго до достижения
в нём опасной концентрации паров. Наимень-
шая ощущаемая человеком концентрация
аммиака в воздухе составляет 5,3:100 000 по
объёму. Раздражающее действие на глаза об-
наруживается при концентрации аммиака в
воздухе 70: 100 000 по объёму. В воздухе про-
мышленных предприятий по ОСТ 90014-39 до-

ГЛ. XIV]
ОБЩИЕ СВОЙСТВА ХОЛОДИЛЬНЫХ АГЕНТОВ
615
Табли ца 2
Отравляющее действие холодильных агентов
№ групп по степени \
опасности |
i
а
3
3
3
3
3
3
4
4
4
5*
5
Агент
Сернистый ангидрид
Хлорметил .....
Дихлорэтилен....
Хлорэтил
Дихлорметан ....
Фреон-113
Фреон-21 ......
Углекислота ....
Фреон-12
Время пребывания
до отравления в час.
о,ев
о,5
3
3
I
°,5
о,5
2
о,5
3
a
Опасная
концентра-
ция в воз-
духе в °/0
по объёму
о,7
о,5—о,6
2,0—2,5
2,О—2,5
4,о
5.1-5,3
1О,2
Ю,0
29,0-30,0
20,1—21,5
23,5—3°. 4
Вес агента относи-
тельно веса воздуха
при 0° С и давлении
760 мм рт. ст.
2>°7
о, 55
1,бз
3.13
2,о8
2,74
5.92
3.3°
4.44
3-55
1,42
5.52
3.93
* В группе 5 удушение наступает вследствие недо-
статка кислорода.
пускается содержание: NH3 — 0,02 г/м^ или
2,6:100 000 по объёму; SO2 —0,02 г\м*> или
0,7 :100 000 по объёму. В компрессорных за-
-70 -60 50
30 -20 -10 0 40 '20 *30 +W X
Фиг. 2. Значения вязкости •»)' жидких холодильных
агентов.
0.8
Фиг. 3. Значения вязкости т) насыщенных паров холо-
дильных агентов, а также перегретых паров метана,
этана и пропана при давлении 760 мм рт. ст.
лах холодильников иногда допускают концен-
трацию аммиака до 30:1-0 00) [12].
Один из наиболее безвредных агентов
фреон-12 в любой концентрации не произво-
дит раздражающего действия на глаза и ор-
ганы дыхания. Даже запах фреона-12 обнару-
живается лишь при концентрациях его в воз-
духе свыше 20% по объёму, или при содер-
жании свыше 1 кг на 1 мь воздуха.
Ряд агентов (СО2, SO2, фреон-11, -12, -21,
-113, -114 и др.) не воспламеняется ни при каких
условиях. Следующие агенты образуют в смеси
с воздухом (в узком пределе концентраций)
воспламеняющиеся или взрывчатые смеси:
Агент
Аммиак. . . .
Хлорметил . ,
Дихлорэтилен,
Хлорэтил . .
Метан....
Пределы взрыв-
ной концентра-
ции в воздухе
В°/о
16—25
8,1—17,2
5,6—и,4
3-7-12
5.О—15>°
Пределы взрыв-
ной концентра-
Агент ции в воздухе
в°/о
Этан .
Пропан,
Этилен.
Пропи-
лен . . .
3,о-14.о
а.3-9.5
3.°—33.5
2,0—11
В СССР действуют правила безопасности,
утверждённые Министерством мясной и молоч-
ной промышленности, которыми, в связи с
вредностью и воспламеняемостью агентов, пре-
дусмотрен ряд ограничений в устройстве и
эксплоатации холодильных машин и установок.
На фиг. 2 и 3 приведены значения вяз-
кости т)' и у\ жидких холодильных агентов
(на пограничной кривой) и их паров. Значе-
ния теплопроводности X' и А жидких агентов
0,50
0,40
1о,зо
0,20
0,10
на
.
¦\
Жидкости
пограничной
кривой
—-—»
.NH3
о,
н3а-
—^_
у. Си _
Оапш
ч
-20
+20
Фиг. 4. Значения теплопроводности V жидких
холодильных агентов.
и их перегретых паров указаны на фиг. 4 и 5
116].
О коррозии и химических реакциях в си-
стеме холодильной машины см. [10].
В герметических машинах, электродвига-
тель которых находится в парах агента, тре-

616
ХОЛОДИЛЬНЫЕ АГЕНТЫ И ТЕПЛОНОСИТЕЛИ
[РАЗД. IV
буется высокая диэлектрическая прочность
этих паров. Ниже указана диэлектрическая
прочность паров ряда агентов* [12]:
Агент
Фреон-11 ...,,.
Фреон-114
Фреон-113
Фреон-12
Сернистый ангидрид
Фреон-21
Этилен
Относи-
тельная
проч-
ность **
2,8
2,6
2,4
1.9
ЬЗ
1,2
Агент
Дихлорметан
Хлорметял .
Хлорэтил . .
Метан . . .
Углекислота
Аммиак . . .
Относи-
тельная
проч-
ность
0,9
~60 -Uf> -?л П *7П */>П +ЬП *80 °С
фиг. 5. Зтачошгя теплопроводности ). перегретых игрок
холодильных агентов.
АММИАК (NH3)
Аммиак—наиболее распространённый хо-
лодильный агент среднего давления. Область
применения NH3 — промышленные холодиль-
ные машины с поршневыми компрессорами
для температур кипения не ниже —70° С.
В малых неавтоматизированных машинах про-
изводительностью выше 3000 ккал\час NHg
применяется лишь при отсутствии более со-
вершенных агентов — фреонов.
Достоинства NH3 как холодильного
агента: умеренные значения давлений; доста-
точно низкая нормальная температура ки-
пения; лёгкость обнаружения утечек; высокая
объёмная холодопроизводительность; высокие
значения коэфициентов теплоотдачи; незна-
чительные дроссельные потери в жидкостных
и газовых трубопроводах; доступность.
Недостатки NH3: ядовитость и раздра-
жающее действие на кожу и органы дыхания;
коррозия меди и её сплавов (в присутствии
воды); воспламеняемость в смеси с воздухом.
* Пары всех агентов, кроме фреона-ПЗ и дихлорме-
тана, испытывались при комнатной температуре и давле-
нии 7С0 мм )>т. ст. 4реон-ИЗ и дихлорметан испьпыва-
лись в состоянии насыщения при +23Ъ С в смеси с азо-
том при давлении смеси, равном 760 м " рт. ст.
*¦ За единицу относительной прочности принят азот.
Взаимная растворимость NH3 с маслами
незначительна. При высоких температурах
аммиак частично диссоциируется. Термоди-
намические свойства NH3 представлены в
табл. 3 и на фиг. 6.
Таблица 3
Свойства насыщенных паров аммиака
а
с °
1:
—7°
-68
—66
-64
-62
-6о
-58
-56
-54
-52
-50
-48
' -46
-44
-42
—4о
-38
-Зб
—35
—34
—32
—ЗО
-28
—26
— 24
—22
—2О
—18
—1б
— Г5
—14
— 12
-IO
— 8
— б
— 4
— 2
О
+ 5
+ ю
-^15
+ 2О
+ 25
+ 26
-f-28
+3°
+32
+34
+36
+38
+4°
+45
+5"
Давле-
ние р
в кг/см-
o,iii4
0,1287
0,1485
0,1706
о,1954
О,2233
о,2543
0,2889
0,3272
0,3697
о,4i68
о, 4686
0,5256
0,5882
0,6568
о,73^8
0,8137
0,9028
o,95O3
0,9999
1.105
1,219
1,342
1,475
1,619
х.774
i,94o
2. 117
2,3°9
2,410
2,54
2,732
з.обб
3.216
3.481
3,^6i
4, обо
4.379
5.259
6,271
7-427
8,741
Ю,225
ю,544
п,2з4
11,^95
I2,6t7
13-374
14,165
14,990
15-850
18,165
20,727
Удельный
жидкости
v'
В JIJKZ
1.379
1-383
1,.ч88
1,392
i,396
i,4oi
1.406
i,4i°
1,415
1,42О
1,424
J.42Q
1 = 434
1.439
1,444
1,449
1,454
1,460
1,462
1.4б5.
1,47°
I.476
1,481
1,487
1,492
1,408
1,504
1,510
1,516
1.518
1.522
1.52З
1,534
1,5-1°
1,5-16
1.553
1-559
1,566
1,583
1,601
1,619
1,639
г. 659
1,663
1,671
i,68o
1,689
1,698
i,7°7
1,716
1,726
1,75°
i.',77
объём
пара
v" в
9,009
7,87о
6,882
6,044
5-324
4.699
4,i6i
3,693
З.288
2,933
2,623
2.351
2,112
1.901
*,7Г5
I.55O
1,404
г,275
1,215
i,i59
1,о56
о, 9^3
о,88о
о , роб
O.739
0.678
О:б24
о.574
о, 53°
0.509
0.489
о, 452
о,4г8
0.388
0,360
о-334
о.з«
O.2QO
0,244
О.2Об
о. 175
о. 150
0,128
О. 124
о, U7
О,III
о. Ю5
о.о99
о,о93
о. о38
о,оЗ.{
о,о73
о.обз
Энтальпия
жидкости
V
в к кал'кг
25-9
-7-9
29,9
32,0
34,°
3>'',i
38,1
4О,2
42,2
44,2
46,2
48,4
5°. 4
52,5
54,6
5б,8
58,88
6l,OI
62,08
63,15
65,28
67,42
69.56
73-86
-0,01
78,17
Зо.ЗЗ
в2,5О
83,59
84,68
86,85
г9,о3
91,81
93,4°
95-59
^7,79
100,00
1О5.5+
iii.ii
г 16,72
;22,з8
128.CQ
Г29,2|
Г31.54-
133-84
136,i6
138.48
140,82
143,1°
145-52
Т51.4З
157.4О
пара
i" в
ккал\кг
375,7
376,6
377,4
378,3
379, i
380,0
38о.8
38г.7
382,5
383.З
384-1
384-9
385,7
386,5
387-3
388,1
388,88
389,65
39о,оз
39^,41
391,17
391,9!
392-54
393-36
394.О7
394-77
395-46
395,13
39rj>79
397-Г2
397-44
398,об
393,67
399,27
399.85
400,42
400.98
401,52
4о2,8о
4^3-95
404,99
4°5>93
4O5.75
406,89
407.17
4О7.43
407,67
407,88
4оЗ,об
4оЗ,23
4о8,37
40З.61
403,69
Объёмная холодопроизьодительиость qL>
аммиака может быть определена по данным

Р кг/см
Том 12»
М(? 150 360 370 380
Энтальпия —
Фиг. 6. i — lg /7-диаграмма для аммиака.

420 430 W
3SU 370 380 ¦¦ 390 Ш
ЗЕО 370 330 , 390 WO W 1,20 <*3й ., Ш ±50 460 470 Ш
) Ш 150
Фиг. 6. I - lg р-диаграмма для аммиака

210 i к нап/Hi
Сернщстый.
анги^риё
Щ
Том 12.
A0 120 G0
Знтальпия ^
Фиг. 8. i — lgр-диаграмма для сернистого ангидрида,
210 ik кал/кг

ГЛ. XIVj
ФРЕОНЫ
61
фиг. 7, верхняя часть которой относится к
одноступенчатым холодильным машинам, а
нижняя—применима к расчётам ступени низ-
кого давления многоступенчатых машин.
гоо
NH3
Л
i
tu
\%c
A
w
w
S
t
f
800 \ !—
600
-30 -20 40 to "С
-Я,
300
гоо -
то
-70
NH3
—_
„л
ta = -30 Г у
/
-ю-
°^
/
у
W
-60
-50
Гп°С
Фиг. 7. Значения объёмной холодоттроизводитель-
ности q аммиака в зависимости от температур
кипения t0 и переохлаждения t .
СЕРНИСТЫЙ АНГИДРИД (SO2)
Область применения SO2 — малые автома-
тические холодильные машины для торговой
сети и домашних холодильников.
Достоинства SO2: умеренные давления;
невоспламеняемость; допустимость применения
меди и её сплавов; высокий удельный вес и
малая взаимная растворимость с маслом, об-
легчающие циркуляцию масла и возвращение
его из испарителя в компрессор; резкий запах,
облегчающий обнаружение неплотностей и
заставляющий людей покидать помещение
при неопасной концентрации SO2 в воздухе.
Недостатки SO2: ядовитость и раздра-
жающее действие на органы дыхания; кор-
розия стали и реакции со смазочным маслом
даже при малых количествах воды в системе.
Содержалие еоды в жидком сернистом
ангидриде, предназначенном для заполнения
холодильной машины, не должно превышать
0,002% по весу.
Сернистый ангидрид применим в качестве
холодильного агента лишь в герметических
машинах.
В табл. 4 и на фиг. 8 соответственно пред-
ставлены данные о свойствах насыщенных
паров SO2 и его / — lgp-диаграмма.
Таблица 4
Свойства насыщенных паров сернистого ангидрида
I
Темпе-
ратура
/в°С
-5°
-4°
—з°
—2О
— IO
о
+ ю
+2О
+ ЗО
+ 4©
+50
Давле-
ние р
в кг!см"
о,и8
0,220
о,з?8
0,648
i>°34
1,585
2,347
3,37°
4-71°
6,427
8-58J
Удельный объём
жидкости
v'
в л\кг
0,642
0,652
о,66з
0,674
о,686
о,б97
o,7io
о>723
о,738
°>754
о,772
пара
v"
в м?'кг
2-491
1,387
o.8i8
°,5°7
0,328
О, 22O
о, 152
о.юЗ
°,°79
о,о59
о.о45
Энтальпия
жидкости
V в
ккал\кг
83,69
87,00
9°,27
93,53
об,76
100,00
1°3,23
юб,45
icg,65
И2,8з
Il6,OI
пара
i" в
ккал\кг
184,9L
136,21
i87:47
188.70
189.З9
191-02
192,0а
193-1О
194, °4
194>9Э
195,72
1
ФРЕОНЫ
Общие сведения о фреонах
Фреонами называются галоидные (содер-
жащие фтор и хлор) производные насыщен-
ных углеводородов. В качестве холодильных
агентов используются галоидные производные
метана и этана.
Рабочие давления паров фреонов различны;
в зависимости от назначения холодильной
машины, может выбираться наиболее подхо-
дящий агент семейства фреонов.
Нормальная температура кипения фреона
повышается: с усложнением его молекулы;
при замене атома водорода атомом хлора;
при замене атома фтора атомом хлора.
На фиг. У и 10 представлены диаграммы нор-
мальных температур кипения галоидных про-
изводных метана и этана. Связь между кри-
тической температурой и нормальной темпе-
ратурой кипения фреонов такая же, как и •
других веществ, т. е. Ткр « 1,6 7\60.
Воспламеняемость фреонов тем
меньше, чем меньше в молекуле водородных
атомов; при отсутствии водорода агент совер-
шенно не воспламеняется. Безвредность
для человека и химическая инерт-
ность фреонов тем больше, чем больше з
их молекулах атомов фгора.
Кдостоинствам фреонов относятся:
высокий молекулярный вес, благоприятный
для применения в турбокомпрессорах; низко-
значение показателя адиабаты kn низкие тем-
пературы в конце сжатия; низкие тем-
пературы затвердевания, благоприятные для
низкотемпературных установок; хорошая сма-
чиваемость металлов, благоприятная для про-
цесса кипения.
Недостатки фреонов; малая холодо-
ироизводительность 1 кг агента; большие
объёмы циркулирующего агента; высокий
удельный вес, что вызывает большие дрос-
сельные потери; низкие коэфициенты тепло-

618
ХОЛОДИЛЬНЫЕ АГЕНТЫ И ТЕПЛОНОСИТЕЛИ
[РАЗД. IV
отдачи; высокая стоимость; способность к
разложению при соприкосновении с открытым
пламенем и к образованию (в присутствии
воды) хлористого и фтористого водорода,
а также следов фосгена (СОС12); затруднитель-
ность обнаружения утечек *.
В жидком виде фреоны являются хоро-
шими растворителями и взаимно растворяются
сн.
Фиг. 9. Нормальные (под давлением 760 мм рт. ст.)
температуры кипения галоидных производных метана.
с маслами в любых пропорциях, поэтому
теплопередающие поверхности аппаратов не
замасливаются.
Прокладки во фреоновых машинах должны
быть металлическими либо из прессованных
волокон, связанных нерастворимыми во фре-
онах веществами (неопреном, хлоропреном
и т. п.). Применение резины (натурального
каучука), растворяемой жидкими фрсонами,
в прокладках недопустимо.
Значения теплопроводности А и X', тепло-
ёмкости ср и с, а также вязкости у\ и т)' не-
которых фреонов приведены на фиг. 11—16
[б, 7].
Таблица 5
Растворимость воды в жидких фреонах (% по весу)
Агент
Фреон-21
Температура в °С
-70
0,001
-20
о, ооз
O.O27
о, ооз
с, ооз
0
о.ооб
°.°55
о,оо6
о,оо4
-j-30
0,180
В табл. 5 указаны данные о растворимости
воды в жидких фреонах [12].
Фреон-114 по растворимости воды близок
к фреону-12.
Фреон-11 (CFC13)
Область применения фреона-11—турбо-
компрессорные агрегаты для умеренных тем-
ператур, главным образом для кондициониро-
вания воздуха.
В табл. 6 приведены свойства насыщен-
ных паров фреона-11, а на фиг. 17 — i — lg p-
диаграмма для этого агента [1].
Таблица 6
Свойства насыщенных паров фреона-11
Темпера-
тура
в °С
— 4О
— 3е
—2О
— IO
О
+ IO
+ 2О
+3°
+ 4о
+ 5О
Давле-
ние
Р
в кг /см*
о,0520
°.°935
o,i6o
0,26а
0,410
o,6iq
о,9°5
1,285
1.780
2,412
Удельный объём
"а
s
н
о N
х ч
й оа
o,6i7
0,625
0,634
0,643
0,652
о,66э
0,672
о,68з
O.695
0,707
г
с я
2,760
1,592
0,966
о
о
о
о
о
о
о
612
4°5
275
194
14°
юз
078
Энтальпия
и ¦?.
§ а
4 %
Ыа
92, оЗ
9Ь°4
96,01
97-99
100,00
102,03
104,07
106,14
108,23
110,36
м
ев >
С 09
140,68
141,86
143.Ьб
144.27
45-48
146,69
147,89
149-°9
150,27
15Ь43
* Утечки фрео.'ов обнаруживаются по окрашиванию
в зелёный цвет п.чамени специальной спиртовой горелки
в присутствии раскалённой красной меди.
Фреон-12 (CF2C12)
Фреон-12 является одним из основных
холодильных агентов для поршневых ком-
прессоров всех производительностей (для
умеренных температур кипения), главным
образом для установок кондиционирования воз-
духа. С успехом применяется фреон-12 в порш-
невых компрессорах до температур кипения
—70° Сив турбокомпрессорах (до более
низких температур).
Специфические достоинства фре-
она-12: умеренные давления в системе, что
способствует упрощению конструкции ком-
прессоров и аппаратуры; пологое протекание
кривой p=f(t) и низкие температурьте конце
сжатия, что позволяет уменьшить число сту-
пеней сжатия в компрессорах низкотемпера-
турных установок; отсутствие слоя масла на
теплопередающих поверхностях аппаратов;
химическая инертность.
Свойства насыщенных паров фреона-12
приведены в табл. 7. На фиг. 18 и 19 пред-
ставлены i — lgp-диаграмма [16] и графики
объёмной холодопроизводнтельиости CF2C12
в зависимости от температур кипения t0 и
переохлаждения tu. Верхний г афик относится
к одноступенчатым машинам;нижний — к сту-
пени низкого давления двухступенчатых ма-
шин.
Фреон-13 (CF3CI)
Область применения фреона-13 — низко-
температурные, каскадные холодильные ма-
шины с температурами кипен ;я порядка
— 70 до—100° С. Фреон-13 применяется в ниж-

ГЛ. XIV]
ФРЕОНЫ
619
160
с7н
Фиг. 10. Нормальные (под давлением 760 мм рт. ст.)
температуры кипения галоидных производных этана.
кг X
0,28
V, 26
O,2U
0,22
0,20
1
Ун
F-21
1
•
..—
——
.—
.——
,-—¦
Жидкие (рреонь>
-
4
:==
/¦-//?_!__
F-l) | "
ю
30
Фиг. 14. Значение теплоёмкости с жидких
фреонов.
Ю
Пары фреонов
*—
*•*
—¦—-
^-"
кг/см?
^"
"^р^ 0,5 кг/смг
^^
—. 1
ь
J13.
- 1
—. —
+20 +40
+60
Фиг. 11. Значения теплопроводности X перегре-
тых паров фреонов.
с-10
0,8
Пары фреонов
760 мм рт cm
-40
U0
SO
°г
Фиг. 15. Значения вязкости ¦») перегретых
паров фреонов при давлении 760 мм
рт. ст.
170
/00
5 65
+20
ч
~^ч^.
"-чч
—«=;
-—
Жидкие фреоны
*-ч.
'3
-\
~^ч.
^Ч
•~~ч.
¦~-ч.
+80
Фиг. 12. Значения теплопроводности X' жидких
фреонов.
но
100
90
80
¦ 70
60
50
' йО
30
20
\
\
\-
"~*«ч,
1 А
\
s
г-.
Жидкие
фреоны
\
ч
ч^
ч
1—.
-U0
-20
20
Фиг. 16. Значения вязкости т/ жидких
фреонов.

620
ХОЛОДИЛЬНЫЕ АГЕНТЫ И ТЕПЛОНОСИТЕЛИ
[РАЗД. IV
ней ветви каскада. Специфическим до с т о и н- ческими недостатками — низкая крити-
ством фреона-13 являются малые объёмы ческая температура; высокие давления при
пара при низких температурах; специфи- умеренных температурах.
100
no
120 130
Энтальпия —
1U0
150
i кнал/кг -
Фиг. 17. f — Tg я-диаграмма для фреоня-И.
Таблица 7
Свойства насыщенных паров фреона-12
Продол>
табл. 7
Темпе-
ратура
t
в °С
-во
-78
-76
-7*
—7°
-68
-66
— 6\
—62
-6о
-58
-56
-54
—52
—5о
— 48
-46
—44
—42
—4о
-зв
—зб
—35
—34
-32
—з°
— 23
—2б
—24
Давление
Р
в кг;см-
0,0635
о.о7з3
о,0842
0,0963
о,но
0,12.5
0,142
O.I62
O,l82
0,205
0,23 г
о. 259
O,29t>
0,323
0,360
0,399
0,44 т
о,490
0.54°»
о.596
0,655
о,7!о
0,788
о, 824
o.86i
0,9 to
1,02.5
1,115
1,212
i,3i>
Удельный
объём
н
О ,-j
S "Ч
^ к
0.615
0,617
0.619
0.621
0.623
0625
0,628
0,630
0,632
0,634
0,636
о,6с9
0,641
0,643
0.646
0,648
0.650
о, 053
0,655
6,6.58
о-ббо
О,6б2
0,66}
о/6б
0,667
0.670
0,673
0,675
0,678
o,68i
с т
2, 124
1,859
1,632
1-438
1,270
I.I25
1,000
О.89О
о>795
о, 712
0.639
о-575
о-5!9
0.469
о,42|
0,385
о. 348
о,319
0,291
0,266
0,244
0,224
0,206
0,197
0,189
0, Г75
0,163
о, 149
о,138
0,128
Энтальпия
-^
н 5.
о ^
f *
S и
83-41
83.81
84,22
84.62
85, оз
85,42
8-,,83
86,23
86,64
87,05
87,45
87,80
83.26
88,66
89,07
89,48
89,89
90,30
90,71
91,12
91,55
9i,95
92,36
92, Зб
92,77
93,i8
93, З8
93,99
94,41
91,82
Р
с я
127,61
127,84
128.о8
123,32
128,56
?28,79
129.03
129,27
129,5с
129-75
129,99
130,23
130,46
130,70
1,3° -91
i ,i.i8
131,42
131,66
I3i,9O
132,14
132,33
132,62
132,8о
132,93
133,1°
133,34
133,57
133,8о
134,°4
134,28
Темпе-
ратура
t
в С
— 22
— 2О
—18
— l6
—15
14
— 12
— ГО
— 8
— 6
— 4
— 2
О
+ 2
+ 4
+ 5
+ IO
+ *5
+ 2О
+ 25
+26
+ 28
+3°
+ 32
+ 34
+36
+38
+ 4О
+ 45
Давление
Р
в кг/см*
1,424
1,54о
1,бб4
1,795
1,86з
1,931
2,o8l
2.236
2,400
2,573
2,755
2,947
3,149
3.361
3,583
3,699
5,012
5,785
6,644
6.826
7.203
7.592
7-999
8.420
8,858
9,313
9,784
11,038
12,405
Удел
ЬИЫ,
объём
S
Ж а;
S ^
S а
0,684
о. 686
0,689
O,6oi
0,604
0,69 >
0,698
0,701
0,704
0,708
0,711
0,714
0.717
0,721
0,724
0,726
о,735
0,744
O.753
0.764
0,766
0,770
°,774
о, 779
0.783
°.'83
о,793
о, 793
о,8ю
0,824
с ta
0,119
0, ш
0,103
0,096
0,0927
0,0895
0,0836
Энтальпий
II
а S
95,24
95,67
д6,од
96,51
96,72
об, 94
97-37
0.0781 97-8i
0,0731
о,о68(.
0,0642
0,об02
оЗ, 24
o8,t8
99,11
С9>55
o,oj65 i 1
0,0533 I '
0,0301 ; 1
0,0486 з
0,0420 ]
0,0305
0.0317
0.0277 j
0,0270
0,0256
0,0243
0,0231
0,0219
О,С2О8
о,ою8
o,oi88
0,0166
, 0,0146
00,00
оо,45
Oj.CJO
01,12
02-26
03.40
04,56
05,75
05.99
06.47
06,95
07,44
07,03
108,42
[О !,92
[09,41
[Ю,66
111,92
га 5
С В
134г51
134,74
1.34,97
135,2о
135,32
135,43
135,66
135,89
136,12
13°,34
i'j6,57
136,79
137,01
137,23
' 137,45
138,00
138,62
139,12
I39,6i
139,7J
139.90
140,09
140,27
i4o,45
140.63
140,80
140,07
Т41,3б
141,71

Фреон-12
(CFzCl2)

1,0 —-
0,8
0,6 - -|—-
Ш / к кал/кг ПО
106
Том 12.
Фиг. 18, I — lg p диаграм

ГЛ. XIV]
ФРЕОН Ы
621
600
ьоо
zoo
F-12
—_
i ' A
i
1 i
-35 -25 -15 -5 ЛГ
ЛИ?
F-K
-/o
4
W
—
i
-70
-60
-50
to°C
Фит. 19. Значения объёмной холодопроизгсодитель-
ности фреона 12 в зависимости от температур
кипения t0 и переохлаждения /ц.
Свойства насыщенных паров фреона-13
указаны в табл. 8 [13].
Таблица 8
Свойства насыщенных паров фреона-13
Темпера-
тура
}
в °С
—140
— 13°
— 12O
— НО
—IOO
-до
—8о
— 7о
—6о
-5°
—4О
—so
— 2О
— IO
О
+ IO
4-2O
+ 25
+ 23,8
крити-
ческая
Давле-
ние
Р
в кг/с.м°
0,0087
о 0271
0,0714
0,164
°. Н39
0,640
I ,12
1,84
2,87
4.29
6,17
8,59
И,66
J5.45
20,1
ЯЗ.7
За,4
36,2
39.4
Удельный объём
жидкости
V
в л кг
O.57O
0,587
о, 599
0,012
о,6г6
0,642
0,658
0,675
0,695
0.717
0.741
0,769
0,802
6,842
0,894
0.902
1,08
1,19
1,72
пара
v"
в м3!кг
12,38
4
i
о
о
о
о
о
о
о
о
о
о
о
о
о
о
о
-7
73
793
4°7
225
134
0844
°555
°379
0264
0189
OI37
OIOI
OO749
о°5!7
оо;,8з
oo8oj
0.00172
Теплота
парообра-
зования
г
в ккал\кг
41,4
4о ,6
39.8
38.8
37.8
Зб,8
35.6
34.4
33.1
3L7
3°>°
28,2
26,2
25.9
21,5
13,4
J3.8
1О,2
О,О
В низкотемпературных установках помимо
фреона-13 намечается применение фреона-23
(CHF3, фтороформ), обладающего меньшими
молекулярным и удельным весами при
близкой к фреону-13 нормальной температуре
кипения, а также фреона-14 (CF4), имеющего
значительно более низкую температуру кн-
ления. Теплота парообразования фтороформа
!:ри давлении 7ъ0мм рт. ст. равна 61V5 ккал\кг.
Фреон-22 (CHFoCl)
Область применения агента — низкотем-
пературные, многоступенчатые (не каскадные)
холодильные машины с поршневыми и турбо-
компрессорами. Фреон-22 с успехом приме-
няется и для умеренных температур. Приме-
нение фреона-22 для температур —40° -. 70°С
целесообразнее, чем применение фреона-1-.
Специфические достоинства фре-
она-22: низкая нормальная температура ки-
пения (—40,8° С); пологое протекание кривой
давлений (при —70° С давление кипения на
70—85% выше, чем у фреона-12 и аммиака;
ПрИ 4-40° С давления фреона-22 и аммиака
сближаются); растворимость воды в жидком
фреоне-22 при низких температурах в 8 раз
выше, чем во фреоне-12; объём циркулиру-
ющего жидкого фреона-22 меньше, чем объём
жидкого фреона-12 при равных часовых
холодопроизводительностях этих агентов. Со-
держание воды во фреоне-22 должно быть не
выше 0,0025%.
В табл. 9 указаны свойства насыщенных
паров фреона-22 1.9]. Зависимость теплоты
F
56
52
ии
ьо
[Ч
Фреон 22
-,
\
о
-во -60 -40 -го
^го
Фиг. 20. Значения теплоты парообразования г
фреона-22 в зависимости от температуры.
парообразования г от температуры для фре-
она-22 представлена на фиг. 20.
У фреона-143 (CH3CF8), близкого к фре-
ону-22, при давлении 760 мм рт. ст. г =
= 54,5 ккал\кг; f = 1,17 кг/л [14].
Фреон-113, CF2C1CFC12 (C2F3C13).
Область применения фреона-113 — турбо-
компрессорные холодильные установки для
высоких температур (кондиционирование воз-
духа).
Специфические достоинства ф р е-
она-113: высокий молекулярный вес A87, 37);
удобство хранения и транспортировки (в же-
лезных бочках).

622
ХОЛОДИЛЬНЫЕ АГЕНТЫ И ТЕПЛОНОСИТЕЛИ
[РАЗД. IV
Специфические не дост атки ф реона-113:
вакуум в системе холодильной машины, спо-
собствующий проникновению в неё воздуха;
сложность удаления воздуха (для поднятия
Таблица 9
Свойства насыщенных паров фреона-22
Темпе-
ратура
t
в °G
— IOO
—9°
—80
—70
-60
-50
—40
—30
—so
—10
0
+ XO
+20
+30
+40
+50
Давление
P
в кг/см*
O.O205
0,0489
o,io6
0,209
0,382
0,660
1,076
1,68
2.51
З-бз
5,10
6,99
9 35
12,27
1.5-79
19.99
Удельный
объём
я
и
О м
о,б43
0.651
O,66l
0,671
0,682
^0,^95
с-,09
0,724
о,74О
о. 759
о, 779
о,8оо
о, 8 .'4
о. 8>i
о,88з
0,9^2
с м
8,33
З-бз
1,79
о.941
о, 534
0,323
0,205
о. 135
о,о93
0,065
o,o^7i
0,0346
0,0258
0,0194
0,0148
о.опз
Энтальпия
"я <v
0 5"
0 в
I»
74.17
76,64
79.14
81,64
8415
86,68
89-27
9L9I
94,57
97.24
ТОО. ОО
k>3,oi
1об,13
109,42
112,78
116,24
м
_s^
с а
137,93
139 ю
140,28
141,48
142,69
143-89
145 о8
146.24
147-37
148-43
149-45
I5Q-37
151.13
15L75
152.13
152,37
давления воздуха до атмосферного воздухо-
отделитель должен быть снабжён собственным
компрессором).
Уравнение состояния для области перегре-
того пара фреона-ПЗ [13]:
._„_ Т 0,1057
= 4.525 —--у —
uoo;
где Р — давление в кг/м2.
В табл. 10 приведены свойства насыщен-
ных паров фреона-ПЗ.
Таблица 10
Свойства насыщенных паров фреона-ПЗ
Темпе-
ратура
t
в °С
—3°
—20
—Ю
О
+ 1О
+ 2О
+ 30
+ 4°
+ 5О
4бо
+7°
+ 8о
+9о
+ IOO
Давле-
ние
Р
в kzjcm1*
0,028
о,с52
о.одо
0,151
0,2^1
о. 371
о-Зо2
о, 8
1,122
1.542
2,о73
2.7С8
3-545
4,514
Удельный
объём
жидко-
сти
v'
в л /кг
о. 594
o,6oi
0.609
0,617
о. баб
о,634
O.644
о. «54
0.1.6^
о.6;6
О.С88
0,701
о-7'5
°.73э
пара
V"
в м?1кг
3'9'°
2
I
О
о
о
о
о
о
о
о
о
о
о
2O4
Зо9
8i3
526
3^2
-МЗ
172
0931
0 04
°513
О ,23
>°334
Энтальпия
жидкости
/'
в ккал\кг
93,93
95-93
97-96
100,00
юл,с8
104,20
1Об.?б
108,56
1ю.8о
1Гй,од
.13
П7,Ь2
12О,2б
122,58
пара
i"
в
ккал\кг
134,°4
135.46
13б.Ь9
'38.33
«39 79
141.2j
142,72
14420
И5.68
147-1}
148,6.J
130,07
15Ь51
152,94
УГЛЕВОДОРОДЫ
Область применения углеводородов в каче-
стве холодильных агентов: низкотемператур-
ные установки (при отсутствии требуемых
фреонов); установки в тех отраслях про-
мышленности (химической, нефтяной, пере-
работки естественных газов), где соответ-
ствующие углеводороды являются сырьём,
фабрикатом или отходами.
В качестве холодильных агентов приме-
няются следующие углеводороды: метан (СН4).
этилен (CaHj), этан (С2Н6), пропан (С3Н8) и
иногда пропилен (С3Н6), бутан и изобутан
(С4Ню). В каскадных холодильных машинах
обычно применяются: в нижней ветви — ме-
тан, этилен, этан; в верхней ветви — пропан,
аммиак, фреон-12 и др.
Достоинства углеводородов:
доступность и невысокая стоимость; низкие
температуры затвердевания; допустимость при-
менения газовых компрессоров и теплообмен-
ной аппаратуры, обычных для нефтяной и
газовой промышленности.
Недостатки углеводородов: вос-
пламеняемость и образование взрывчатых
смесей с воздухом; низкие значения крити-
ческих температур (метан и этилен могут
применяться лишь в нижней ветви каскадных
холодильных машин); смешиваемость со
смазочным маслом, отчего вязкость послед-
него сильно снижается; малый молекулярный
вес применяемых углеводородов, что делает
возможным применение турбокомпрессоров
лишь в установках большой холодопроиз-
водительности; необходимость в специальной
очистке углеводородов, поставляемых нефтя-
ной и газовой промышленностью.
На фиг. 21 и 22 приведены Т — «-диа-
граммы для метана и этилена; на фиг. 23
изображена i— lg/кдиаграмма для этана [11].
Свойства насыщенных паров метана, этилена,
этана и пропана указаны соответственно в
табл. 11—14 [8, 16, 12] 1.
Таблица 11
Свойства насыщенных паров метана *
Темпера-
тура
t
в °С
* —173.1
—170
—160
—150
—140
—130
—120
—но
—100
—90
—82,0
критиче-
Давле-
ние
Р
в кг1см*
°,45
I,2J
2,49
4,54
8,02
12,64
1Р.63
24.37
37--9
47.3
Удельный
объём
ЖИДКО-
СТИ
v'
в л/кг
2,3°
2.37
2,46
2О°
2,63
2,8j
3.°2
3 27
3-28
6,17
пара
v"
в лР/кг
—
0,480
о
о
о
о
о
о
о
о
251
114
08З7
О,б2
°377
O244
OI27
OO0I7
Энтальпия
жидко-
сти
/' в
к к ал/кг
о,оо
2,56
ю,8з
1922
27,89
36,89
46,39
56.56
68,оэ
8.М7
44,33
пара
i"
в
ккал/кг
127.33
128,62
132,83
i37.li
141,22
44-95
147-89
149-62
149.56
144,73
-33
* Теплосодержание жидкости принято равным нулю
при 100' К.
1 Данные о термодинамических свойствах углеводо-
родов представлены в литературе недостаточно полно
и в ряде случаев не согласованы друг с другом.

QJ
s 1,5
0,5 0,6 QJ
Энтропия
Фиг. 21. Т — у-диаграмма для метана.
S tj

-0,2
Tom 12.
Фиг. 22. Г — ^-диаграмма для этилена.

р кг/см г
-70
\ 60
Р 50
100 НО
Том 12,
120 13Q f40 150
Фиг. 23. i — ]g /^-диаграмма для
160

Энтальпая
Фиг. 23. I — ig /»-диаграммя для этана.

ГЛ. XIV]
УГЛЕКИСЛОТА
623
Таблица 12
Свойства насыщенных паров этилена
Темпе-
ратура
/
в °С
—иб
—но
— IOO
—90
—8о
—70
-бо
—5°
—4О
-ЗО
—2О
— IO
О
+9.36
крити-
ческая
Давле-
ние
Р
в кг/см?
°.475
0,703
1,277
2,17
3.47
5.^8
7-71
ю,84
14.79
19. б?
25,70
32,95
41,71
5L45
Удельный
объём
жидко-
сти
v'
в л'кг
1.71
1.73
1,78
1,82
1.87
1.93
2,00
2,о8
2, 16
2,27
2,41
2,6о
2,90
4.6з
пара
ь"
в м31кг
1,004
0,693
о, 378
о, 233
0,150
0,101
0,0712
0,0516
О,ОЗ?8
O.O277
О,С2О2
0,0146
о,оюо
0,00463
Энтальпия
жидкости
V
в ккал\кг
18.33
21,28
2б,39
3L72
37.33
43.22
49.39
56,00
63,00
70.5О
78,73
88,33
100,00
126,1
пара
i"
в
ккал\кг
137.27
133,22
139.83
I4L56
143.5°
145.39
147.28
149.17
150,00
150,22
149,об
Н7-44
143,9
12б,1
Таблица 14
Свойства насыщенных паров пропана
Таблица 13
Свойства насыщенных паров этана
Темпе-
ратура
ф
1
в °С
— IOO
—95
-9о
-85
—8о
—75
—7о
-65
—бо
-55
-5°
—4О
—3°
—2О
— IO
О
+ 1О
+ ЗО
+3°
+ 32,1
крити-
ческая
Давле-
ние
Р
в кг /см*
°,535
о, 723
о,дбо
1.25
i,6i
2,О4
2,55
3,15
3,86
4,68
5,63
7'93
ю,8б
14.51
18,96
24,3
30,7
38,5
43,о
5°3
Удельный
объём
жидко-
сти
V'
в л! к г
1,789
1,8о8
1,825
1,844
1,863
1,884
1,9°5
1,937
L951
1,976
2,ОО
2,Об
2,13
2,21
2,ЗО
2,43
2,59
2,86
3.49
4,7°
пара
v"
в м'Чкг
0,889
0,673
o,5i3
0,405
0,321
0,237
о,ас8
0,171
о, 141
о, И7
0,0933
о,0705
0,0515
0,0383
о,о283
О,О217
O,Ol6l
o,ori4
о,00706
0,00470
Энтальпия
жидкости
V
в ккал\кг
35.5а
38.43
41,37
44.33
47.25
5O.2I
53,17
56,ia
59."
62,13
б5,о8
7L 3»
77,93
84,88
92,27
юо,оо
io8,45
II8.2J
132,09
45,75
пара
V
в
ккал'кг
155,°7
15б,39
157.69
158,96
160,19
161,39
162,56
163,68
164,76
i6j,79
166,76
168,51
170,05
171,20
172,06
172,44
!7i,55
168,41
159,71
145,75
УГЛЕКИСЛОТА (С02)
Углекислота обычно применяется в судо-
вых холодильных машинах, где требуется без-
вредный холодильный агент, не имеющий раз-
дражающего запаха. В последние годы угле-
кислотные холодильные машины вытесняются
фреоновыми.
Недостатки углекислоты как
агента: высокие давления, низкая критиче-
ская точка, относительно высокая темпера-
тура затвердевания.
Темпе-
ратура
t
в СС
—5°
—45
—4°
-35
-Зо
-25
—2О
—J5
—10
—5
0
+ 5
+ 10
+ 15
+20
+25
430
+35
+40
+45
+5О
Давле-
ние
п
У
в кг/см-
0,714
0,909
1,14
1,4°
'.71
2.O7
2,49
2,97
3-52
4,14
4.84
5.6о
6,44
7,37
8,41
9,64
10,98
12,42
13,95
15,бо
17,40
Удельный
объём
жидко-
сти
V'
в л!кг
1,69
i,7i
1,72
1,74
1,76
1,78
1,8о
1,82
1,84
1,86
1,89
1,91
1,94
1,96
1.99
2,02
2,О5
2,08
2,Ю
2,12
2,15
пара
vn
в м3 /кг
0,584
0,480
о,394
0,323
О,2бб
0,221
O,l85
О,15б
О,132
о,из
о,о97
0,0843
0,0726
о,сб37
0,0564
O,OjO2
0,0448
0,0397
0.0348
0,0309
0,0270
Энтальпия
жидкости
V
в ккал/кг
72,68
75>2б
77,86
80,49
8з,1б
85,86
88, бо
9L39
94-22
97. °8
100,00
102,96
105,96
109,ог
112, Ю
,24
118,4а
121,64
124,9о
123,2О
131,55
пара
i*
в
ккал\кг
176,28
177.53
178,78
180,03
181,28
182,58
183,93
185,29
186,71
183,17
189,67
192,67
194,17
193.64
197-04
198,44
199,75
200,89
201,92
202,52
При повышении давления в конденсаторе,
а также при повышении температуры агента
в нём выше критических (например, при вы-
сокой температуре охлаждающей воды), ра-
бота углекислотной машины не прекращается;
значение давления в конденсаторе зависит
при этом главным образом от весового коли-
чества агента в конденсаторе. В этих усло-
виях в теоретическом цикле машины каждой
комбинации температур кипения и переохла-
ждения соответствует оптимальное значение
давления в конденсаторе, обеспечивающее
Таблица 15
Свойства насыщенных паров углекислоты
Темпе-
ратура
в °С
—5°
—4о
—з°
—ао
—ю
о
+ IO
+ 2О
+3°
+ 31
крити-
ческая
Давле-
ние
Р
в кг/см"
6,97
Ю,25
14.55
2О.об
26,99
35, ?4
45.95
58,46
73-34
74,96
Удельный
объём
жидко-
сти
v'
в л/кг
о,857
о.897
о,93*
о,971
1,О2
1,о8
1,17
1,3о
х,63
2,16
п^ра
v"
В л'/.'ff
0,0382
о 0270
O.O1Q5
0,0142
0,0104
0.00752
0,00529
0.00300
0,00216
Энтальпия
жидкости
i'
в ккал\кг
75.01
79-59
84,19
88,93
94-од
100,00
106,50
114,00
125,90
133,5о
пара
в
ккалЫг
155-57
156,17
156,56
15б> 72
156,60
156,13
154,59
151,10
140,95
133,5о

ХОЛОДИЛЬНЫЕ АГЕНТЫ И ТЕПЛОНОСИТЕЛИ
[РАЗД. IV
наивь:сшее значение холодильного коэфи-
циента е. В практике судовых установок, ко-
торым свойственна разность температур кон-
ленсации и переохлаждения tK — ta = b° С, мо-
Габлица 16
Теплосодержание переохлаждённой жидкой СОа
{ Темпера-
j тура nepe-
ох.зяждения
1
+ ю
+ 15
Т-2О
+ 25
+ 35
На погра-
ничной
кривой
Давление в конденсаторе р в кг!см3
60
ю8,8
из.5
US,о
70
юз *о
io8,i
ш,9
122,2
80
111,2
115-2
1-0,7
—
90
но,6
1Т4,2
и8,3
124,8
—
100
IIO,I
121,8
—
гут быть приняты следующие значения давле-
ния рк [3]:
tu °С 25 з°
рк кг /см2 /3-3 8°
35
94

Свойства насыщенных паров углеки-
слоты и значения теплосодержания пере-
Фит. 24. Значения объёмной холодопронзводительности q
углекислоты для простого одноступенчатого цикла и
цикла Ворхиса в зависимости or температур кипения /0
и переохлаждения t .
охлаждённой жидкой СО2 вблизи от критиче-
ского давления приведены в табл. 15 и 16 [16].
Значения объёмной холодопроизводитель-
ности 1 м$ углекислоты для простого одно-
ступенчатого цикла и цикла Ворхиса указаны
на фиг. 9 4 {'}].
ВОДА
Область применения води в качестве
холодильного агента — пароэжекторные ма-
шины.
Достоинства воды как холодильного
агента — доступность и дешевизна.
Недостатки воды как агента: низкие
давления в испарителе; ограниченный диапа-
зон получаемых температур (при чистой
воде — не ниже 4- 2-Ь + 4° С); содержание в
растворённом виде солей и воздуха, выде-
ляющихся в испарителе.
На фиг. 25 изображена i - s-диаграмма
для водяного пара в области низких темпера-
тур [4]. Физические свойства воды и водяного
пара приведены в томе ] Справочника (книга I,
стр. 469).
ТЕПЛОНОСИТЕЛИ
Солевые растворы (рассолы) СаС13
и NaCl
Область применения этих рассолов - холо-
дильные установки (главным образом аммиач-
ные), в которых охлаждение помещений не-
посредственно холодильным агентом нежела-
тельно.
Достоинства СаС12: низкие температуры
замерзания; умеренная коррозия стали.
В табл. 17 приведены физические свойства
ртссолов СаС1-> и NaCl [16/.
"Изменение теплоёмкости рассолов с/ по
температуре определяется уравнениями:
для СаС12 (в пределах — 40 <*<-{- 30° С и
1,03<Т15<1,37)
ct .= cQ\ 0.00Ш {\/Ti5 — 1 — 0,409) ккал\кг °С;
для NaCl (в пределах — 20</^+ 39 Си
]01<12
ct = с0 + 0,00025 ~ ккал/кг "С.
715
Значения критерия Прзндтля для СаС12
см. гл. XV.
Парциальное давление водяного пара и
влагосодержание воздуха х кг/кг в насыщен-
ном влагой воздухе над поверхностью рас-
солов ниже, чем над водой при той же тем-
пературе. Отношение этих давлений одина-
ково для рассолов, имеющих равные темпе-
ратуры замерзания, независимо от вида рас-
творённой соли.
На фиг. 26 изображена / — х-диаграмма
для влажного воздуха с пограничными кри-
выми, сдвинутыми в зависимости от темпера-
туры замерзания солевых растворов.
Воздух
Воздух используется в качестве теплоно-
сителя в воздухоохладителях и установках
кондиционирования воздуха. На фиг. 26 и 27
приведены i—лг-диаграммы для влажного воз-
духа при умеренных и низких темпера-
турах [15].

is диаграмма
для водяного пара в области
низких температур
540
540
U0 1,32
Том 12.
1,98
2.08
2,10
2,00 2,02 2,01* 2,06
Знтпопия s —»-
Фиг. 25. 1 - ^-диаграмма для водяного пара в области низких температур.
гл
2,16
2,18
2,20

/- x диаграмма
для длинного боздцхо
Ординаты давления
пара
ори давлении 760 мм рт cm
Кривые насыщения воздуха над рассолами
Температура замерзания
раствора
Концентрация
раствора в %
\ \ \
26. f—^-диаграмма для вламснога воздуха с пограничными кривыми, сдвинутыми в зависимости от температуры замерзания солевых рассолов.

Фиг. 26. \—Jf-диаграмма для влажного воздуха с пограничными кривыми, сдвинутыми в зависим!

Фиг. 27. i — jf-^иаграмма для влажного воздуха в области низких температур.

626
ХОЛОДИЛЬНЫЕ АГЕНТЫ ТЕПЛОНОСИТЕЛИ
[РАЗД. IV
Таблица 17
вес
*?
¦а *
2»
Ч ю
>> ^
,ОО
,19
.2О
,21
,22
.23
,24
,25
,2б
,27
,28
1,286
а>
к
«° а,
Содерз
соли в
раство
О, I
2О,9
31,9
22,8
23,8
24,7
25,7
а6,6
27,5
28,4
29,4
29-9
Эвтектика
ев
S о> at
Нз
о,о
—19,2
—21,2
—23-3
—25,7
—28,3
31,2
—34,6
-38,6
-43,6
—50!1
-55, о
Физические свойства рассолов
•а
SU л.
40Ч
f- в*5*
I.OO3
0,727
0,717
0,708
0,700
0,692
о,685
0,678
0,671
о,6б4
о,658
0,654
+ 2О°
i,o5
2,°4
2,15
2,27
2,4°
2,53
2,68
2,83
2,99
3.2O
3,47
3-58
Вязкость г, • 10*
при
кгсек/м3
температуре
Хлористый
о°
i,8o
3.34
3,51
3,69
3,89
4,ю
4,3+
4>6i
4<9°
5,22
5,6о
5,8о
-2О°
_
—
8,78
9,19
9,66
1О,К>
ю,77
",39
12,08
12,94
14,об
14,67
кальций
-25°
_
—
—
—
it,79
12,40
13,1°
13,98
15,00
16,25
17.87
18,70
СаС1а и
СаС1я
NaCl
Теплопроводность X ккал/.и час "С i
о || -о
3° ||
_
—
—
—
—
—
15,1
16,2
17,5
19,2
21,7
23,О
0,500
о,444
0,44°
о,43б
о,432
0,428
0,424
0,420
о,4го
О,ф12
0,408
0,406
при
—2О°
_
—
о,4оо
о,398
о, 395
о, 393
о,391
0,389
о,з86
0,384
0,382
0,381
температуре :
_3о°
_
—
—
—
—
•—
°,37°
о,375
о,37+
о, 373
о ,37^
O.371
—
—
—
—
—
—
—
—
о, 359
о. 359
0,360
—5°°;
I
!
!
— 1
!
—
—
— :
— '
— ¦'
0,346
O-349:
Хлористый натрий NaCl
,оо
,1О
,11
,12
,13
,14
¦ 15
,16
.17
,175
о,.
13,6
14-9
l6,2
17-5
18,8
20,0
21,2
22,4
23.1
Эвтектика
о,о
-9,8
— II,О
—12,2
-13,6
—15, *
—16,6
—18,2
— 20,0
—2Т,2
I,OOI
о, 857
0,848
0,839
0,830
0,822
0,814
0,806
0,798
о, 79+
+ 2О°
,25
,29
t,34
,40
[>4б
[ ,52
1,58
t,65
[,70
i,8o
2,19
2,28
2,37
2,48
2,6l
2,74
2,88
3>О2
З,10
—ю°
—
3,41
3,56
3,75
3-95
4,i6
4,39
4,65
4,80
-15°
—
—
—
—
4,87
5,11
5,38
5,69
5,86
—2О°
—
—
—
—
—
—
7.оо
7,i8
0,500
о,478
0,476
о,474
о,472
о, 47°
0,468
0,466
0,465
0,464
—5°
0,462
0,460
о, 458
о,457
о, 455
о, 453
о,451
о,449
о,4+8
—
0,446
о,444
о, 442
о, 44°
о,438
о, 435
о,434
—
—
—
—
0,427
0,426
0,424
0,422
0,421
—со°
—
—
—
— ;
— !
—
— i
0,410
0,409
ЛИТЕРАТУРА И ИСТОЧНИКИ
1. Вейнберг Б. С., t— lg р-диаграмма дляфреона-11.
2. Д е з е н т А. М., Диаграмма температура — энтропия
для аммиака, Пищепромиздат, М. — Л. 1935.
3. Судовые холодильные машины. Стандартизация и
рационализация, М. — Л. 1934.
4. Ц ы д з и к В. Е., Б а р м и н В. П., В е й н берг Б. С,
Холодильные машины и аппараты, Машгиз, М. 1946.
5. American standard safety code for mechanical refri-
geration, American standard association, 1939.
6. В e n n 1 n g A. F. a. Markwood W. H-, Refrig.
Engineering, т. 37, № 4, апрель 1S39, т. 45, № 2, фев-
раль 1943.
7. В е n n i n g A. F. a. Me Н а г п е s s R. С, Ind. Eng.
Chem., т. 31, № 7, 1939 и т. 32, № 4, 5, 6 и 7, 1940.
8. Edwards H., Refrig. Engineering, т. 48, № 2,
•вгуст 1944.
9. О г a h a m D. P. a. Me Harness R. С., Bulletin
de L'Institute International du Froid, т. XXVI, № 4,
1945-1946 г., Annexe G4.
10. Me О о v e r n E. W., Refrig. Engineering, т. 43, № 5,
май 1942.
11. Plank R. а. К a m b e 11 2 J., Zeitschr. f. d. g.
KSlte-Industrie, т. 43, № 11, 1936. ;
12. Refrigerating data book, Am. Soc. of refr. eng.',
5 издание, New-York, 1942.
13. R 1 e d e 1 L., Zeitschr. f. d. g. Kaite-Industrie,
т. 45, № 12, 1938 и т. 48, № 1, 1941.
14. RusselH., Golding D. R. V., Jost D. M., Journ. of
the Am. Chem. Soc, т. 66, № 1, 1944.
15. T a m m, Die Grundlag-en der Raumkilhlung, Berlin,
1938.
16. V. D. I., Kaltemaschinen Regeln, 1940.

Глава XV
ЭЛЕМЕНТЫ ХОЛОДИЛЬНЫХ МАШИН
КОМПРЕССОРЫ ПОРШНЕВЫЕ
ПРОМЫШЛЕННЫЕ *
Особенности компрессоров холодильных
машин
При конструировании компрессоров холо-
дильных машин следует учитывать следую-
щее **.
1. Давление нагнетания и особенно давле-
ние всасывания в компрессорах холодильных
машин непостоянны; также непостоянна степень
сжатия, которая может достигать больших
значений: для одноступенчатого компрессора—
до 10—12, для двухступенчатого —до
50-60.
2. В конце хода сжатия — при сильном
охлаждении цилиндра — возможна конденсация
агента на его стенках. Капли снова испаряются
при обратном расширении, снижая объёмный
коэфициент Хс и коэфициент подачи Ха.
3. Всасываемый пар имеет низкую темпе-
ратуру и может содержать частицы неиспарив-
шегося агента, вследствие чего в аммиачных
холодильных установках общего назначения
возможно случайное попадание в цилиндр
значительных количеств жидкого агента.
4. При расположении компрессоров в жи-
лых и общественных зданиях требуется бес-
шумность их работы и полное динамическое
уравновешивание.
5. Текущий ремонт и обслуживание герме-
тически закрытых компрессоров невозможны.
6. Ряд агентов предъявляет особые требо-
вания к конструкционным материалам.
7. Утечка агента и подсасывание воздуха
в компрессорах холодильных машин абсолютно
недопустимы.
Недопустимость утечек вызвала появление
специфичных конструкций: бескрейцкопфных
компрессоров с картером, заполненным паром
агента под давлением всасывания, и с уплот-
нением вала при выходе его из картера; герме-
тически закрытых компрессорных агрегатов
* Термин „промышленные компрессоры" распространяют
обычно на одноступенчатые компрессоры холодопроизво-
дительностыо свыше 25 000 „станд." ккал\нас и на соот-
ветствующие им по размерам механизма движения много-
ступенчатые компрессоры.
** В настоящем разделе в дополнение к материалу,
представленному в главе X „Поршневые компрессоры",
рассматриваются специфические вопросы конструирова-
ния наиболее распространённых типов поршневых про-
мышленных компрессоров холодильных машин.
с электродвигателем, расположенным в парах
агента.
При конструировании фреоновых компрес-
соров следует учесть специфические сзойства
фреона.
1. Высокий удельный вес пара вызывает по-
вышенные потери напора в клапанах и ка-
налах цилиндра, в то время как давление фре-
она относительно низко. Поэтому во фреоно-
вых компрессорах необходимо: обеспечивать
пониженные значения скоростей пара во всех
проходных сечениях, в особенности на стороне
всасывания; по возможности увеличивать
объём крышек цилиндра.
2. Растворимость пара фреона в смазочном
масле в картере высока (раствор находится
в состоянии насыщения); вязкость масла
в картере низка и зависит от концентрации
фреона в растворе.
3. Температура нагнетаемых паров фреона
невысока.
4. Фреон чрезвычайно склонен к утечкам
не только сквозь неплотности стыков, но и
сквозь поры чугунных отливок. Частицы
масла в стыках деталей и натуральный каучук
прокладок растворяются фреоном и служат
причиной интенсивных утечек.
Рабочие коэфициенты компрессоров
Рабочие коэфициенты определяют отклоне-
ние холодопроизводительности Qo ккал/час и
величины подводимой мощности Ne кет дан-
ного компрессора от их значений для идеаль-
ного компрессора, имеющего тот же описы-
ваемый поршнями часовой объём V^ мг1час
и работающего по сравнительному про-
цессу.
Идеальный компрессор характеризуется от-
сутствием мёртвого пространства, теплообмена,
трения и потерь напора в клапанах и каналах
цилиндра. Сравнительный процесс характери-
зуется адиабатическим сжатием, причём со-
стояние пара перед всасывающим и давление
за нагнетательным штуцерами идеального,
компрессора принимаются идентичными с
действительно имеющими место. В теории
холодильных машин приняты следующие опре-
деления рабочих коэфициентов компрес-
сора.
Коэфициентом подачи Ха называется
отношение весовых производительностей дан-

628
ЭЛЕМЕНТЫ ХОЛОДИЛЬНЫХ МАШИН
[РАЗД. IV
ного (Ga кг/час) и идеального (Gmeop кг/час)
компрессоров
X =
а
Gmeop Vh
где V\ — удельный объём пара агента, заса-
сываемого компрессором, в м'^/кг.
Коэфициент Аа определяется как произве-
дение частных коэфициентов: объёмного Хс>
дросселирования Хдр, подогрева >w и плот-
ности 1„л, характеризующего степень неплот-
ности клапанов и поршневых колец:
По данным индикаторной диаграммы
(фиг. 1) следует:
Произведение указанных коэфициентов
равно индикаторному коэфициенту всасывания
} _} > _ 52
Л,- ЛСЛ^ — .
Объёмный коэфициент равен
Г !
X -1 -с (**
-1
где с — объёмное мёртвое пространство в долях
объёма цилиндра; /т2 — показатель политропы
обратного расширения.
р.
в
Фиг. 1. Упрощённая индикаторная диаграмма: р, и ру —
давления во всасывающем и нагнетательном патрубках
компрессора; р. и р„ — давления в цилиндре компрес-
сора ro время вс?сывания и нагнетания; S— ход поршня;
€ — объёмное мёртвое просфанство в долях хода поршня;
«, и п, — показатели политроп сжатия и обратного рас-
ширения.
Коэфициент дросселирования равен прибли-
жённо
) —1 A + с) (рх - рА)
На фиг. 2 приведены значения 1др для ам-
миачного компрессора (при температуре кипе-
• т..~ / 1 СО /"« -
температуре конденсации
10 кг\см* и при
р
ния to = —15° С,
tK— 4-30° С, Рв ^
показателе политропы обратного расширения
Индикаторный коэфициент всасывания
равен
Величина объёмного мёртвого простран-
ства с выполняется обычно в пределах 0,01—0,10
(при кольцевых пластинчатых клапанах — от
0,04 до 0,07). Показатель политропы обратного
расширения п2 близок к единице и выше в ам-
миачных компрессорах (« 1,1), чем во фрео-
0,980
0.960
0М0
0,920
Фиг. 2. Значения коэфициента дроссели^
рования X, для аммиачного компрессора.
новых (« 1,0). Депрессия р1 —рА растёт с по-
вышением числа оборотов компрессора, и коэ-
фициент \др падает; при понижении давления
всасывания рг коэфициент 1др также падает.
На фиг. 3 изображены идеальный и дей-
ствительный процессы сжатия в компрессоре
в Т — s-диаграмме (обозначения, принятые на
чертеже, совпадают с обозначениями фиг. 1).
П
Фиг. 3. Идеальный и действитель-
ный процессы сжатия в компрес-
соре в Т—5-диаграмме.
Коэфициент подогрева Хда отражает разли-
чие в температурах пара в точках 1 и D
и определяется по тепловой диаграмме как
отношение удельных объёмов пара в этих
точках:
Коэфициент lw падает с увеличением раз
ности температур пара при всасывании и на-
гнетании; он ниже в аммиачных компрессорах,
чем во фреоновых. В прямоточных компрессорах
коэфициент Хда выше, чем в непрямоточных.
Повышение числа оборотов компрессора
ослабляет теплообмен и способствует повыше-
нию Xw. Ориентировочные значения произве-
дения коэфициентов подогрева и плотности
аммиачных компрессоров приведены на фиг. 4.

ГЛ. XV]
КОМПРЕССОРЫ ПОРШНЕВЫЕ ПРОМЫШЛЕННЫЕ
629
Для каждого компрессора существует опти-
мальное число оборотов, при котором про-
изведение Х^Ащ, максимально и коэфициент
подачи Ха имеет наивысшее значение.
Коэфициент плотности 1пл зависит от кон-
струкции и качества выполнения компрессора,
а также от условий работы и длительности
его эксплоатации. Обычно значения 1ПЛ прини-
маются в пределах 0,98—0,95. :
Коэфициент 1С — по сравнению с другими
коэфициентами, входящими в формулу опреде-
ления коэфициента \а,— имеет наиболее низкие
значения и при изменении условий работы
лодильных машин такой же, как в газовых ком-
прессорах сходных типов.
Рабочие характеристики ком-
прессоров. На фиг. 5 показан характер
изменения холодопроизводительности компрес-
сора Qo в ккал/час и подводимой (эффектив-
ной) мощности Ne в кет при изменении тем-
пературы кипения t0 °C для двух значений
температуры конденсации tK °C. Если известны
0,9
0,8
0,7
0,6
"^
NH3
1—-^
Фиг. 5. Раб"очие характеристики
компрессора холодильной машины.
холодопроизводительность и подводимая мощ-
ность при условиях Л, то при условиях В:
_ _ Qv (В) ^а (В)
в
Фиг. 4. Ориентировочные значения произведения коэфи- где q В ККал\м* — ХОЛОДОПрОИЗВОДИТвЛЬНОСТЬ
циентов подогрева и плотности (X • Хд^) для аммиач-
ных компрессоров: / — вертикальный прямоточный ком-
прессор; 2 — вертикальный крейцкопфный; 3 — горизон-
тальный компрессор двойного действия, быстроходный;
4 — то же, тихоходный.
компрессора подвержен наибольшим колеба-
ниям; поэтому значение \а для данного ком-
прессора часто ставят в зависимость от отно-
шения давлений нагнетания и всасывания.
Коэфициентом индикаторного
давления р называется отношение средних
индикаторных давлений pt или индикаторных
мощностей N,- данного и идеального компрес-
соров:
Pi Ni
Pi теор ' те°Р
Коэфициент р служит для подбора двига-
теля к компрессору и может быть больше и
меньше 1,0. Снижение числа оборотов, уве-
личение объёмного мёртвого пространства с
и увеличение отношения давлений рк ip0 умень-
шают коэфициент р. Значения р{ теор см. гл. XIII
„Рабочие процессы холодильных машин".
Индикаторным к. п. д. t\a называется
отношение работ AL ккал/кг, затраченных
на 1 кг агента в идеальном и данном ком-
прессорах:
v
на 1 м9 пара, поступающего в компрессор;
i (В) Р(В)
(в) = Ni (А)
Р, (А)Р(А)
кет.
AL Vh Nt ~ p *
Величины Xfl и ч\а близки друг к другу.
Обычно низкие значения Xw влекут за собой
низкие значения t,a *. Характер потерь от тре-
ния в механизме движения компрессоров хо-
* Рабочие коэфициенты компрессоров X и i) близки
к рабочим коэфициентам холодильных машин Lhi),h
при некоторых условиях сравниваются с ними
главу „Рабочие процессы холодильных машин").
(см.
Одноступенчатые компрессоры
Основными типами одноступенчатых ком-
прессоров холодильных машин являются вер-
тикальные и V-образные прямоточные ком-
прессоры и горизонтальные двойного действия
(непрямоточные) компрессоры.
Прямоточные компрессоры. Прямоточные
компрессоры применяются для холодильных
машин любой производительности и для всех
агентов. Известны два основных варианта ком-
прессоров этого типа. Первый вариант (фиг. 6)
характеризуется наличием двухколенчатого ва-
ла, опирающегося на два коренных подшипника
и иногда на один выносной. Цилиндры отли-
ваются попарно в блоки (иногда за одно с кар-
тером) и устанавливаются вертикально, V- и
W-образно, причём соответствующие шатуны
располагаются рядом, на общих шейках вала.
Применяются конструкции с радиальным
расположением цилиндровых блоков числом 4
(с углом между осями в 6J°) и 5—7 (полная
звезда).
Второй вариант прямоточного компрессора
(фиг. 7) характеризуется, рядным, вертикаль-
ным расположением отлитых отдельно цилин-
дров, причём колена вала (числом до четырёх)
разделены промежуточными коренными под-
шипниками. В некоторых случаях число ци-
линдров вертикального компрессора, располо-
женных в один ряд, доводится до шести.
Компрессоры с большим числом цилиндров
малых размеров имеют худшие рабочие коэ-
фициенты, чем двухцилиндровые. В то же
время многоцилиндровые компрессоры лучше

630
ЭЛЕМЕНТЫ ХОЛОДИЛЬНЫХ МАШИН
1РАЗД. IV
Фиг. 6. Аммиачный V-образный прямоточный компрессор марки 4АУ-15: D—150 мм;
514: п—720 об/мин; а— продольный разрез; б — поперечный разрез.

г-n..xv]
КОМПРЕССОРЫ ПОРШНЕВЫЕ ПРОМЫШЛЕННЫЕ
631
динамически уравновешены, требуют меньшего
пускового момента двигателя, не имеют резких
пиков вращающего момента и многооборотны,
допуская часто непосредственное соединение
е электродвигателем. Кроме того, в многоци-
лгиндровых компрессорах легко осуществляется
регулирование производительности путём вы-
ключения отдельных блоков или цилиндров.
Тенденция развития компрессоров направлена
в сторону повышения числа цилиндров.
Преимущества прямоточных компрессоров:
высокие значения коэфициента подогрева \w
благодаря ослабленному теплообмену между
паром и стенками цилиндра; низкие скорости
прессоров принадлежат фреоновым компрес-
сорам.
В аммиачных компрессорах отношение хода
поршня к диаметру цилиндра S/D обычно
близко к 1,0; во фреоновых компрессорах это
отношение равно 0,7—0,8.
На фиг. 8 приведены числа оборотов и
средние скорости поршней распространённых
аммиачных прямоточных компрессоров. Новым
советским моделям аммиачных компрессоров
свойственны повышенные числа оборотов и
скорости поршня.
Рабочие коэфициенты аммиачных прямо-
точных компрессоров повышаются с увеличе-
-Всасывающая лита
Фиг. 7. Аммиачный вертикальный прямоточный компрессор марки 5АВ: D=350 мм; 5=350 мм; я=275 об/мин.
пара в клапанах и малая депрессия в них и,
следовательно, высокие значения коэфициента
дросселирования кдр благодаря большим раз-
мерам и проходным сечениям клапанов; на-
дёжность уплотнения вращающегося вала
выше, чем уплотнения штока компрессоров
двойного действия (уплотнение вала слабо на-
гревается при работе, не требует регулировки
при пуске и остановке, допускает автоматиза-
цию пуска компрессора). Все новые наиболее
интересные конструкции прямоточных ком-
нием размеров цилиндра (фиг. 9). По оси
абсцисс отложены объёмы, описанные одним
поршнем. При изменении условий работы ра-
бочие коэфициенты изменяются тем резче, чем
больше мёртвое пространство. Средние значе-
ния коэфициентов подачи Ха для средних раз-
меров аммиачных компрессоров приведены на
фиг. 10.
В табл. 1 указаны основные параметры се-
рии унифицированных аммиачных и фреоно-
вых компрессоров. Указанные в таблице значе-

632
ЭЛЕМЕНТЫ ХОЛОДИЛЬНЫХ МАШИН
[РАЗД. IV
ния холодопроизводительности Qo подсчитаны
при следующих температурных условиях
(„стандартных" для аммиачных компрессоров
и „плюсовых" для фреоновых):
Температуры в °С: Аммиак Фреон-12
кипения t0 —15 +5
всасывания в компрес-
Ч+
Таблица 1
Основные параметры прямоточных компрессоров
ѰРЧкомпр
конденсации tK
переохлаждения t
+30
+25
+35
+30
300
'200
too
150
Фиг. 8. Числа оборотов л и средние скорости ст поршня
аммиачных прямоточных компрессоров: а —средние ско-
рости поршней компрессоров марки 1АВБ по табл. 1;
6—средние скорости поршней компрессоров марок
2АВ 15/720 и 4АУ-15/720.
20 30 i*050
4Ч1Г. 9. Значения коэфициентов подачи X для аммиач-
ных вертикальных прямоточных компрессоров при ,гтан-
дартных" температурных условиях (/>K/j?0=4,95).
0,90
0,80
0,70
0,60
Фиг. 10. Значения коэфициентов подачи X. для аммиач-
ных вертикальных прямоточных компрессоров средних
размеров (в одном цилиндре 1Л,<»150 м31час).
Четырёхцилиндровые компрессоры этой се-
рии изготовляются V-образными. Восьмици-
линдровые компрессоры являются сдвоенными
щ
щ
Марка
1АВА»
1АВБ*
Завод .Ком-
прессор"
2АВ-15/480
2АВ-15/720
4 АУ-15/480
4АУ-15/720
2-4АУ-15/720
Завод „Ком-
прессор"
2ФВ-19/480
2ФВ-19/72О
4ФУ-15/48О
4ФУ-19/720
2-4ФУ-19/720
-НИ1
н
«о
ршня
о
Е=?
X и
Дров
цилин
исло
а
о
о
о.е
о
«о >,
о и
исло
миму
Аммиачные
но
но
15°
15°
15°
15°
*5°
но
но
14°
14°
14°
14°
14°
3
а
2
3
4
4
8
5°°
7зо
480
72O
48о
7зэ
7эо
Фреоно вые
19°
1О.Э
IQO
190
19°
14°
14°
I4O
14о
14°
а
а
4
4
8
фо
72О
48о
720
72O
се -*¦
33
>о:з ^
О г а
62,8
9°.4
142
213
284
42б
85»
228
343
456
б84
1368
ч
о
03 О
III
131
Хна
Я5°°°
35°°°
5ОО0О
7S °°°
IOOOOO
150000
Зоо ооо
IOO ОЭО
150 ооо
23O ООО
ЗОО ООО
бооооо
s
ш
и
а>
03
бос
56о
«35
93°
125°
1250
2500
95»
95°
135°
135°
2700
* Владыкинский машиностроительный завод Мини-
стерства мясной и молочной промышленности (Москва).
четырёхцилиндровыми с общим электродвига-
телем, имеющим два выступающих конца вала.
Фреоновым компрессорам для установок
кондиционирования воздуха, где требуется
компактность, бесшумность и динамическая
уравновешенность машин, свойственны повы-
шенные числа оборотов при большом числе
Фиг. 11. W-образный шестицилиндровыи фреоновый ком-
прессор.
цилиндров, иногда за счёт снижения их эко-
номичности.
На фиг. 11 изображён W-образный шести-
цилиндровыи прямоточный фреоновый ком-
прессор. Компрессоры с V- и W-образным

ГЛ. XV]
КОМПРЕССОРЫ ПОРШНЕВЫЕ ПРОМЫШЛЕННЫЕ
633
расположением цилиндров этого типа имеют большом диаметре цилиндра устанавливают
следующие параметры:
Диаметр ци-
линдра D в мм
95.25
'33> 35
171, 45
Ход поршня
S в мм
76,20
к>7.95
127 °°
Число оборо-
тов в минуту п
IOOO
poo
несколько клапанов.
Во избежание поломки при попадании в
цилиндр значительных количеств жидкого
аммиака нагнетательные клапаны аммиачных
компрессоров размещаются в ложной крышке.
Известны конструкции фреоновых непря-
моточных компрессоров со всасывающими и
нагнетательными клапанами, расположенными
в крышках цилиндра, но с механизмом дви-
жения, подобным прямоточным компрессорам
первого варианта.
Применение лёгких коротких поршней до-
пускает изготовление высокооборотных, ком-
пактных, динамически уравновешенных ком-
прессоров (в частности, звездообразных с
числом оборотов до 1750). Недостаток непря-
моточных компрессоров — пониженные рабо-
чие коэфициенты — сглаживается при всасы-
вании сильно перегретых паров фреона и
вследствие низкой температуры нагнетае-
мого пара.
Детали прямоточных компрессоров.
Клапаны. Повышение быстроходности ком-
прессоров и применение холодильных агентов
с высоким удельным весом (фреонов) потре-
бовали перехода к пластинчатым клапанам,
конструкции которых разнообразны *.
На фиг. 12 представлен двухкольцевой
клапан аммиачного прямоточного компрес-
сора марки 2АВ.
Весьма совершенны самопружинящие кла-
паны, в которых пружиной служит сама пла-
стинка, деформирующаяся при протекании пара
Фиг. 12. Двухкольцевой пластинчатый клапан аммиачного вертикального прямо-
точного компрессора марки '2АВ.
сквозь клапан. Один из типов всасывающего
и нагнетательного клапанов фреонового ком-
прессора изображён на фиг. 13. Пластинки
клапанов изготовляются из холоднокатанной
и полированной высокоуглеродистой стали
толщиной 0,1—0,3 мм. Часто, кроме рабочей
пластинки, устанавливаются ещё несколько
пластинок, выполняющих роль пружин. При
Фиг. 13. Всасывающий (внизу) и нагнетательный (вверху)
клапаны фреонового компрессора.
прижатой к цилиндру пружиной (фиг. 14). Во-
фреоновых компрессорах, обычно засасы-
вающих перегретый пар,
нагнетательные клапаны
монтируются на плите,
жёстко закреплённой на
блоке.
Конструкция клапа-
нов в поршне должна до-
пускать демонтаж их без
выемки поршня из ци-
линдра.
Расчёт клапа-
нов. При расчёте вса-
сывающего клапана, рас-
положенного в поршне,
следует учитывать нали-
чие сил инерции, стре-
мящихся открыть клапан
в верхней и закрыть его
в нижней мёртвых точ-
ках. Силы инерции по-
зволяют выполнять коль-
цевые пластинчатые кла-
паны в поршне без пру-
жин. В остальном расчё-
отличаются от их расчётов
* См. главу „Поршневые компрессоры" и раздел на-
стоящей главы „Малые холодильные машины".
ты клапанов не
в газовых компрессорах.
При предварительных расчётах сечение
всасывающего клапана (в щели под пластин-
кой) может определяться из условия нераз-
рывности течения пара, по средней скорости
поршня ст и его площади Fn:
f р ?^_ СМ2
Гкл~ nwZ '

634
ЭЛЕМЕНТЫ ХОЛОДИЛЬНЫХ МАШИН
[РАЗД. IV
Причём средняя скорость пара wa может
быть порядка 25—35 м/сек для аммиака и
15—20 м/сек для фреона. Проходное сечение
нагнетательных клапанов может быть равно
или на 15—20% меньше, чем всасывающих.
Уплотнение вала в аммиачных ком-
прессорах часто выполняется из хлопчатобу-
мажных колец. Ослабление трения между на-
бивкой и валом и износа последнего дости-
гается введением свинцовых элементов, охва-
тывающих кольца набивки и плотно приле-
гающих к валу. В фонарь подаётся масло от
насоса. На фиг. 15
изображён один из
типов сальников ам-
миачного прямоточ-
ного компрессора.
Более совершен-
ны уплотнения в виде
стыка отполирован
ных колец: вращаю-
щегося с валом и не-
подвижного. Этот вид
уплотнения может
быть унифицирован с
фреоновыми компрес-
сорами. Одна из
удачных конструкций
уплотнений этого ро
да (мембранное) при-
ведена на фиг. 16.
Положение кольцевой
опоры мембраны вы-
бирается таким обра-
зом, чтобы при любом
Фиг. 14. Ложная крышка цилиндра аммиачного вертикального
марки 2АВ.
Пружины ложной крышки рассчитываются
на подъём её при давлении в цилиндре, пре-
вышающем на 3—5 кг/см2 давление над лож-
ной крышкой. Полный подъём крышки (на
20—30 мм) должен соответствовать возраста-
прямоточного компрессора
значении давления в
картере обеспечива-
лось необходимое при-
жатие неподвижного кольца к вращающемуся.
Камера между мембраной и подшипником
должна быть заполнена маслом для смазки
трущихся поверхностей. Применение подшип-
ников качения требует введения дополнитель-
Фиг. 15. Сальник с хлопчатобумажной набивкой аммиачного вертикального прямоточного компрессора.
нию усилия пружин на 20—50%. При расчёте
следует учесть, что давление сверху на лож-
ную крышку распространяется на площадь
болыгую, чем давление на крышку снизу.
Разность этих площадей принимается равной
половине площади опорной поверхности лож-
ной крышки.
ной мембраны (фиг. 17) и создания камеры,
заполненной маслом.
Мембранные уплотнения требуют высокой
точности изготовления входящих в них дета-
лей. Сборка их и подбор прокладок требуют
применения индикаторов для измерения про-
гиба мембраны.

ГЛ. XV]
КОМПРЕССОРЫ ПОРШНЕВЫЕ ПРОМЫШЛЕННЫЕ
635
•Охлаждение цилиндров. Необхо-
димость охлаждения цилиндров предопреде-
ляется температурой нагнетаемого пара. Во
фреоновых компрессорах при высокой темпе-
Деформация мем-
браны при изменении
давления в картере
Фиг. 16. Мембранное уплотнение вала верти-
кального прямоточного компрессора.
ратуре кипения охлаждения цилиндров вовсе
не требуется. При низких температурах кчпе-
ния и значительном перегреве всасываемого
пара применяют рёбра для воз-
душного охлаждения. В аммиач-
ных компрессорах охлаждение ци-
линдров достигается при помощи
водяной рубашки, покрывающей
верхнюю половину рабочей вы-
соты цилиндра.
Смазка компрессоров.
В промышленных прямоточных
компрессорах смазка механизма
движения и цилиндров произво-
дится от одного насоса под давле-
нием. Масло подводится к шей-
кам вала, поршневым пальцам и
уплотнению. В некоторых крупных
компрессорах цилиндры смазыва-
ются от отдельных лубрикаторов.
При подшипниках качения подвод
масла к шатунным шейкам вала
требует обычно устройства лож-
ного подшипника скольжения, не
несущего нагрузки.
Подача масла производится ше-
стерёнчатыми, редко плунжер-
ными насосами, имеющими при-
вод от конца вала. Во фреоновых
компрессорах, во избежание вы-
деления пара фреона из масла во всасываю-
щей линии насоса и перерывов в подаче масла,
насос следует опускать ниже уровня уасла в
картере. Масляный шестерёнчатый насос ам-
миачных и фреоновых компрессоров завода
.Компрессор" изображён на фиг. 18.
Масляные фильтры устанавливаются на на-
порной линии масляных насосов.
Механизм движения. Расположе-
ние колен вала компрессора выбирается так,
чтобы цилиндры нагнетали пар разновременно.
В компрессорах первого варианта двухколен-
чатый вал лежит на двух подшипниках (обычно
подшипниках качения). Колена сдвигаются по
отношению друг к другу на 180°. В прямо-
точных компрессорах второго варианта сборка
коренных подшипников производится вне кар-
тера, на коленчатом вале, который вставляется
в картер с надетыми на него подшипниками.
Опоры подшипников — цилиндрические (не-
полный цилиндр с дугой менее полуокруж-
ности). В четырёхцилиндровых рядных ком-
прессорах нагнетание пара цилиндрами обычно
производят в следующем порядке: 1—3—2—4.
В шестицилиндровых рядных компрессорах
вал выполняется симметричным относительно
среднего коренного подшипника, чем дости-
гается полное динамическое уравновешивание
компрессора. При этом нагнетание пара произ-
водится одновременно двумя цилиндрами.
Обычное число поршневых колец: три уплот-
нительных — в верхней части поршня; одно
маслосъёмное — в нижней.
Арматура. Помимо запорных вентилей,
компрессоры обычно снабжаются двумя пере-
крёстными (пусковыми) вентилями (фиг. 19).
При пуске компрессора в ход открыты вен-
тили 1 и 4; если открыты вентили 3 и 4, то
компрессор отсасывает пар из конденсатора
масляный Ьаяок
Отверстие
для контроля
сборки
сальника
Спуск мадла
Фиг. 17. Мембранное уплотнение вала вертикального
прямоточного компрессора при подшипниках качения:
1 — мембрана, уплотняющая газ; 2 — мембрана, удержи-
вающая масло.
и нагнетает в испаритель. Иногда вместо двух
перекрёстных вентилей 3 и 4 применяют один

636
ЭЛЕМЕНТЫ ХОЛОДИЛЬНЫХ МАШИН
[РАЗД. (V
вентиль 5. В компрессорах среднего размера
все вентили размещаются в общем корпусе
(фиг. 20). Диаметры всасывающих штуцеров
определяются по средней скорости проходя-
щего в них пара*. В аммиачных компрессо-
Предохранительный клапан должен про-
пускать из нагнетательной линии во всасы-
вающую весь агент, подаваемый компрессо-
ром, если давление в нагнетательной линии
повысится сверх заданного предела. Течение
Вид по атрелкь Д
Фиг. 18. Масляный шестеренчатый на-
сос аммиачных и фреоновых компрес-
соров завода „Компрессор".
. Всасывание масло
пара в предохранительных клапанах происхо-
дит при скорости, близкой к критической.
Площадь сечения предохранительного кла-
пана определяется по формуле
pax скорость пара принимается равной 15—
20 м/сегс. Диаметр нагнетательного штуцера
выполняют равным 0,7—0,8 от диаметра вса-
сывающего штуцера.
* Средняя ск-орость пара рассчитывается по средней
скорости поршня и отношению площадей поршня и про-
ходного сечения штуцера.
= ^^сек
-СМ\
где давление p в кг/см2 и удельный объём v
в a&jkz относятся к состоянию пара перед
клапаном, a k — показатель адиабаты.

ГЛ. XV]
КОМПРЕССОРЫ ПОРШНЕВЫЕ ПРОМЫШЛЕННЫЕ
637
Весовое количество пара GceK, подаваемого
компрессором в секунду, определяется по его
производительности при наиболее высокой
возможной температуре кипения @° С для ам-
миачных и +10° С для фреоновых компрес-
соров). Произведение А постоянных величин
в формуле равно 48 для аммиака и 50 — для
фреона-12.
Минимальные размеры предохранительных
клапанов аммиачных компрессоров, опреде-
ляемые в зависимости от холодопроизводи-
тельности Qo(подсчи-
танной при „стандарт-
ных" температурных
условиях), приведены
на фиг. 21. Обычно
принимают, что пре-
дохранительный кла-
пан должен начать от-
крываться при давле-
нии, соответствую-
щем температуре
конденсации -f 50° С,
или при разности да-
влений в нагнетатель-
ной и всасывающей
линиях, равной 17
kzjcm* для аммиака и
9 кг\см2—для фреона.
Полное открытие пру-
жинного предохрани-
Фиг. 19. Схема расположе-
ния запорных и перекрё-
стных вентилей вертикаль-
ного прямоточного ком-
прессора: 1 и 2 — всасыва-
ющий и нагнетательный
запорные вентили; 3 и
4 — перекрёстные (пуско-
вые) вентили; 5 — пуско-
вой вентиль, устанавливае-
мый вместо вентилей 3 и 4.
тельного клапана дол-
жно происходить при
разностях давлений
соответственно 20 и
11 кг/см^. Предохра-
нительные клапаны
выполняются пружинными либо в виде чугун-
ной или железной пластинки, разрывающейся
при повышении давления. Целесообразно при-
менение маиоконтроллеров, останавливающих
Фиг. 20. Вентили аммиачного вертикального прямоточного
компрессора среднего размера: 1 —- всасывающий; 2 — на-
гнетательный; 3 и 4 — перепускные; 5 — предохранитель-
ный клапан.
компрессор при повышении давления нагне-
тания, но до того, как сработает предохра-
нительный клапан.
Регулирование производитель-
ности прямоточных компрессоров приме-
няется как ступенчатое, так и плавное. Сту-
пенчатое регулирование осуществляется либо
выключением целых цилиндров или блоков
путём соединения их нагнетательной стороны
со всасывающей, либо при помощи байпа-
сов — каналов, соединяющих полость цилиндра
со всасывающей стороной. Пар, засосаниый в
цилиндр, вытекает сквозь байпас до тех пор,
пока поршень не перекроет его отверстия при
ходе сжатия. Обычно байпасы устраивают на
мм
50
40
30
25
20
15
to
щ
1 1
НО* г 3 5 НО5 2 3 5 I'Ю6
Qo „станд" к кал/час
2 3
Фиг. 21. Минимальные размеры предохранительных
клапанов аммиачных компрессоров.
половине хода поршня при одной и на i/3 и
2/3 хода при двух ступенях регулирования
(.фиг. 22). Способы осуществления плавного
регулирования производительности компрес-
сора сходны с применяемыми в газовых ком-
прессорах.
Горизонтальные компрессоры двойного
действия. Горизонтальные компрессоры вы-
тесняются прямоточными компрессорами.
Аммиачные горизонтальные компрессоры
(фиг. 23), строящиеся лишь производительно-
стью 250 000 „станд." ккал\час и выше, во мно-
гом сходны с газовыми компрессорами.
Современные аммиачные горизонтальные
компрессоры характеризуются следующими
особенностями: клапаны — пластинчатые; саль-
ник штока — металлический, предсальник — с
мягкой набивкой; смазка цилиндра и подача
масла в фонарь предсальника производятся
от лубрикатора; водяное охлаждение цилиндра
отсутствует; осущес1вляются разгрузка пуска
(подъёмом всасывающих клапанов) и регули-
рование производительности компрессора.
На фиг. 24 приведены числа оборотов п и
скорости поршня ст аммиачных горизонталь-
ных компрессоров, а на фиг. 25 — средние
значения рабочих коэфициентов т)а и ао тех
же компрессоров.
К одинаковым рамам компрессоров могут
быть приданы цилиндры различных диаме-
тров. Компрессоры с цилиндрами уменьшен-
ных диаметров могут применяться в установ-
ках, где ожидаются высокие давления конден-
сации (так называемые „тропические усло-
вия"). Отношение хода поршня к диаметру
цилиндра колеблется поэтому в широких пре-
делах A,2—1,6). Если компрессоры сдваи-
ваются, т. е. имеют общий коленчатый вал.
колена вала должны быть смещены на 90°.

638
ЭЛЕМЕНТЫ ХОЛОДИЛЬНЫХ МАШИН
[РАЗД. IV
Основные параметры аммиачных горизон-
тальных компрессоров двойного действия
завода „Компрессор" приведены в табл. 2*.
Расчётные условия для одноступенчатых
компрессоров. В табл. 3 приведены рас-
чётные условия для одноступенчатых ком-
прессоров. Для проведения расчётов на проч-
ность и износ все детали и узлы компрессоров
разделяются на три группы.
К первой группе относятся
детали, нагружаемые уси-
лиями, возникающими при
сжатии пара в цилиндрах
(механизм движения). Уси-
лия определяются по раз-
ности расчётных давлений,
конденсации и кипения (пер-
вые расчётные условия). Ко
второй группе относятся де-
тали, изнашиваемые тре-
нием (подшипники). Усилия
подсчитываются по сред-
нему индикаторному давле-
нию при расчётных давле-
ниях конденсации и кипе-
ния (вторые расчётные усло-
вия). К третьей группе отно-
сятся отливки и другие де-
тали, испытываемые давле-
нием на прочность и плот-
ность (третьи расчётные
условия). Расчёт шпилек
картера и ци-
линдровых бло-
ков произво-
дится по пер-
вым или треть-
им расчётным
условиям в за-
висимости от
методики испы-
тания давле-
нием.
Расчётные давления по первым и вторым
расчётным условиям для всех агентов (кроме
аммиака и фреона-12) выбираются по темпе-
Многоступенчатые компрессоры
Особенности многоступенчатых ком-
прессоров. Многоступенчатые компрессоры
холодильных машин отличаются от односту-
пенчатых компрессоров пониженными давле-
ниями всасывания при обычных для холо-
дильных машин давлениях нагнетания. Число
Фиг. 22. Арматура и байпасы аммиачного вертикального прямоточного компрессора, / — за-
порный всасывающий вентиль; 2 — запорный нагнетательный вентиль; 3 и 4 — перепускные
вентили; 5 — предохранительный клапан; 6 —байпас на Ч» хода поршня; 7—байпас на */3 хода
поршня; 8 — грязеуловитель; У—вентиль, соединяющий картер со всасывающей полостью.
ступеней сжатия определяется главным обра-
зом температурой нагнетаемого пара и допу-
стимыми пределами изменения рабочих коэ-
ратурам кипения и конденсации, приведённым фициентов компрессора; иногда значения про-
межуточных давлений определяются необхо-
Таблица 2 димостью получения холода на нескольких
температурных уровнях.
В ступенях компрессора сжимаются раз-
личные количества агента*. Объёмы, опи-
сываемые поршнями ступеней высокого давле-
ния (в. д.) и низкого давления (н. д.), связаны
соотношением
Основные параметры аммиачных горизонтальных
компрессоров
Марка
1АГ
2АГ
ЗАГ
4АГ
s
а
Диаметр
линдра D
в мм
ЧСО
35°
45°
2x450
5
Ход порш
в мм
45°
45°
55°
55°
« 3
!¦«
5а
75
75
Юо
IOO
/мин
Число об
i87
187
1й7
167
|а
л S S ^
Ой X О
690
95O
1710
3420
|ё|
§ я а
25° ОЭО
35° °°°
6х> ооо
I 2OO ООО
Вес в кг
5 245
9 1з°
17 7°°
а в. д * а н. д
в табл. 3. Пробные давления выбираются в
соответствии с давлением насыщения при
температурах + EUJ — 60°) и + C5°—45*).
* Указанные в таблице значения холодопроизводи-
тельноети компрессоров подсчитаны при „стандартных"
температурных условиях. Модель 4АГ—сдвоенная, с
общим коленчатым валом и ротором двигателя, наса-
женным на среднюю часть вала.
Н. в. д
^Гн77
Так как холодильная машина время от вре-
мени охлаждает установку, отогретую до тем-
пературы окружающего воздуха, следует
уделять внимание „пусковым режима м",
которые характеризуются постепенным сни-
жением давления всасывания (от значения,
близкого к давлению конденсации, до рас-
чётного значения), при поддержании давления
нагнетания практически на одном уровне.
* См, главу .Рабочие процессы холодильных машин-.

ГЛ. XV]
КОМПРЕССОРЫ ПОРШНЕВЫЕ ПРОМЫШЛЕННЫЕ
639
На фиг. 26 изображено изменение усилий,
действующих на диференциальный поршень
двухступенчатого аммиачного компрессора;
усилия отнесены к 1 см2 площади поршня низ-
кого давления. Три серии кривых на графике
нуля) пропорционально разности давления
конденсации рь и давления р01.
Если отношение объёмов цилиндров близкс
к 0,5, то суммарные дазления на поршень
почти не меняются при изменении давления ки-
-37W
Фиг. 23. Аммиачный горизонтальный компрессор двойного действия марки 2АГ.
относятся к усилиям в каждом из цилиндров
и к суммарным усилиям на поршень. При
П об/мин
300
200
Таблица 3
/00
NH3
2
222
300
иоо
500 600 700 S мм
f
4,0
3,0
10
Фиг. 24. Числа оборотов п и средние скорости поршня cf
аммиачных горизонтальных компрессоров двойного
действия.
0,80
0,75
0,70
NH3
^*
—
-
to=-l0°C
tK=+25°C
МО 600 800 1000
2000 V/, »3/т
Фиг. 25. Значения рабочих коэфициентов аммиачных
горизонтальных компрессоров двойного действия при
„нормальных" температурных условиях.
понижении давления кипения t02 усилия в ци-
линдре низкого давления снижаются пропор-
ционально разности промежуточного давления
Poi и низкого давления /702, а давления в ци-
линдре высокого давления возрастают (от
Расчётные условия для одноступенчатых
компрессоров
Первые расчётные условия-
*«=+35°С; t0 20лс
Расчётное рабочее давле-
ние в ата .
. Расчётная разность давле-
ний в кг/см?
Вторые расчётные условия:
tK - + 35° С;
t0 = 0° С для аммиака;
*о — — 5° С для фреона-12
Расчётное среднее индика-
торное давление в кг'см-
Третьи расчётные условия:
Пробное давление в ата:
водой (цилиндр и сторона
нагнетания)
воздухом (цилиндр и сто-
рона нагнетания) ....
водой (сторона всасыва-
ния)
воздухом (сторона всасы-
вания)
водой (маслопроводы) . .
„ (водягые рубашки)
Тарировка предохранительных
клапанов в ати:
начало открытия
полное открытие . . . . •
Наименование агента
Аммиак
I2.C
5-6
24
16
1б
Ю
6
6
17
Фреои-12
7.6
7-о
3.4
: Э4
1б
1б
IO
6
6
9
и

640
ЭЛЕМЕНТЫ ХОЛОДИЛЬНЫХ МАШИН
(РАЗД. IV
пения, но распределение степеней сжатия по
ступеням при этом нерационально.
В изготовляемых разными заводами ком-
прессорах, рассчитываемых на различные тем-
пературы кипения tpac4, отношение объёмов
ступеней близко к 0,25—0,35, и ступень низ-
кого давления (равно как и ступень среднего
давления трёхступенчатых компрессоров) во
кг/CMi
-60 -50 -40 -30 -20 -Ю
10
Фиг. 26. Изменение усилий, действующих на диференциальный пор-
шень .гвухстугьнчатого аммиачного компрессора при снижении давле-
ния всасывания: ц. н. д. — цилиндр низкого давления; ц. в. д. — ци-
линдр высокого давления; 1Л_ и Кй2 — объёмы, описываемые поршнями
ступеней высокого и низкого давлений.
избежание перегрузки механизма движения не
должна работать при высоких давлениях вса-
сывания. На фиг. 27 приведены значения от-
ношений объёмов, описываемых поршнями
о,з
Щ
Г
Tpexcmyi
VhH.d.
т
1вНЧ
Двухсту
W
^#
f
I
0,2
-60 Sn -UO -30 -ZOt^ac^C
Фиг- 27 Опкшение объело в, описываемых поршнями
ступеней двух- и трехступенчатых компрессиров.
ступеней двух- и трёхступенчатых компрес-
соров. В течение пускового периода должен
быть предусмотрен отжим всасывающих кла-
панов либо шунтирование обводными венти-
лями цилиндров низкого и среднего давлений,
чтобы сжатие пара производилось в одном
лишь цилиндре высокого давления. Когда да-
вление всасывания понизится ниже опасного
предела, клапаны отпускаются (или закры-
ваются обводные вентили), и компрессор пере-
водится на многоступенчатое сжатие.
Если компрессор предназначен для работы
при очень низких давлениях кипения, то па-
дение напора во всасывающих кла-
панах, необходимое для их нор-
мального подъёма, становится
чрезмерным в сравнении с рас-
полагаемым давлением р0, и коэ-
фициент дросселирования 1др ста-
новится очень малым. В этих слу-
чаях число оборотов компрессора
следует снижать, а пружины кла-
панов заменять более слабыми.
Управляемые клапаны распро-
странения не получили.
Проектирование многосту-
пенчатых компрессоров. Много-
ступенчатые компрессоры холо-
дильных машин разнообразны:
они подразделяются на вертикаль-
ные (или V-образные), родствен-
ные прямоточным одноступенча-
тым компрессорам, и на горизон-
тальные, являющиеся модифика-
цией одноступенчатых компрессо-
ров. Специально сконструирован-
ные многоступенчатые компрес-
соры иных типов применяются ре-
же. Многоступенчатые компрес-
соры изготовляются в меньшем
количестве, чем одноступенчатые.
В процессе проектирования много-
ступенчатых компрессоров целе-
сообразно использовать наиболь-
шее число узлов серийных одно-
ступенчатых компрессоров. При
этом можно применить один из
следующих способов.
1. Проектирование компаунд-
компрессоров, т. е. объединение
двух одноступенчатых компрес-
соров, один из которых служит ступенью
низкого давления (н. д.),а другой—ступенью
высокого давления (в. д.). Объёмы, описы-
ваемые поршнями обоих компрессоров, под-
бираются в соответствии с осуществляемым
циклом. Горизонтальные компрессоры могут
иметь общий коленчатый вал, прямоточные
компрессоры могут приводиться от двигателя
с двумя выступающими концами вала (фиг. к8).
При этом рамы (картеры) компаунд-компрес-
соров выполняются одинаковыми, но цилиндр
низкого давления устанавливается увеличен-
ного диаметра так, чтобы усилия на поршень
в обеих рамах сравнялись. В процессе кон-
струирования исходных моделей одноступен-
чатых компрессоров следует предусмотреть
возможность применения цилиндров увели
ченного диаметра.
2. Использование в четырёхцилиндровых
прямоточных компрессорах одного цилиндра
в качестве ступени высокого давления;
остальные цилиндры служат ступенью низ-
кого давления. В картере поддерживается про-
межуточное давление, чтобы избежать подса-
сывания в него воздуха. При этом требуется
добавление уплотняющих колец в нижней
30 X

гл. xv]
КОМПРЕССОРЫ ПОРШНЕВЫЕ ПРОМЫШЛЕННЫЕ
641
!¦
-
части поршней низкого давления либо разме-
щение всасывающих клапанов в крышках ци-
линдров низкого давления, а нагнетатель-
ных — в поршнях *.
3. Установка на нормальных рамах (кар-
терах) ступенчатых цилиндров с диференци-
альными поршнями так, чтобы в каждой ли-
нии были помещены цилиндры всех ступеней.
4. Объединение
одноступенчатого го-
ризонтального ком-
прессора, имеющего
увеличенный диаметр,
цилиндра (ступень
низкого давления), с
двухступенчатым го-
ризонтальным ком-
прессором, имеющим
диференциальный пор-
шень (ступени сред-
него и высокого да-
влений).
Диференциальные
поршни многоступен-
чатых компрессоров
целесообразно выпол-
нять двойного дейст-
вия для уменьшения
пиков усилий и вра-
щающего момента.
Если цилиндры с ди-
ференциальными пор-
шнями установлены
на картерах прямоточных компрессоров, по-
лости следует располагать так, чтобы усилия
на поршень всегда были направлены вниз, к
валу, так как подшипники и шатуны этих
компрессоров не рассчитаны на преодоление
сил, направленных вверх (фиг. 29). В случае
установки цилиндров с диференциальными
поршнями на рамах горизонтальных компрес-
соров усилия по штоку в обеих мёртвых
точках следует выравнять (фиг. 30).
При проектировании компрессоров с ди-
ференциальными поршнями на базе односту-
пенчатых необходимо учитывать повышенные
в сравнении с прототипом веса их движу-
щихся частей и силы инерции. Усилия по
штоку не должны превышать соответствующих
Фиг. 28. Использование
одноступенчатых компрес-
соров для двухступенчато-
го сжатия: 1 — ступень низ-
кого давления;2 — ступень
высокого давления.
одноступенчатом
ц.&д.
усилий в принятом за базу
компрессоре.
Табл. 4 содержит основные параметры го-
ризонтальных компаунд-компрессоров завода
„Компрессор".
Бустер - компрес-
соры. Назначение бу-
стер компрессора — вса-
сывание пара из испари-
теля низкого давления
и нагнетание его в об-
щую всасывающую ли-
нию холодильной уста-
новки с компрессорами
одноступенчатого сжа-
тия. Бустер-компрес-
соры часто используются
в качестве ступени низ-
кого давления в компа-
унд-компрессорах.
Бустер - компрессоры
не являются объектами
серийного производства
и всегда изготовляются
на базе серийных одно-
ступенчатых компрессо-
ров. Так как установка
цилиндров очень боль-
шого диаметра на кар-
тере прямоточного компрессора не всегда воз-
можна, на некоторых моделях компрессора
Фиг. 29. Схема верти-
кального двухступенча-
того компрессора, в ко-
тором усилие давления
газа направлено всегда
вниз. В каргере — про-
межуточное давление.
ц.вЛ
_|
ц.с.д
ц.н.дУ
* Способ 2 рекомендуется, применять, когда при на-
лаженном производстве одноступенчатых компрессоров
необходимо срочно выпустить двухступенчатый ком-
прессор.
Фиг. 30. Схемы многоступенчатых компрессоров, по-
строенных на базе горизонтальных компрессоров двой-
ного действия.
между цилиндровым блоком и картером поме-
щается промежуточная вставка с направляю-
щими крейцкопфа (фиг. 31). При этом цилиндры
Таблица 4
Основные параметры аммиачных двухступенчатых компаунд-компрессоров (на базе компрессора 1АГ)
Марка
7АГ
15АГ
Диаметры цилиндров
D в мм
низкого
давления
47O
5бо
ВЫСОКОГО
давления **
3°°
Зоо
Ход
поршня
S
в мм
45O
45O
Диаметры
им оков d
в мм
75
75
Число
об/мин
п
i87
i87
Сбтёмы, описываемые
поршнями, Vt в м?1час
НИЗКОГО
давления
173о
24бз
высокого
давления
692
693
X олодопроизводиiел ь-
ность при температуре
кипения
в ккалЫас
275 °°°
15JO00
ta в °С
-33
-5О
Вес
в кг
ю88о
** В качестве ступени высокого давления применён нормальный одноступенчатый компрессор марки 1АГ.
41 Том 12

642
ЭЛЕМЕНТЫ ХОЛОДИЛЬНЫХ МАШИН
{РАЗД. IV
остаются прямоточными, простого действия,
но имеют сальник для штока и нерабочую
нижнюю полость.
В качестве аммиачных бустер-компрес-
соров можно применить также фреоновые
компрессоры с заменой деталей из меди и
медных сплавов стальными; при этом проч-
ность механизма движения компрессора не
будет использована полностью. Таковы ам-
Фиг. 31. Аммиачный бустер-компрессор.
миачные бустер-компрессоры завода „Ком-
прессор" (табл. I). Ротационные (лопаточные)
компрессоры могут быть применены в каче-
стве бустер-компрессоров благодаря малой
разности давлений нагнетания и всасывания.
Рабочие коэфициенты многоступенча-
тых компрессоров. Систематизированные
данные о рабочих коэфициентах многосту-
пенчатых компрессоров холодильных машин
отсутствуют. Рабочие коэфициенты ступени
высокого давления не отличаются от коэфи-
циентов одноступенчатых компрессоров, ра-
ботающих при сходных температурных усло-
виях. Ступени среднего и низкого давлений
всасывают пар с более низкими давлением и
температурой, чем одноступенчатые компрес-
соры, поэтому коэфициент подогрева и коэ-
фициент дросселирования в этих ступенях
имеют более низкие значения. Кроме того,
в компрессорах с диференциальными порш-
нями на значение рабочих коэфициентов ока-
зывают влияние утечки из полостей высокого
и среднего давлений в полость низкого.
Значения коэфициентов подачи Ха в сту-
пени низкого давления трёхступенчатых ком-
прессоров можно ориентировочно принимать
в размере 75%, а в ступени среднего давления
(и в ступени низкого давления двухступен-
чатых компрессоров) — в размере 85% от их
значений для одноступенчатого компрессора
того же размера и при том же отношении
давлений нагнетания и всасывания.
Основы унификации компрессоров
Выпуск большого количества типоразмеров
компрессоров разных назначений для разных
агентов может быть осуществлён при малом
числе унифицированных узлов и деталей.
В первую очередь следует унифицировать
рамы (картеры) и механизмы движения (вал,
шатун, подшипники и др). Цилиндровые
группы компрессоров разных типов и для
разных агентов, если они предназначены для
установки на одинаковых рамах, рассчиты-
ваются на одинаковые усилия, действующие
на поршень. При этом диаметры фреоновых
(фреон-12) и аммиачных цилиндров односту-
пенчатого сжатия должны относиться друг к
другу, как 1,31:1,0 (см. табл. 3). Диаметры
цилиндров аммиачных и фреона-22 могут быть
одинаковыми.
Целесообразно применение V- и W-образт
ных компрессоров, отличающихся от рядных
и друг от друга лишь картерами, валами и
арматурой. Ступенчатые цилиндры с дифе-
ренциальными поршнями позволяют создавать
на одинаковых рамах ком-
прессоры для различных
температур кипения.
Наибольшее число оди-
наковых деталей исполь-
зуется при сдваивании ком-
прессоров с общим коленча-
тым валом (горизонтальных)
или с приводом от общего
двигателя с двумя выступа-
ющими концами вала (прямо-
точных) с целью получить
компрессор удвоенной про-
изводительности.
Расчётные условия при расчёте унифици-
рованных рам не должны быть чрезмерно
тяжёлыми, чтобы запасы прочности и веса
деталей не были слишком велики. Компрессоры,
предназначенные для особо тяжёлых условий
работы („тропические условия"), целесо-
образно снабжать цилиндрами уменьшенного
диаметра. Эти цилиндровые группы могут
быть использованы и пра обычных условиях
работы для получения компрессоров пони-
женной производительности.
Смазочные масла для компрессоров
холодильных машин
Основные требования к маслам для ком-
прессоров холодильных машин таковы: низкая

ГЛ. XVI
КОМПРЕССОРЫ ПОРШНЕВЫЕ ПРОМЫШЛЕННЫЕ
643
температура застывания; низкая температура
помутнения (от выпадения парафина); малое
изменение вязкости с температурой; высокая
стабильность; стойкость против эмульсиро-
вания с водой; высокая степень осушки от
влаги; низкое коксовое число (по Конрадсону).
Температуры вспышки и воспламенения
масел являются второстепенными параме-
трами, так как температуры нагнетания в ком-
прессорах холодильных машин невысоки и
агенты в случае вспышки масла горения не
поддерживают.
Аммичные компрессоры смазывают в СССР
маслом марки „Веретенное-2" (ГОСТ 1837-42).
При тяжёлых температурных условиях ра-
боты прямоточных компрессоров вязкость
масла „Веретенное^" может оказаться недо-
статочной. Для автоматических холодильных
машин до 1941 г. изготовлялись масла, ука-
занные в табл. 5: масло марки САГ-1 пред-
назначалось для домашних холодильников ХТЗ;
масло марки СА-7 — для сернистоангидрид-
ных компрессоров завода „Красный факел" [15].
Во фреоновых (фреон-11; -12; -21; -113; -114)
машинах применяются главным образом масла
типа 4, в аммиачных — типа 3 и 4.
Предпочтительно применять масла из нефтей
с нафтеновым основанием. Масла из нефтей
с парафиновым основанием следует подвер-
гать специальной очистке для удаления туго-
плавкого парафина.
Температура застывания масла снижается
при растворении в нём агента. Растворение
фреонов в масле способствует выпадению из
масла парафина при низких температурах.
Масла для фреоновых компрессоров следует
подвергать специальному контролю с охлажде-
нием в толстостенной трубке смеси из 90°/с
агента и 10% масла. Смесь должна оставаться
прозрачной до —50 °С.
Содержание воды в масле, заливаемом
во фреоновые и сернистоангидридные ком-
прессоры, должно быть порядка 0,003% C0 ч.
на 1000 000). При хранении на открытом воз-
духе влажность масла может подняться до 1%.
Контроль сухости смазочных масел не отли-
Таблица 5
Характеристика смазочных масел отечественного производства
Физико-химические свойства *
Кинематическая вязкость при +50° С . .
Вязкость по Энглеру при +100° С ....
i Кинематическая вязкость при +100° С . .
Температура застывания .
Удельный вес при + iO/-t-4° С
¦„ -.. . +15° С
Температура вспышки по Бренкен ....
Цвет по Дюбоску
Натровая проба не более
Механические примеси . . •
Размерность
и шкалы из-
мерений
M?j сек
Е100
м*1сек
Кд\Л
кг 1л
°С
мм
балл
°/о
Марка масла
„Веретённое-2" **
2.О -~- 2,2
(и,8 ч- 14,о) • io~
<—3°
0,876 -г- 0,896
>¦ 1бз
I
о,о 7
Отсутств.
САГ-1
2,8
— 19 • ю
1,4
в
~ 5-го
-48
0.872
1б2
8о
СА-7
5.19
~ 39 • ™~~"
1,6
~ 7 • ю-'
—31
о,873
~ j
1
• Растворимость с холодильным агентом не определена.
•¦ Свойства масла »Веретённое-2" указаны по ГОСТ 1837-42.
Характеристики смазочных масел, компрессоров холодильных машин
Таблица 6
Физико-химические
свойства
Удельный вес ....
Температура вспышки
Температура воспла-
менения
Вязкость при 37,8° С .
Цвет
Кислотность
Температура застыва-
ния . . . .
Число Сляи
Размерность
и шкалы изме-
рений
кг,'м3
°С
•с
м%!сек
N. Р. А.
мг КОН на 1 г
°С
Тип масла
1
дэа -»- 913
133 -*- 14°
l6i -н 165
(i5 — i6) • id—"
0
-45
IO—23
2
904 -i- 9J6
15° ¦*- io5
175 ¦+• i8o
B2 — 25) • 10 —
0
-40
IO —23
913 > 925
i6j -=- 170
195 -т- 2СО
C2—35) • IO~°
I1/» -5- 2
0
—35
IO—23
4
917 -г 93Э
175 -г- i8j!
210 -г- 2i5
Fэ — 65) ¦ 1э—6
о
-25
IO—2O
В табл. 6 указаны примерные характе-
ристики масел, обеспечивающих удовлетвори-
тельную работу холодильных машин на раз-
личных агентах [25].
чается от аналогичного контроля трансформа-
торного масла. Пробивное напряжение, необ-
ходимое для возникновения искры длиной 1 см.
должно быть порядка 25—30 кв. Поступающее

644
ЭЛЕМЕНТЫ ХОЛОДИЛЬНЫХ МАШИН
[РАЗД. IV
с маслоочистительных заводов масло требует
дополнительной осушки (под вакуумом); осушка
масла открытым пламенем недопустима.
К влажности масел для аммиачных холодиль-
ных машин строгих требований не предъ-
является.
При влажном масле и агентах, содержа-
щих хлор, происходит электролитическое
растворение меди в масле и отложение её на
стальных деталях компрессора (цилиндр, пор-
шень, клапаны и пр.).
Табл. 7 содержит данные о растворимости
аммиака в масле.
При растворении NH3 и SO2 вязкость масла
снижается. Взаимная растворимость масла и
сернистого ангидрида ограничена. Химическим
реакциям масла и SO2 способствует влага;
при отсутствии влаги в хорошо очищенных
Таблица 7
Растворимость аммиака в масле (в долях процента
от веса масла)
! Давление
в кг1см*
t
а
3
4
)О
Температура в °С
0
0,083
O,l66
о,а5
<*34
"
20
0,070
о. 153
о,аз
о.31
65
о.обз
о,13о
0,20
о,а7
о.7
маслах высокой стабильности эти реакции
практически отсутствуют. Масла следует под-
вергать специальному контролю на стабиль-
ность против действия SO2.
Растворимость фреонов в маслах зависит
от температуры масла и давления паров
агента над маслом. Растворимость фреона-12
определяется данными фиг. 32. Вязкость
Ю
50
60
го зо ио
% фреона -12 по Весу
Фиг. 32. Растворимость фреона-12 в смазочном масле.
масла при растворении фреонов резко падает
(фиг. 33). Каждому значению давления в кар-
тере (давлению кипения) соответствует опре-
делённая температура, при которой масло
имеет наибольшую вязкость (фиг. 34). Значе-
ние этой температуры зависит также от сорта
масла. Особенно значительны растворимость
фреона и падение вязкости масла при стоянке
компрессора и подъёме давления в картере.
Фреон-11
Фреон-ИЗ
-го -ю о ю го зо ио so 60
Фиг. 33. Изменение вязкости tq смазочного масла при
растворении в нём фреонов.
г кг сек
V „г
60
Фиг. 34. Зависимость вязкости масла т\ в картере фрео-
нового компрессора от давления фреона и температуры
масла.
ИСПАРИТЕЛИ ПРОМЫШЛЕННЫЕ
Основы теплового расчёта
Холодопроизводи тел ьно с т ь ю
машины Qo или тепловой нагрузкой
испарителя „брутто" Q^mmo назы-
вается прирост в нём теплосодержания агента:
n6pymmo г- „
= Gaihacn~ham) икал/час,
гДе hucn и hacn ~ теплосодержание агента
в ккал/кг, поступающего в испаритель и по-
кидающего его.
Тепловой нагрузкой испари-
теля «нетто* называется количество тепла,
отнятого от теплоносителя (рассола, воды):

ГЛ. XV]
ИСПАРИТЕЛИ ПРОМЫШЛЕННЫЕ
645
где с$ — теплоёмкость теплоносителя в
ккал/кг°С; tsi и tS2 в°С—температура тепло-
носителя, поступающего в испаритель и поки-
дающего его.
Разность Qucnmm° — Qaecnm° Равна тепл°-
вому эквиваленту работы мешалки плюс тепло-
приток сквозь изоляцию испарителя.
Коэфициент теплопередачи при
разности температур теплоносителя и кипя-
щего агента О °С, определяемый как отноше-
ние
ккал\мъчас
принято относить к поверхности испарителя
Fsm2, омываемой охлаждаемым теплоносите-
лем. Поэтому
1 ^s \ 1
где ds и da —- диаметры труб со стороны
теплоносителя и агента; аа и as — коэфициенты
теплоотдачи в нкал(м2 час °С со стороны
кипящего агента и со стороны теплоносителя;
V-r- в а2 час "С/ккал — суммарное терми-
ческое сопротивление стенки трубы и слоев
загрязнений.
Коэфициентом теплоотдачи аа
от стенки к кипящему агенту называется от-
ношение
Q брутто
исп
ккал/м2 час °С,
где в0 = tcm — <0 в °С — разность между тем-
пературами стенки и насыщенного пара;
Fa — теплопередающая поверхность со, сто-
роны агента в м-. Теплоотдача при кипении
улучшается при росте теплосъёма qp
(ккал1м2 час), при усилении конвекции или
циркуляции (в замкнутом контуре) и прину-
дительном перемешивании кипящей жидкости.
При малых тепловых нагрузках (конвектив-
ное охлаждение воздуха и воздухоохладители),
при кипении на внешней поверхности гори-
зонтальной трубы и внутри вертикальной
трубы коэфициент теплоотдачи близок к на-
блюдаемому при естественной конвекции без
кипения (см. т. 1, книга 1, .Теплопередача",
стр. 496).
В испарителях для охлаждения жидкостей
теплоотдача протекает более интенсивно и
подчиняется иным законам.
При кипении на внешней поверх-
ности горизонтальной трубы, по
Крайдеру и Джиллиланду [20, 15]:
>0,53 „0,12 <0,П
AIR m—6 k c 7 -0,71
«a = 4,36-10 ,щ qF =
XO,53 0,12 0,71
где X — коэфициент теплопроводности жвдко-
сти в ккал/мчас°С; с — теплоёмкость жидко-
сти в ккал\кга С; f — удельный вес жидкости
в кг\м\ ч] — вязкость жидкости в кгсек/jfi.
Подсчёт коэфициента теплоотдачи по этой
формуле даёт: для аммиака (при температуре
кипения t0, изменяющейся в пределах от и* С
до —30° С)
1060 ' ккал^час
для фреона-12 (при f0 = 0° С)
385
ккал\м^ час °С.
При понижении температуры кипения
от 0° до —30° С значения а для фреона-12
снижаются на 10—120/0. Формула Крайдера и
Джиллиланда даёт несколько преувеличенные
значения коэфициента теплоотдачи.
Теплоотдача на компактном пучке труб
в кожухотрубном испарителе отличается от
теплоотдачи на одиночной трубе. По Гого-
лину и Горбунову [4], в аммиачных кожухо-
трубных испарителях коэфициент теплоотдачи
может подсчитываться по формуле
\0,7
d
-0,6
X
*NH, — "" ^ ЮиО )
X A— 0,008?0) ккал/мНас °С.
С уменьшением диаметра труб испаритель
становится более компактным, тепловая на-
грузка единицы объёма испарителя повы-
шается, и теплоотдача улучшается. Значения а,
подсчитанные по формуле Гоголина и Горбу-
нова, близки к приведённым на фиг. 35.
При кипении на внутренней поверхности
вертикальной трубы теплоотдача зависит от
интенсивности циркуляции. G усилением
теплопритока коэфициент аа возрастает. Тем-
пература и интенсивность кипения меняются
по высоте трубы: в нижней части трубы,
где не наблюдается кипения, теплоотдача
слабее, чем в верхней её части.
С понижением температуры кипения в вер-
тикально-трубных испарителях коэфициент ов
уменьшается [10]. Значения аа в аммиачных
вертикально-трубных испарителях при fo =
= —15° С приведены на фиг. 35.
Расчёт теплоотдачи от теплоносителя,
протекающего внутри трубы, к её
стенке производится по формуле Крауссольда
(см. т. 1, книга 1, стр. 492):
Nu =0,032 D
или
=A { — )
as=A
\o,O54
О 8
; о*
ккал\м* час°С,
где w§ — скорость теплоносителя в трубе
в м/сек, а также по аналогичным формулам
Михеева и др. [13].

646
ЭЛЕМЕНТЫ ХОЛОДИЛЬНЫХ МАШИН
[РАЗД. IV
Все параметры теплоносителя, необходи-
мые для вычисления as, относят к средней
температуре жидкости; множитель (rf:/H>054
WOO 2000 3000
ШО qf kkan
м2час
; Фиг. 35. Значение коэфициентов теплоот-
дачи а. в аммиачных вертикально-трубных
испарителях.
принимают равным 0,75; значения А для рас-
солов СаС12 приведены на фиг. 36.
В качестве теплоносителя обычно приме-
няют рассол CaCls. Повышение концентрации
рассола хлористого кальция или снижение его
температуры ts влекут за собой сильное по-
вышение вязкости и падение коэфициента
1300
1100
500
300
Фиг. 36. Значения постоянной А для рас-
солов хлористого кальция в формуле
Крауссольда.
теплоотдачи. На фиг. 37 и 38 приведены зна-
чения критериев Прандтля и Рейнольдса для
рассолов СаС12. При Re < 10 000 значения as,
подсчитанные по формуле Крауссольда, умно-
жают на поправочный коэфициент ф, значения
которого указаны на фиг. 39. При Re < 3000
формула Крауссольда неприменима.
Повышение концентрации требует увеличе-
ния веса и объёма циркулирующего рассола
СаС12 и вызывает повышение потери напора
в трубопроводах.
Рекомендуется выбирать концентрацию рас-
сола так, чтобы температура его замерзания
была на 5° С ниже температуры кипения или
на 10° С ниже его средней температуры.
Расчёт теплоотдачи при поперечном
обтекании теплоно с и те лем пучк а
150
SOtfC -20
-ю
Фиг. 37. Значения критерия Прандтля для
рассолов хлористого кальция.
труб производится приближённо, по фор-
муле, установленной для одиночной трубы,
Nu = 0,6 Pra31Re0'5
или
а- = С —.-V ккал/м^час °С *.
S ^0,5
Все параметры теплоносителя, необходи-
мые для вычисления а<
относятся к темпе-
ратуре рассола в баке испарителя. Скорость
рассола ws м/сек определяется в суженном
сечении пучка между трубами. Значения коэ-
фициента С указаны на фиг. 40.
Теплоотдача при обтекании пучков труб
может ориентировочно подсчитываться по
Михееву [13].
Для аммиачных испарителей термические
сопротивления загрязнению примерно равны
г = 1,0 • Ю
-3
м час °Cjkkua.
В низкотемпературных машинах необхо-
димо учитывать различия в дазлениях и в
температурах кипения агента по высоте испа-
рителя, вызванные весом столба жидкости
(табл. 8).
Основные типы испарителей
Кожухотрубные испарители. Кожухо-
трубнь.е испарители применяются для агентов
низких и средних давлений в крупных и сред-
них холодильных установках. Испарители
этого типа изготовляются для производитель-
ности 20 000 — 3 000 000 кка.Л1час. Кожухотруб-
* Эта формула пригодна для значений критерия
Рейнольдса в пределах от 100 до Е000. Расчёт тепло-
отдачи при бблыпих значениях Ке см. т. 1, книга 1,
стр. 493.

ГЛ. XV]
ИСПАРИТЕЛИ ПРОМЫШЛЕННЫЕ
647
ные испарители допускают устройство закры-
той системы циркуляции теплоносителя, что
уменьшает коррозию деталей испарителя и
аппаратов, использующих холодильный тепло-
носитель.
По своей конструкции кожухотрубные
испарители (фиг. 41) сходны с конструкцией
кожухотрубных конденсаторов, с которыми
50000
38 мм. В больших моделях испарителей на-
ружный диаметр труб достигает 57 мм.
Основные параметры некоторых кожухо-
трубных испарителей завода „Компрессор"
приведены в табл. 9.
Толщина кожуха испарителя определяется
исходя из четырёх-пятикратного за-паса проч-
ности при условном давлении. Материал труб
20°С
-зо°с
OJ
1.0
Фиг. 38 Значения критерия Рейнольдса при протекании рассолов хлористого кальция по трубе
диаметром 50-и и.
могут иметь унифицированные детали (крышки,
трубные решётки). Расположение труб в испа-
рителе преимущественно шахматное, иногда
коридорное. При шахматном расположении
ч>
1,00
¦ 0,95
: 0,90
0,85
0,80
0,75
0,70
3000 5000 7000 9000 Не
: Фиг. 39. Поправочный коэфициент ф к фор-
муле ..рауссольда.
труб испаритель компактнее, чем при кори-
дорном. Тесное расположение труб улучшает
теплопередачу. Подвод дросселированного
агента производится обычно снизу. Отвод
пара производится часто из сухопарника.
Предельные размеры аммиачных испари-
телей: диаметр 15иО мм, длина о5С0 мм; обычно
применяются трубы наружным диаметром
/
/
/
-*
и кожуха — Ст. 2 и Ст. 3. Материал трубных
решёток — Ст. 4. Трубы в решётках разваль-
цовываются.
Таблица 8
Влияние веса столба жидкого агента на температуру
кипения
Температура кипения агента в °С i
на поверх-
ности
— ю
-3°
—5°
-бо
-7о
на глубине 1,0 м
аммиак фреон-12
-9.6
-28,9
—47.4
—55-5
-63.4
- 8,з
—26,7
-43.5
—50.7
-5^.5
Мостики между трубами в трубной решётке
должны быть не уже следующих величин [17]:
Наружный
диаметр
трубы в мм
51
51
зз
38
32
32
Толшина
трубьой
решётки в мм
25
32 и выше
25
За и выше
=5
32 и выше
Минимальная
ширина мости-
ка в мм
13.о
II,О
II,О
9.5
9,5
8,о

648
ЭЛЕМЕНТЫ ХОЛОДИЛЬНЫХ МАШИН
[РАЗД.IV
200
\28б
-30ts°C -25 -20 -15 -10 -5 О
Фиг. 40. Значения коэфициента С для рассолов хлористого кальция,
Выход
поДВ
рассола
- К Жидкостной пинии
Фиг. 41. Аммиачный кожухотрубный испаритель.
Спуск масло
¦ Нар. диам. 32 мм
¦Нар. диам. 51мм
0,5 0,7
Фиг. 42. Номограмма для определения коэфициента теплопередачи в аммиачных кожухотрубных испарите-
лях (для труб наружным диаметром 32 и 51 мм).

ГЛ. XV]
ИСПАРИТЕЛИ ПРОМЫШЛЕННЫЕ
649
Во фреоновых испарителях вследствие низ-
ких значений коэфициента теплоотдачи со
стороны фреонов обычно применяются реб-
ристые медные трубы малых диаметров 16—
20 мм.
Диаметры предохранительных клапанов в
аммиачных испарителях должны быть не ме-
нее:
Диаметр кожуха
в мм
До 4оо
Диаметр предохрани-
тельного клапана
в мм
13
19
»5
При конструировании штуцеров, опор и
прочих выступающих деталей следует преду-
Таблица 9
Основные параметры кожухотрубных испарителей
Поверхность
испарителя
в м*
35
55
Размеры кожу-
ха в мм
диа-
метр
72Э
длина
Зооо
5°оо
Количество
труб
иб
иб
Трубопроводы
жидкост-
ный
2О
25
всасываю-
щий
в мм
рассоль-
ные
1ЭО
125
сматривать необходимость покрытия испари-
теля тепловой изоляцией (пробка, торфолеум
и т. п.).
В аммиачных испарителях коэфициенты
теплопередачи могут определяться по приве-
Скорость теплоносителя в трубах не должна
превышать 2 м\сек. Предел повышению ско-
рости ставит увеличение потери напора, кото-
рая не должна быть более 1,0 кг\см-. Потеря
напора определяется по формулам гидравлики.
Местные потери напора (повороты, вход в
трубы из крышек, выход из труб и пр.) оце-
нивают обычно в 1,5 (л 4-1) скоростных напо-
ров, подсчитанных по скорости теплоносителя
в трубах (п — число ходов).
При интенсивном кипении жидкий агент
вспенивается и хорошо смачивает трубы, ле-
жащие выше статического уровня жидкости
в кожухе; поэтому аммиачные испарители
следует заполнять на 0,8, а фреоновые на
0,5—0,6 диаметра. При тесном расположении
труб малого диаметра и больших теплосъёмах
заполнение фреоновых испарителей умень-
шают до 0,3-0,4 диаметра.
Вес аммиачных испарителей с поверхно-
стью свыше 50 мг составляет около 60 кг на
1
м1 поверхности.
Оросительные испарители. Область при
менения оросительных испарителей — круп-
ные фреоновые холодильные машины, глав-
ным образом турбокомпрессорные.
Оросительные испарители (фиг, 43) сво-
бодны от влияния веса столба жидкости.
Трубы испарителя орошаются жидким аген-
том, свободно стекающим в сборник, распо-
ложенный в нижней части кожуха. Коэфи-
циент теплоотдачи аа при орошении выше,
чем в кожухотрубных испарителях, и не за-
висит от теплосъёма qp [19]. Чтобы обеспе-
чить смачивание всей поверхности испарителя,
кратность орошения по отношению к испа-
Фиг. 43. Фреоновый оросительный испаритель.
денным выше формулам либо по номограмме
(фиг. 42).
Логарифмическую разность температур ре-
комендуется поддерживать в пределах 4,0—
8,5°С; разность tS2—to (между температу-
рой уходящего рассола и температурой насы-
щения) принимается не менее 3° С. Во фрео-
новых испарителях разность tS2— ^о поддер-
живают в пределах от 1,5 до 5,5° С.
ряющемуся количеству агента должна быть
порядка 3—6.
Преимущества оросительных
испарителей: содержание в испарителе
малого количества жидкости, что имеет осо-
бенное значение при высокой стоимости
агента; отсутствие влияния веса столба жид-
кости на процесс кипения (важно при низ-
ких температурах и при возможности утечек
агента); возможность автоматического предо-

650
ЭЛЕМЕНТЫ ХОЛОДИЛЬНЫХ МАШИН
(РАЗД. IV
хранения теплоносителя от замерзания при
безостановочной работе компрессора путём
остановки циркуляционного насоса, что имеет
значение для установок с несколькими испа-
рителями; простота схем возврата масла из
испарителей (см. главу XVI „Холодильные агре-
гаты").
Недостатки оросительных испа-
рителей: увеличенные габариты и повы-
шенная стоимость в сравнении с кожухотруб-
ными испарителями; возможность возникнове-
ния неполадок с насосом и его двигателем.
ции испарителя в четыре продольных ряда,
в шахматном порядке. Изготовление испари-
телей с необходимой поверхностью произво-
дится подбором числа секций и их длины.
Аммиак от регулирующего вентиля подаётся
в каждую секцию сверху. Пар отводится из от-
делителя жидкости, составляющего часть сек-
ции. Масло отводится из горшка, соединён-
ного уравнительной трубкой с отделителем
жидкости.
Бак испарителя — сварной, из листовой
стали. Перегородки в нём являются напра-
t
- --II»!
щ
1]
1
Фиг. 44. Аммиачный вертикально-трубный испаритель.
Вертикально-трубные испарители. Об-
ласть применения испарителей этого типа —
аммиачные холодильные установки с откры-
той системой циркуляции теплоносителя.
вляющими для рассола, побуждаемого к дви-
жению одной-двумя пропеллерными мешал-
ками. Производительность мешалок, равно
как и скорость рассола в баке относительно
малы (скорость значительно ниже 1 м/сек)
во избежание большой разницы в уровнях
юассола в разных частях бака. Основные па-
Фиг. 45. Аммиачный испаритель с изогнутыми трубками, установленный в ледогенераторе.
Вертикально-трубные (секционные) испа-
рители завода „Компрессор" (фиг. 44) состоят
из унифицированных секций, объединённых
коллекторами и помещённых в открытый бак.
Секции разных испарителей различаются лишь
длиной. Трубки наружным диаметром 38 мм
и длиной 8U0 мм расположены в каждой сек-
раметры некоторых вертикально-трубных ис-
парителей, изготовляемых на заводе „Компрес-
сор", представлены в табл. 10.
Вес указанных испарителей составляет
примерно 50—85 кг на 1 м? поверхности [14].
В испарителях с трубками, изогнутыми в
плоскости секции (фиг. 45), последние поме-

ГЛ. XV)
ИСПАРИТЕЛИ ПРОМЫШЛЕННЫЕ
651
щаются в закрытые сверху отсеки (обычно в
баках ледогенераторов, между рядами ледо-
вых форм). Мешалки в испарителях этого
типа применяются высокооборотные, с верти-
кальным валом, не увеличивающие габарит-
ной длины испарителя. Производительность и
напор, развиваемые подобными мешалками,
высоки. Фланцевые электродвигатели непо-
средственно соединены с валом мешалки.
Высокая скорость рассола в закрытых отсе-
ках обеспечивает высокие значения коэфи-
циента теплоотдачи
as (ккал/м2 час °С)
Коэфициенты тепло-
к
ккал
W
МО
Трубы Ф38*3,5
WS"Q3M/ceH.
/
/
отдачи
в этих
2000 3000 qr
испарителях невысоки
из-за ухудшенных
условий циркуляции
аммиака вследствие
большой длины испа-
рителя. Недостатком
всех типов вертикаль-
нотрубных испарите-
лей является интен-
сивная коррозия труб
и бака.
Теплосъём в вертикально-трубных испа-
рителях достигает 2500 ккал\мНас. Экспери-
ментальные значения коэфициентов теплопе-
Фиг. 46. Значения коэфи-
циентов теплопередачи k
в вертикально-трубных ам-
миачных испарителях.
Таблица 10
Основные параметры вертикально-трубных
испарителей
Поверхность ис-
парителя в м1
2О
3°
4о
бо
9°
I2O
1бо
аоо
Секции *
Число
2
3
4
4
6
б
8
ю
Поверх-
ность од-
ной секции
В JW»
IO
IO
IO
15
15
го
2О
зо
Бак в мм
длина
33°°
ЗЗоо
357°
5050
5°5°
6о75
6О75
6075
ширина
79°
79°
1040
1040
*595
¦595
2 45
2б75
Мешалка
Мощность
двигателя
В Л. С.
i
i
а
а
а,5
а,5
4
5
Диаметр
в мм
25°
25°
4оо
4<эо
5оо
5оо
зХ40о
аХ5°о
Трубопро-
воды в мм
жидкост-
ный
19
19
19
=5
За
За
38
50
всасываю-
щий
65
7б
76
IOO

>5о
'5°
аоо
•Секции испарителей с поверхностью до 120 м"
выполняются из труб диаметром ЗйхЗ,5 мм с расстоя-
нием между осями коллекторов 800 мм; некоторые мо-
дели выполняются из труб диаметром 57x3,5 мм с рас-
стоянием между осями коллекторов 1500 мм.
Фиг. 47. Испаритель пароэжекторной холодильной машины: / — ввод охлаждаемой воды; 2— штуцер для от
сасывания пара; 3 — штуцер для отвода охлаждённой воды; 4 — решётка; 5 — корпус; 6 — кожух для ослабле-
ния уноса воды.

652
ЭЛЕМЕНТЫ ХОЛОДИЛЬНЫХ МАШИН
[РАЗД. IV
редачи при низкой скорости рассола @,3 м/сек)
приведены на фиг. 46 [10].
Испарители пароэжекторных машин.
В пароэжекторных холодильных машинах
холодильный агент (вода) является одновре-
менно теплоносителем. Поэтому отпадает не-
обходимость в металлической стенке, разде-
ляющей агент от теплоносителя. Количество
испаряющейся в испарителе воды во много
раз меньше количества воды,- протекающей
через него в роли теплоносителя.
Испарители состоят из камеры, сквозь ко-
торую протекает подлежащая испарению и
охлаждению вода. Весьма низкое давление вис-
парителе поддерживается отсасыванием обра-
зовавшегося пара при помощи эжектора. Для
увеличения поверхности частиц испаряющейся
и подлежащей охлаждению воды она разбрыз-
гивается форсунками или протекает сквозь
горизонтально расположенную решётку с от-
верстиями диаметром 4—5 мм. Испаритель
пароэжекторной холодильной машины изобра-
жён на фиг. 47. Конструкции испарителей
рассматриваемого типа весьма разнообразны.
Условные и пробные давления
для испарителей
Для испарителей всех типов принимаются
следующие значения пробных давлений
(в ати):
Характер давления Аммиак Фреон-12
Условное расчётное давле-
ние р 16 ю
Пробное давление водой (на
прочность) Ртдр 24 i6
Пробное давление ьоздухом
(на плотность) Рвозл 1& ю
Для прочих агентов средних давлений
принимают: рш^р соответствующим полутор-
ному давлению насыщения агента при +40° С;
Рвозд — равным давлению насыщения агента
при +40° С. Полости, в которых протекает
теплоноситель (крышки кожуховых испари-
телей и пр.), испытываются пробным давле-
нием ргидр = 6 ати.
КОНДЕНСАТОРЫ ПРОМЫШЛЕННЫЕ
Основы теплового расчёта
Тепловой нагрузкой конденса-
тора QK0Hd в ккал/час называется тепло,
отведённое от холодильного агента. Тепловую
нагрузку конденсатора составляют: теплота
охлаждения перегретого пара агента до состоя-
ния насыщения, скрытая теплота конденсации г
в ккал/кг и иногда теплота переохлаждения
сжиженного агента:
Q-конд =
конд
12конд)
+ ('"' — h конд)] ккал/час,
1 Ае 'i конд и Н конд ~ теплосодержания агента,
поступающего в конденсатор и отводимого от
него, в ккал/кг; i" и i' — теплосодержание па-
рообразного и жидкого агента при темпера-
туре насыщения в ккал/кг.
Теплоотдача от агента к поверхности кон-
денсатора происходит по следующему закону:
Яконд =
— *ст) =
ккал/час.
где tK — температура насыщения пара агента
в конденсаторе в °С; tcm — температура тепло-
передающей поверхности (стенки), обращенной
к агенту, в °С; а^ —коэфициент теплоотдачи
в ккал/м2 час °С, зависящий от физических
свойств агента, формы поверхности и тепло-
вой её нагрузки (теплосъёма); F—поверх-
ность конденсатора в м% со стороны конден-
сирующегося агента; qp — тепловая нагрузка
(теплосъём) в ккал/м2 час на 1 л*2 поверхности
конденсатора.
Плёнка конденсата, покрывающая поверх-
ность (стенку) и стекающая под действием
силы тяжести, отделяет конденсирующийся
пар от стенки и ухудшает теплопередачу (см.
т. 1, книга 1, стр. 496). Таким образом коэфи-
циент теплоотдачи а'а определяется физиче-
скими свойствами жидкого агента; он пропор-
ционален коэфициенту теплопроводности Хпл
в ккал/м час °С и обратно пропорционален
толщине плёнки Ьпл в м. При равных тепло-
съёмах коэфициент теплоотдачи а^н в б—7
раз выше о^р с,.
в 000
5000
и ооо
3000
2000
1000
>
Г-12
I
—
•
100000
80000
60000
чоооо
20000
10 20 30 ЬОаС
-V.
*>^
¦•«^
1
4ft
!
з/Т^ЩГ
о =
—
V щ
-f-12-
1
~ so2
F
i—
—
10 20 30
Фиг. 48. Значения коэфи-
циента А в формуле Нус-
сельта-Кутателадзе в зави-
симости от температуры
конденсации (к.
Фиг. 49. Значения коэфи-
циента В в основной фор-
муле для определения коэ-
фициента теплоотдачи »а
в зависимости от темпера-
туры конденсации tK.
По Нуссельту-Кутателадзе [9], усреднённое
значение коэфициента теплоотдачи^ при кон-
денсации на гладкой вертикальной стенке и
при ламинарном стекании плёнки
выражается формулой
ft 1.1O Л in а /^ alt
о_ = ккалмР час С, *
\/ti{tK-tcm)
где //—высота стенки в м. Значения коэфи-
циента А, характеризующего влияние физиче-
ских свойств агента на теплопередачу, при-
ведены на фиг. 48.
При расчётах конденсаторов обычно поль-
зуются величиной теплосъёма qp в ккал/м2 час
или величиной тепловой нагрузки q^ на
* Здесь и в дальнейшем значения коэфициента а
отнесены к поверхности, омываемой агентом.

ГЛ. XV)
КОНДЕНСАТОРЫ ПРОМЫШЛЕННЫЕ
653
1 пог, м ширины стенки, которыми можно
задаться перед началом расчёта:
ЯЕ= 4F и = а"аи (tK — tCm) ккал/м час .
Величина qg в ккал/м час определяет ко-
личество стекающего конденсата и, следова-
тельно, значение <х'и. Основная расчётная фор-
мула для определения коэфициента теплоотдачи
при конденсации:
а"а = 1,177 В • q^11* ккал№ час °С.
Значение коэфициента В приведено на
фиг. 49.
Используя значения этого коэфициента,
можно придать формуле удобный для расчё-
тов вид [15]:
¦nh, = 142 00° A— °'005 *к
aCF3Cis = 2000° A—0,005 tK)
?'ткал/м*,час °С.
Эти упрощённые формулы дают точные ре-
зультаты при ^ = 4-40° С. В пределах от
-+- 20° до +• 40° С упрощённые формулы дают
отклонения: до 0,3°/0 — для аммиака; до 1,00/о —
для фреона-12.
Турбулентное стенание плёнки
возникает при большой её толщине в нижней
части стенки, когда
Че крит > 167 " ккал/м час,
где с — теплоёмкость жидкого агента в
ккал\кг °С.
При tK = -f- 30° С критическая величина
тепловой нагрузки ЯЕкрат равна: для
аммиака 15900 ккал/м час; для фреона-12
1660 ккал\ м час.
Усреднённый по высоте стенки при
ЯЕ>аЕ*рит коэфициент теплоотдачи а"а пре-
вышает подсчитанный по приведённым выше
формулам и может быть определён отноше-
нием [15]
а"а = CqE ккал/м* час °С.
Значения коэфициентов С и D приведены
на фиг. 50.
Турбулентного стекания плёнки следует
ожидать в вертикальных аммиачных и гори-
зонтальных фреоновых кожухотрубных кон-
денсаторах при больших нагрузках.
При расчёте конденсации на внешней по-
верхности горизонтальных труб в
формулы вместо высоты Н следует подста-
влять величину zk da (в м), где z — число
расположенных друг под другом труб наруж-
ным диаметром а"а(в м), последовательно омы-
ваемых свободно стекающей плёнкой кон-
денсата. Тепловая нагрузка qE относится к
1 пог. м длины ряда:
<7?= qpZK da< 1,0 ккал/м час.
При контакте перегретого пара со стенкой,
температура которой ниже температуры на-
сыщения, на стенке также происходит конден-
сация. В этом случае коэфициент теплоотдачи
а'а допускается принимать таким же, как при
конденсации насыщенного пара холодильного
агента.
Воздух и иные газы, а также низко-
кипящие примеси к агенту накапливаются в
конденсаторах. Парциальное давление некон-
денсирующихся примесей повышается вблизи
стенки и в конце пути пара, у поверхности
сжиженного агента.
Парциальное давле-
ние пара в этих ме-
стах соответственно
снижается, что может
привести к местному
прекращению конден-
сации (омертвление
теплопередающей по-
верхности). Коэфи-
циент теплоотдачи,
отнесённый к полной
разности температур,
при наличии некон-
денсатов всегда сни-
жается. В холодиль-
ных установках об-
щего назначения пар-
циальное давление
неконденсатов прини-
03
4000-
3000
2000
1000
*
С
— ¦
"и и
CF2CL2
CF2CL2
С
Д2
0 ?П 30 <40Х
Фиг. 50. Значения коэфи-
циентов С и D для опре
деления ад при турбу-
лентном стенании плёнки.
р
мается до 0,3 кг/см2.
Смесь паров и некон-
денсатов (паровоздушная смесь) должна отво-
диться из конденсатора в месте наивысшего
парциального давления неконденсатов и на-
правляться в воздухоотделитель.
Коэфициент теплопередачи А
обычно относится к поверхности, омываемой
водой:
= — . -i- -f \.Ц- -]
л*2 нас сС(ккал,
где 8 — толщина стенки и покрывающих ее
слоев загрязнений в м; \— теплопроводность
в кколШ час°С; а^—коэфициент тепло-
отдачи со стороны вэды в ккал1м^ час °С;
dyy— внутренний диаметр трубы в м.
Эта формула на конденсаторы с ребри-
стыми трубами не распространяется; однако
если суммарная наружная поверхность трубы
и рёбер превышает внутреннюю поверхность
трубы не более чем в 3—4 раза, то допустимо
пользоваться этой же формулой, подставляя
в неё вместо отношения диаметров отношение
поверхностей — внутренней к внешней. Опу-
бликованные экспериментальные данные по
теплопередаче в ребристых конденсаторах
относятся лишь к одному типу накатанных ре-
бристых труб [22] и не могут быль распро-
странены на ребристые трубы иных типов.
Термические сопротивления
V -г- допустимо оценивать следующими вели-
чинами.
Слой масла со стороны агента (за исклю-
чением фреонов и других агентов, не образу-
ющих насыщенных растворов с маслом): тол-
щина — 0,05—0,08 мм; теплопроводность —
0,12 ккал/м час °С; сопротивление—0,4-Ю"—
— 0,7 • 1 IT м* час °С/ккал.
Осадок со стороны воды (водяной ка-
мень): толщина — 0,5 мм; теплопроводность —

654
ЭЛЕМЕНТЫ ХОЛОДИЛЬНЫХ МАШИН
[РАЗД.IV
2 — 3 ккал/м час ° С; сопротивление —
0,18 • Ю-3 — 0,25 • 10~3 м* час "С/ккал (при
утечке аммиака в воду толщина осадка может
сильно возрасти).
i Окраска труб: толщина — 0,1 мм; тепло-
проводность — 0,2 кыал\м час "С; сопротивле-
ние — 0,5 • 10~3л*2 час °С/ккал.
Ржавчина на стальных трубах (с обеих сто-
рон): сопротивление—0,2 • 10~3м2час°С/ккал.
Пыль и загрязнения внешней поверхности
конденсаторов с воздушным охлаждением: со-
противление-0,2 • 10~3—0,25 • 10~3м2 час°С/ккол.
Отсутствие слоя масла во фреоновых кон-
денсаторах (а также отсутствие ржавчины)
сближает коэфициенты теплопередачи фрео-
новых и аммиачных конденсаторов, несмотря
на значительное (в 6—7 раз) различие в зна-
чениях а"а.
Влияние слоев загрязнений сказывается
тем сильнее, чем выше значения аапауу. Тер-
мическим сопротивлением стенок труб при
расчётах обычно пренебрегают.
Графо-аналитический способ
определения значений теплосъёма
qP (фиг. 51) может быть проведён при наличии
температур в стенке
Фиг. 51. Графо-аналитический спосоО опре-
деления значения теплосъёма q .
следующих заданных величин: температуры
конденсации tK, температуры охлаждающей
воды (начальная twl и конечная tw«), тепло-
вого сопротивления загрязнений
гт-. Рас-
чётной высоты стенки Н [15].
Средняя температура воды определяется
по средней логарифмической разности темпе-
ратур
¦*.,—
Графическое построение служит для со-
вместного решения уравнений, связывающих
теплосъём qP с температурой:
из л _
а/тт \'к
ккал/м^ час.
На графике вычерчиваются линии для
агента (парабола) и воды (прямая). Точка
пересечения определяет теплосъём qp и тем-
пературу стенки со стороны агента (темпера-
туру поверхности слоя загрязнений).
Вместо теплосъёма qP при построении
графика может быть использована величина
qg = HqP ккал/м час.
Основные типы конденсаторов
Аммиачные вертикальные кожухотруб-
ные конденсаторы. Область применения
вертикальных кожухотрубных конденсаторов
(фиг. 52) — крупные холодильные установки.
Теплопередающая по-
верхность одного кон-
денсатора доходит до
200-250 м\ тепло-
съём - от 3500 до
4500 ккал/м2 час. При
проектировании кон-
денсаторов учиты-
вают следующее: па-
ры аммиака следует
подводить к верхней
трубной решётке, а
отбор паровоздушной
смеси производить
вблизи от уровня жид-
кого аммиака; жидкий
аммиак стекает в ре-
сивер самотёком;
масло собирается под
жидким аммиаком;
вода свободно стекает
по внутренней по-
верхности труб; пе-
регородки или ре-
шётки в водоприём-
ном баке служат для
уменьшения скорости
поступающей воды;
высота уровня воды в
баке — около 20и—
Фиг. 52. Аммиачный верти-
кальный кожухотрубный
конденсатор: 1 — ввод па-
ра; 2 — отвод жидкого ам-
миака; 3 — подвод воды;
4 — отвод паровоздушной
смеси к воздухоотдели-
телю; 5— присоединение
уравнительной линии; б —
вентиль для продувки;
7 — спуск масла; 8 — при-
соединение предохрани-
тельного клапана; 9 — ука-
затель уровня.
250 мм; колпачки на
трубах ограничивают
количество стекаю-
щей воды и напра-
вляют её по стенкам
трубы (фиг. 53). На
конденсаторах, имеющих кожух диаметром до
1СС0 мм, устанавливает предохранительный
клапан диаметром не менее 15 мм; на круп-
ных моделях конденсаторов предохранитель*
ный клапан имеет диаметр не менее 20 мм.
Табл. 11 содержит основные параметры
некоторых аммиачных вертикальных кожухо-
трубных конденсаторов завода „Компрес-
сор" [И].
В конденсаторах рассматриваемого типа
применяются: кожухи — стальные (Ст. 3), свар-
ные, длиной 3,0— 5,5 м, диаметром до 1250 мм;
трубы — стальные» бесшовные, наружным диа-

ГЛ. XV]
КОНДЕНСАТОРЫ ПРОМЫШЛЕННЫЕ
655
метром 57 мм, располагаемые в виде ромби-
ческого пучка; 2—3 трубы у входного штуцера
исключаются из пучка для облегчения рас-
пределения пара вдоль кожуха; трубы на 6—
8 мм выступают из трубных решёток.
У крепление труб в решётках осуществляется
развальцовкой или сваркой. Во избежание де-
формации мостиков при развальцовке реко-
мендуется принимать расстояние между осями
труб 70-72 мм.
10
>—з
приведены на
Фиг. 53. Верхняя часть вертикального
кожухотрубного конденсатора.
Трубные решётки диаметром до 1000 мм
изготовляются из стали марки Ст. 4, толщи-
ной до 35 мм. Для облегчения сварки решётки
могут снабжаться у места стыка с кожухом
двумя концентрическими канавками глубиной
5—8 мм.
Таблица 11
Основные
хла-
о
?:*
1з
О X
ей
С*
5°
75
юэ
150
параметры
аммиачных вертикальных
кожухотрубных конденсаторов
Размеры кожу-
ха в мм
высота
5ооо
5<хю
5ооо
5ооо
внутрен-
ний диа-
метр
7оо
8оэ
9эо
юоо
толщина
стенки
12
13
15
id
ю
о
м
Количест
6i
91
121
184
Диаметр шту-
церов в мм
газовых
75
IOO
125
i5o
жидкост-
ных
38
5°
65
65
Габаритн
сота в ли
55O5
55° 5
55°5
55Э5
Вес конденсаторов завода „Компрессор"
составляет около 5и кг на 1 л*2 поверхности.
Тепловой расчёт. Значения коэфи-
циентов теплоотдачи аа , отнесённые к на-
ружной поверхности труб, представлены на
фиг. 54.
Коэфициент теплоотдачи к стекающей воде
подсчитывается по эмпирической формуле
= 1,37
rnzdv
= 1,37 gWE
2 час °С,
где Gw — количество воды, стекающей по п
трубкам, в час. Формула применима при зна-
чении gWE до 5000 кг 1м нас.
Подсчитанные по вышеуказанным форму-
лам значения коэфициента теплопередачи k
при термическом сопротивлении загрязнений,
принятом равным 1,0
фиг. 55.
Горизонтальные кожуховые конденса-
торы. Область применения данных конденса-
торов — агенты низкого и среднего давлений:
/еплоЗая нагрузка на трубу ф 57мм Qmp
Предеп пами-
шрногв с те-, ,
¦аниял/iet-tfL
1 н mi Hill 1111
Тепповоя нагрузка 1м основания стенки qfkkan/**ie
Фиг. 54. Значения коэфициентов теплоотдачи а в аммиач-
ных конденсаторах.
производительность одного конденсатора —
1000—3000 000 ккал/час.
При проектировании кожухотрубных кон-
денсаторов учитывают следующее (фиг. 56):
пар подводится с одной стороны, а паровоз-
душная смесь отбирается с другой сторон»
200 Ш 600 800 "/час
Количество воды на 1 mpySy
0 тЬ 2000 3000 ШО SOOO л/нчас
Количество воды qwf
Фиг. 55. Значения коэфициентов теплопередачи к
в аммиачных вертикальных кожухотрубных конден-
саторах.
кожуха; жидкий агент отводится либо непо~
средственно из кожуха, либо из приваренного
к нему горшка; выпуск масла (в аммиачных
конденсаторах) производится из нижней части
этого же горшка; в нижней части кожуха
трубы могут отсутствовать; диаметр предо-
хранительного клапана тот же, что и в вер-
тикальных кожухотрубных конденсаторах;
с помощью перегородок в крышках воде при-
даётся скорость, обеспечивающая высокие
значения коэфициента а^,; в крышках распо-
лагаются краники для выпуска воздуха

656
ЭЛЕМЕНТЫ ХОЛОДИЛЬНЫХ МАШИН
[РАЗД. IV
(вверху) и спуска воды (внизу); для предо-
хранения от ошибок при установке крышек
на кожухе должны иметься контрольные
штифты или несимметрично расположенные
шпильки.
Кожухи аммиачных конденсаторов — сталь-
ные (Ст. 3), сварные; трубы — стальные, бес-
шовные, с наружным диаметром 38 или 57 мм.
Фиг. 56. Аммиачный горизонтальный кожухотрубный
конденсатор: / — ввод пара; 2 — отвод жидкости; 3 — от-
вод масла; 4 — присоединение воздухоотделителя;
5 — присоединение предохранительного клапана.
Указания о толщине трубных решёток (Ст. 4)
и расстоянии между трубами см. раздел
.Испарители промышленные".
Во фреоновых конденсаторах применяются
медные трубы, ребристые со стороны фреона
вследствие низких значений коэфициента
теплоотдачи от фреона к стенке. Диаметр
Фиг. 57. Трубная решётка фреоно-
вого конденсатора с медными тру-
бами: /—уплотнение; 2 —трубная
решётка; 3 — ребристая труба.
отверстия в трубной решётке должен быть
при этом больше наружного диаметра
ребра.
В крупных конденсаторах применяются труб-
ные пучки Жинаба. Если трубы и кожух кон-
денсатора выполнены из различных металлов
(медь и сталь), то термические напряжения
могут быть ослаблены: применением тонких
деформирующихся трубных решёток (фиг. 57)j
приданием трубам предварительной малой
кривизны (с учётом их прогиба от собствен-
ного веса и веса протекающей воды). За-
щита от коррозии в стыках меди со сталью
достигается установкой в потоке воды цин-
ковой пластинки. Решётки часто выполняются
из цветных металлов.
Отдельные детали конденсаторов фреоно-
вых судовых холодильных машин изгото-
вляются из следующих материалов: трубы и
трубные решётки изготовляются из медно-
никелевых сплавов и латуней с повышенной
устойчивостью против коррозии (монель-ме-
талл, мельхиор 70/30, морская и никелевая
латунь и др.); кожухи изготовляются из ла-
туни или стали; крышки изготовляются ли-
тыми (бронза) и глубокими (для ослабления
коррозии концов труб).
В кожухозмеевиковых конден-
саторах (фиг. 58) термические напряжения
отсутствуют. Змеевики в конденсаторах этого
Сварка
Пайка
Сварка
Фиг 58. Схемы кожухозмеевиковыж
конденсаторов.
типа легко могут собираться из ребристых
труб. Часто применяют: медные трубы с на-
ружным диаметром 16—18 мм, с витыми рё-
брами из медной или латунной ленты толщи-
ной 0,25 мм (при шага 3—6 мм); медные
трубы с накатанными рёбрами, составляю-
щими одно целое с трубой.
Кожухозмеевиковые конденсаторы приме-
нимы при чистой воде и наличии фильтров.
Кожухи конденсаторов этого типа выпол-
няются сварными. Змеевики в месте прохода
сквозь стенку кожуха часто припаиваются
мягким припоем.
Определение потери напора воды при про-
текании её сквозь конденсаторы обоих типов
производится обычными методами гидравлики.
Расчёт потери напора необходим: при малом
напоре в водопроводе; при рециркуляции и
обратном охлаждении воды; при подборе и
расчёте автоматических водорегуляторов.
Тепловой расчёт. Коэфициент тепло-
отдачи а"а определяется либо по теоретиче-
ским формулам, либо по данным фиг. ?4 и 59.
Значение коэфициента теплоотдачи от стенки
к воде aw может быть получено по упрощён-
ной формуле
1200+ 20/у,
ккал\мг час X.
w
Суммарное термическое сопротивление
загрязнений обычно принимается: в аммиач-
ных конденсаторах — 0,8 • 10~3 м? час°С/ккал;

ГЛ. XV]
КОНДЕНСАТОРЫ ПРОМЫШЛЕННЫЕ
657
во фреоновых конденсаторах — 0,4 * 10~3(при
стальных трубах) и 0,2 . 10-3 (При медных
трубах). Подсчитанные по этим данным зна-
чения коэфициента теплопередачи k для не-
мгчас°С
2200
_ Предеп ламинарного
стенания плёнки
вляемых заводом .Компрессор", приведены
в табл. 12.
Для элементных конденсаторов типичны
следующие особенности: пар подаётся в верх-
ний элемент; все элементы конденсатора
соединяются на фланцах; каждая секция
снабжена ресивером, из верхней части кото-
рого отводится паровоздушная смесь; свежая
'uqQq _ _ _ _ _
^ ^o o^ (r^ u^ <^ io CTi Ui
¦S i-« CM CN,
Тепловая нагрузка на 1 пог м qe ккол/м час
ш
< иг. 59. Значения коэфициентов теплоотдачи аа во
фреоновых конденсаторах (фреон-12).
которых размеров труб приведены на фиг. 60
и 61.
Повышение коэфициента а^ при малых
скоростях воды достигается помещением в
трубы турбулизаторов [например металли-
ческой ленты шириной (dw-~ 1) мм и тол-
ккап
м'час'С
1100
1.00-10''
600
0,3 0,4 0,5 0,6 0,8 1fi1,21fi 2 3 5W<*>
Сколость воды Ww м/сек
Фиг, 60. Значения коэфициентов теплопередачи к
« аммиачных горизонтальных кожухотрубных конден-
саторах при трубах диаметром 57X3 мм.
щиной 0,5—1,0 мм, винтообразно закрученной
на один оборот].
Аммиачные элементные конденсаторы.
Область применения элементных конденсато-
ров — средние и крупные аммиачные холо-
дильные установки. Конденсаторы этого тина
состоят из одинаковых, стандартных элемен-
тов, представляющих собой горизонтальные
кожухотрубные конденсаторы с малым числом
труб (фиг. 62). Элементы обычно имеют по
14 труб и объединяются в батареи общей
поверхностью до 300 м2. Завод „Компрессор"
применяет трубы диаметром 38 X 4 мм и
кожухи диаметром 245X7 мм, длиной 3,0 и
5,0 м. Вес конденсаторов этого завода со-
ставляет примерно 90—КО кг на 1 л<2 поверх-
ности. Основные параметры некоторых ам-
миачных элементных конденсаторов, изгото-
42 Том 12
Скорость воды Ww м/сек
Фиг. 61. Значения коэфициентов теплопередачи ft во
фреоновых горизонтальных кожуховых конденсаторах
при трубах: стальных — диаметром 33,5x4 и медных —
диаметром 16 мм; ^,-г— равно 0,2-10~ЗдЛЯ медных
труб и 0,4 • 10~~3 для стальных труб.
вода обычно подводится к каждому элементу
и проходит в них по семи последовательным
ходам (иногда применяется также однохэдо-
вое протекание воды); для достижения высо-
ких скоростей воды схема протекания её
-125 "J2
150
1.75
вода
Фиг. 62. Аммиачный элементный конденсатор»
в конденсаторе может варьироваться; предел
повышению скорости воды ставит рост по-
тери напора.
При определении коэфициента теплоот-
дачи аа в аммиачных элементных конденса-
торах подсчитывают нагрузку qE для одного
элемента.
Аммиачные оросительные конденса-
торы. Область применения оросительных
конденсаторов — холодильные установки сред-
ней производительности. Конденсаторы этого
типа (фиг. 63) имеют следующие особенности:
плоский змеевик конденсатора орошается
снаружи водой, которая нагревается и ча-

658
ЭЛЕМЕНТЫ ХОЛОДИЛЬНЫХ МАШИН
[РАЗД. IУ
стично испаряется; аммиак подаётся в ниж-
нюю трубу змеевика, верхний конец которого
закрыт; жидкий аммиак отводится в ресивер
из змеевика в нескольких местах; паровоз-
душная смесь отбирается у верхнего конца
Таблица 12
Основные параметры аммиачных элементных
конденсаторов
Поверхность охла-
ждения-в м?
8
i6
. 20
32
4°
€о
8о
IOO
I2O
Количество
элементов
2
4
5
8
6
9
12
15
i8
секций
i
i
i
2
. 2
3
3
3
3
Размеры кон-
денсаторов
в мм
высота до
оси газо-
вой трубы
а°75
Зосо
3455
2910
2460
2475
2925
34°°
3835
длина
труб
3.°
З.о
З.о
З.о
5»о
5.о
5.0
5.о
5.о
Диаметр
аммиачных
штуцеров
в мм
газовых
Зз
4о
ТО
5о
79
8о
8о
ICO
IOO
ЖИДКОСТ-
НЫХ
IO
15
2О
2О
25
32
33
4о
4°
Диаметр водяных
штуцеров в мм
4о
5°
7°
7°
8о
IOO
I2j
125
15°
змеевика. Благодаря нижнему вводу агента
масло загрязняет только поверхность нижних
рядов труб. Термическое сопротивление за-
грязнений в верхних трубах незначительно;
поэтому в верхних 3—4 трубах конденси-
Вадораспредедитель-
ный бак
Audkoa
Фиг. 63. Аммиачный оросительный конденсатор
руется более половины всего аммиака. Сли-
вающаяся в поддон вода снова подаётся для
орошения конденсатора с примесью свежей
воды. Избыток воды удаляется, унося с собой
часть тепловой нагрузки конденсатора; осталь-
ног тепло расходуется на испарение орэ-
шающей воды. При комбинировании конден-
сатора с градирней расход свежей воды для
конденсатора снижается.
Завод „Компрессор" изготовляет секции
оросительных конденсаторов из 14 труб (диа-
метрi 57 X 3 мм, длина 6,0 м) и комплектует
батареи из 2—6 секций общей поверхностью
30—90 м%. Вес конденсаторов этого завода—
45—50 кг на 1 мг поверхности, а с палочной
градирней — 1С0 - ПО кг на 1 м* поверх1
ности.
В табл. 13 приведены основные параметры
аммиачных оросительных конденсаторов, из-
готовляемых на заводе .Компрессор".
Таблица 13
Основные параметры аммиачных оросительных
конденсаторов
Поверхность
охлаждения
в м*
Зо
45
6о
75
9°
Количество
секций
2
3
4
5
6
Габаритные
размеры кон-
денсатора в мм
высота
22O5
22О5
22O5
22O5
22O5
ширина
каркаса
I95O
2500
ЗО5°
Збоо
415°
Объём
реси-
вера
В А
7°
но
153
194
235
Диаметр
штуцеров
в мм
газо-
вых
IOO
ЖИДКО-
СТНЫХ
2О
25
32
32
32
Тепловой расчёт. Коэфициент тепло-
передачи k от аммиака к воде, отнесённый
к средней логарифмической разности темпег
ратур конденсации и воды (при малой загряз-
нённости теплопередающей поверхности),
равен
k = 600 -f 0,45 BgWE)
час °С,
где ^gWE — количество воды в кг/мчас, сте-
кающей с 1 пог. м жёлоба по обе стороны одной
секции, причём 900 < 2gWE < 1300 кг/м час.
В предварительных расчётах с учётом ухуд-
шения теплопередачи при длительной
эксплоатации принимают округлённо k =
= 800 ккал/м^ час "С.
Количество отдаваемого испарением тепла
зависит от состояния окружающего воздуха,
величины поверхности испарения и темпера-
туры воды. Последняя устанавливается в ре-
зультате баланса тепла, притекающего к воде,
а также отводимого как в воздух, так и с
удаляемой водой. Тепловой расчёт и иссле-
дование работы оросительных конденсаторов
производятся графически [15].
В современных оросительных конденсато-
рах (с нижним вводом пара и промежуточ-
ным отводом конденсата) необходимо пере*
давать воздуху значительное количество тепла,
получаемого водой от аммиака при ограни^
ченной наружной поверхности труб. Это воз^
можно лишь при повышенной температуре
воды и при соответственно повышенной темг
пературе конденсации. Температура водц
может быть снижена при установке дополни-
тельной градирни для охлаждения циркули-
рующей воды. '
Недостатком оросительных конденсаторов
является необходимость их установки на от^
крытом месте или на крыше здания. .'.[
Испарительные конденсаторы. Область
применения испарительных конденсаторов--

ГЛ.
КРНДЕНСАТОРЫ ПРОМЫШЛЕННЫЕ
65.9-
установки малой и среднем производительно-
сти в центральных частях крупных городов,
а также транспортные установки, работающие
йа агентах низких и средних давлений.
Интенсификация отвода тепла к воздуху
достигается в испарительных конденсаторах
принудительным продуванием воздуха (до
3—5 м/сек) и, как правило, оребрением внеш-
ней поверхности змеевика. Основные преиму-
щества конденсаторов рассматриваемого типа:
пониженный расход свежей воды при отсут-
ствии стока в канализацию; возможность
установки в закрытом помещении. Схема испа-
рительного конденсатора с ребристыми тру-
бами представлена на фиг. 64.
Расход свежей воды в конденсаторе для
компенсации испарения и уноса составляет
примерно 10—15 л/час на 1000 ккал1час, годо-
вой расход свежей воды не превышает 10—
15% от её расхода в кожу-
хотрубных конденсаторах.
Расход электроэнергии на
насос и вентиляторы дости-
гает 0,02—0,03 кет на
1000 ккал\час.
В аммиачных конденса-
торах, где оребрение сталь-
ных труб затруднительно,
для создания необходимой
поверхности теплоотдачи
принимаются следующие
меры: укладывают дополни-
тельное количество труб;
применяют орошаемые во-
дой насадки из колец Ра-
шига (фиг. 65); оставляют
в кожухе свободный
объём, в котором происхо-
дит теплообмен распылён- Воздух s~~;
ной воды с потоком воз-
духа [3].
Количество воды, оро-
шающей трубы испаритель-
ного конденсатора, соста-
вляет 50—70 л/час на 1 мг
его поверхности. Вентиля-
торы с двухсторонним вса-
сыванием обеспечивают правильное течение
воздуха в кожухе без мёртвых зон.
Испарительные конденсаторы небольшой
производительности выполняются подвесными,
с осевыми вентиляторами и без рециркуляции
воды. Форсунки; A—2) орошают змеевик водо-
проводной водой. Эффективность малых под-
весных конденсаторов невысока.
Тепловой расчёт. При тепловом рас-
чёте испарительных конденсаторов (фиг. 66)
задаются температурой конденсации и пара-
метрами окружающего, т. е. поступающего
в конденсатор, воздуха; температурой сухого
термометра tx сух> теплосодержанием i\ и вла-
госодержанием хг. При этом принимают тем-
пературу воды на всей поверхности конден-
сатора одинаковой, равной средней темпе-
ратуре
При предварительных расчётах принимают,
температуру покидающего конденсатор воз-!
духа (по влажному термометру) равной
1
.....' 2вл— ~2~\*1в.л~г; 1К ) *-• _,
Изменение теплосодержания воздуха, про-
ходящего сквозь конденсатор, составляет
h—i\ = M (iWm - ii) ккаЛ'Кг воздуха,
где М — расчётный коэфициент; i"Wm — тепло-
содержание насыщенного влагой воздуха в
ккал'кг, имеющего температуру воды tw
При гладких трубах коэфициент М =
= 0,5-5-0,7; при ребристых трубах или при
дополнительной поверхности испарения М =
= 0,7ч-0,85.
- насадка из
колеи Pou/uw
Фиг. 64. Схема испарительного кон-
денсатора с ребристыми трубами:
1 -вентилятор; 2 — насос; 3 -реси-
веР; 4-отбойники; 5 - форсунки;
б —ребристый змеевик; 7—поддон.
Фиг. 65. Схема испарительного кон-
денсатора с дополнительной поверхно-
стью испарения: / — вентилятор;
2—насос; 3 — ресивер; 4 — отбойный
слой; 5 — форсунки; 6 — змеевик;
7 — поддон.
Количество протекающего воздуха
lL~
'конд
кг,час.
где А— поправочный коэфициент, равный
60J
После определения скорости воздуха в
кожухе находят поверхность воды, соприка-
сающейся с воздухом:
Q
конд
kF,
тр
где Fmp — внешняя поверхность труб конден-
сатора в лга.
где Мт — средняя логарифмическая разность
теплосодержаний между воздухом у поверх-
ности воды {i" ) и воздухом, протекающим
через конденсатор; р — отношение соприка-
сающейся с воздухом поверхности воды к

660
ЭЛЕМЕНТЫ ХОЛОДИЛЬНЫХ МАШИН
[РАЗД. IV
поверхности труб конденсатора; а — коэфи-
циент испарения в кг/м^час (фиг. 67), связан-
ный со значением козфициента „сухой" тепло-
отдачи асух от труб к воздуху (при отсут-
ствии испарения). При предварительных рас-
' ккап /кг
X кг/к?
Фиг. 66. К тепловому расчёту испарительного
конденсатора.
четах принимают р ss 1,5; а = D -4,2) <*сух>
при высоких скоростях воздуха значения о
достигают 1и0—150 кг/м час.
Повышение нагрузки испарительного кон-
денсатора на 7—6ijJq повышает температуру
? _^__^_^__^_^ конденсации (при
1 ' ' ' I I I прочих равных
условиях) на 1° С.
При конструи-
ровании испари-
тельных конденса-
торов следует пре-
дусмотреть воз-
можность унифи-
кации некоторых
-5 *.<?
Со
Ч3-8
3,6'
\
1
'10 15 20 25 30 35
Фиг. 67. Связь между коэфи-
циентом испар.ния а и ьоэфи-
циентом „сухой- 1еплоотАачи
их узлов (кожухов
и их отдельных
асух' элементов, венти-
ляторов, поддонов
к др.) с соответственными узлами воздухо-
охладителей и кондиционеров для зимней и
летней обработки воздуха.
Конденсаторы пароэжекторных холо-
дильных маш:;н. Конденсаторы пароэжек-
торных машин во многом подобны конденса-
торам паросиловых установок. Отличие их от
обычных конденсаторов холодильных машин
вызывается следующими причинами: давление
в конденсаторе пароэжекторной машины
весьма низко (падение давления пара, проте-
кающего по конденсатору, недопустимо,; пар
постоянно приносит с собой воздух, вы-
делившийся из воды в испарителе и проник-
ший сквозь неплотности; пар поступает в кон-
денсатор с большой скоростью; сжиженный
в конденсаторе пар обычно в холодильной
машине более не используется *, поэтому су-
ществуют конденсаторы, в которых пар сме-
шивается с охлаждающей водой (применяются
также поверхностные конденсаторы).
Паровоздушная смесь в конденсаторах рас-
сматриваемого типа ..олжна непрерывно отса-
сываться насосом или специальным эжектором.
Конденсат или смесь его с охлаждающей
бодой должны либо отсасываться насосом,
либо стекать самотеком по трубе, преодолевая
весом своего столба давление атмосферы
(барометрические конденсаторы).
Конденсаторы теплосиловых установок
описаны в специальной литературе.
Условные и пробные давления для
конденсаторов
Расчёты на прочность, а также приёмные
испытания конденсаторов основываются на
следующих значениях давлений (в ати):
Характер давления Аммиак Фреон-12
Условное давление со сто-
роны агента Русл 20 16
Пробное давление
*олойргадр 30 24
Пробное давление
воздухом Рв03$ ....... 20 16
Для прочих агентов средних давлений при-
нимают: ргидр соответствующим полуторному
давлению насыщения агента при +50-5-4-55° С;
Рвозд — равным давлению насыщения агента
при этих температурах.
Водяные полости конденсаторов (крышки
трубы) испытываются пробным давлением
Р Ь ти
ВОЗДУХООХЛАДИТЕЛИ
Основы теплового расчёта
Основным назначением воздухоохладителей
является понижение температуры камер в слу-
чаях, когда не требуется точного поддержа-
ния в них заданной относительной влажности
при переменных тепло- и влагопритоках.
Охлаждение воздуха производится либо со-
прикосновением его с холодной теплопередаю-
щей поверхностью (сухие воздухоохладители),
либо непосредственным контактом воздуха
* Пароэжекюрные машины работают открытым цик-
хкг/мг
Фиг. 68. Процесс охлаждения воздуха
в i — х-диаграмме.
с жидким охлаждённым теплоносителем (мок-
рые воздухоохладители). Если температура хо-
лодной поверхности или жидкого теплоноси-
теля ниже точки росы охлаждаемого воздуха,
влага частично выпадает из воздуха. Процесс
охлаждения воздуха в / — jc-диаграмме пред-
ставлен на фиг. 68, где точкой 1 определено
начальное состояние воздуха, имеющего тепло-
содержание it KKu.ijhZ, температуру /j °C и
влагосодержание \г кг/кг влаги сухого воздуха.
Состояние воздуха, покидающего воздухо-
охладитель, характеризуется точкой 2; эта
точка находится на прямой, которая соединяет

ГЛ. XV]
ВОЗДУХООХЛАДИТЕЛИ
66 t
точку начального состояния воздуха / с точ-
кой 3, лежащей на пограничной кривой и
имеющей температуру стенки (орошающей
воды). В мокрых воздухоохладителях точка 3
находится на смещённой влево пограничной
кривой (см. гл. XIV); величина смещения тем
больше, чем ниже температура замерзания
рассола t3aM. Относительная влажность воз-
духа ср%, который находится в равновесии с
рассолом, имеющим температуру ts (точка 3),
может быть определена по данным фиг. 69.
При заданных параметрах точек 1 и 3 по-
ложение точки 2 определяется уравнением те-
плопередачи в воздухоохладителе
Qo
воздух. Коэфициент ? при этом уменьшается
против его теоретического значения и точка 2
(фиг. 68) сдвигается вправо от прямой 1—3 [5].
На фиг. 70 показано снижение коэфици-
ента 6 в зависимости от коэфициента ороше-
ния V*.
Коэфициент влаговыпадения на ребристых
трубах меньше, чем на гладких (при равных
где
Qo , kFb .
— h — -^-=-k 7*~ ккал/кг,
вес охлаждаемого воздуха в кг/час.
или приближённо
—т.-— v
С„ \*1 1ст)
0,2
Фиг. 69. Относительная влажность <fl0 воздуха, находя-
щегося в равновесии с рассолами, в зависимости от тем-
пературы рассола tg и температуры его замерзания *зам.
Коэфициент теплоотдачи acvv от
воздуха к поверхности при отсутствии влаго-
выпадения определяется по обычным форму-
лам теплопередачи. При выпадении влаги коэ-
фициент теплоотдачи авл становится выше,
чем при сухой теплопередаче (при прочих рав-
ных условиях). По Меркелю [12, 15],
lcyx
- /:
Фиг. 70. Отношение действительного коэфициента вла-
говыпадения ? к его теоретическому значению ^теор
при малом количестве орошающей воды.
температурах стенки трубы), так как темпе-
ратура ребра повышается от корня к перифе-
рии. Если температура периферии ребра выше
точки росы воздуха, то независимо от темпе-
ратуры корня ребра выпадения влаги на конце
ребра не происходит.
Основные типы воздухоохладителей
Сухие воздухоохладители. В современных
воздухоохладителях трубы обычно распола-
гаются тесными шахматными пучками поперёк
потока воздуха. Внутри труб испаряется (ки-
пит) холодильный агент или протекает охла-
ждённый рассол. В крупных моделях воздухо-
охладителей, устанавливаемых на полу (поста-
ментные воздухоохладители), воздух обычно
засасывается из охлаждаемой камеры в нижнюю
часть кожуха и нагнетается сквозь верхнюю
крышку кожуха (фиг. 71). Дальнейшее распре-
деление воздуха по камере
производится либо каналами,
ккал1л?Нас °С либо диффузорами, располо-
женными на крышке ко-
жуха:
Для температур воздуха выше 0° С обычно
применяются ребристые трубы: стальные—для
где 1ст — теплосодержание воздуха в ккал/кг,
насыщенного водяным паром при температуре
стенки tcm (в пограничном слое); х'ст — вла-
госодержание воздуха в пограничном слое
в кг/кг; 5 — коэфициент влаговыпадения;
с' — теплоёмкость \~{-хкг влажного воздуха
в ккал\°С кг сух. возд.; iw — теплосодержа-
ние выпадающей воды или инея в ккал/кг.
В холодильных установках общего назна-
чения значение коэфициента 5 находится в
пределах 1,5—2,0.
В мокрых воздухоохладителях при малом
количестве орошающей жидкости частицы
воды, оседающие в плохо орошаемых местах
аппарата, нагреваются и, испаряясь, увлажняют
Фиг. 71. Постаментный сухой воздухоохладитель.
аммиака и рассолов; мепные — с медными, ла-
тунными или алюминиевыми рёбрами — для
иных холодильных агентов.
* Коэфициентом орошения v называется отношение
количества орошающей воды к количеству охлаждаемого
воздуха.

662
ЭЛЕМЕ?Н ТЫ ХОЛОДИЛЬН ЫХ МАШИН
{РАЗД. IV
При температуре воздуха ниже 0J С про-
межутки между рёбрами легко заполняются
инеем, отчего теплопередающая поверхность
уменьшается. Ребри-
стые трубы могут при-
меняться в этом слу
чае лишь при условии
обеспечения регуляр-
ного удаления оседаю-
щего инея (оттаива-
ние). В условиях низ-
ких температур (ниже
—50° С); иней легко
сдувается струёй воз-
духа. Иногда при тем-
пературах ниже 0°
применяются воздухо-
охлади1ели, грубы ко-
торых орошаются ре-
циркулирующим рас-
солом с . достаточно
низкой температурой
замерзания; этот рас-
сол смывает оседаю-
щий иней (фиг. 72).
Преимущества ороси-
тельных воздухоохла-
дителей: отсутствие
слоя инея, устойчивый
высокий коэфициент
теплопередачи. Не-
достатки ороситель-
ных воздухоохлади-
телей: увеличенные
габариты, усложнение
конструкции, интен-
сивная коррозия зме-
евиков, необходимость наблюдения за концен-
трацией рассола, понижающейся при выпа-
дении влаги. Воздухоохладители с орошением
змеевиков применяются также и для конди-
ционирования воздуха.
Малые подвесные воздухоохладители (юнйт-
кулеры) с горизонтальным протеканием воз-
духа имеют осевые вентиляторы и подвеши-
ваются в охлаждаемом помещении (фиг. 73).
Фиг. 72. Постаментный воз-
духоохладитель с ороше-
нием ьмеевчков.
Фиг. 73. Подвесной воздухоохладитель (юниткулер)
с аммиачным испарителем и поплавковым регулирую-
щим вентилем.
В аммиачных и рассольных воздухоохлади-
телях применяются стальные трубы с наруж-
ным диаметром не ниже 38 мм\ при других
агентах змеевики обычно выполняются из мед-
ных ребристых труб наружным диаметром
\6мм, с расстоянием между рёбрами 8—12 мм,
при шаге труб в пучке около 45 мм.
При тепловом расчёте сухих воздухоохла-
дителей с непосредственным испарением холо-
дильного агента принимают, что температура
стенки со стороны воздуха равна температуре
кипения, так как коэфициент теплоотдачи
Фиг. 74. Значения среднего (отнесённою к одному ряду) коэфициента сопротивления С в десятирядном
коридорном пучке, в зависимости от числа Рейиольдса: а и Ь — отношение расстояния между рядами труб
(соответственно поперёк и вдоль потока воздуха) к диаметру труб.

ГЛ. XV}
ВОЗДУХООХЛАДИТЕЛИ
663
0,161-
Фиг. 75. Значение среднего (отнесённого к одному ряду) коэфициента сопротивления С в десятирядном
шахматном пучке в зависимости от числа Реинольдса: аи b — отношение расстояния между рядами труб
(соответственно поперёк и вдоль потока воздуха) к диаметру труб. .
Фиг. 76. Мокрый воздухоохладитель с кольцами Рашига.
\u
o,
\
4
h
\
\
t
0,5
n с
A
—i
,—I
\
t
\
=0,6
0,
ч
s
yi
k
%.
T
i
¦—.
V
%
V
1
¦ ff+ @,75+4,68) -HWJ-
5,0
Пример:
3ft MctHo:w=f,2M/cek; 5=0,4 м; Hw=4,<
2$ a Ответ: &P=ab=27,8-1,44 =40,0кг/м'г
2,0 50
Й 30
0,5 20
2,0 IJS 1JB 1А 1,2
0,7
0,3 ю
0,25
0,2 0
¦—-
.——
, —
. -
1
.—'
.-—
-—
.—
---
,—¦
¦ ¦
ijoj
..—
j<o
—
r
—r
Г
•
-nil
i
Аз
—
———
— -
.—
—--
_-—
¦ ^-
i
——
— —
О
tft 2,0 3,0 4,0 5,0 6,0 Hw "/час.
77. Номограмма для определения сопротивления ДР рабочего слоя колец Рашига потоку воздуха
в зависимости от интенсивности орошения И уу, скорости воздуха w и толщины слоя S.

664
ЭЛЕМЕНТЫ ХОЛОДИЛЬНЫХ МАШИН
[РАЗД. IV
со стороны агента значительно выше, чем со
стороны воздуха.
Коэфиииенты теплоотдачи от воздуха к
пучку труб при поперечном обтекании опре-
деляются по общим формулам теплопередачи
(см. т. 1, книга 1, стр. 493, а также [13]). Зна-
чения среднего коэфициента сопротивления С
на один ряд труб определяются: при рядном
расположении труб — по данным фиг. 74; при
шахматном расположении труб — по данным
фиг. 75 [15]. При подсчёте числа Рейнольдса
следует определять параметры воздуха при
температуре, близкой к средней температуре
потока tf. для рядного расположения труб
t = tf-Otl(tf-tem);
для шахматного расположения труб
t=tf-0,2(tf-tcm).
Отдельные узлы сухих постаментных воз-
духоохладителей с вертикальным протеканием
воздуха могут унифицироваться с одноимён-
ными узлами испарительных конденсаторов и
постаментных кондиционеров (вентиляторы,
поддоны, элементы каркаса и кожуха и т. п).
Мокрые воздухоохладители. Мокрые воз-
духоохладители с кольцами Рашига (фиг. 76)
имеют широкое распространение. Достоин-
ством их является простота конструкции, не-
достатками —необходимость устройства откры-
той системы циркуляции рассола и значитель-
ное сопротивление протеканию воздуха. Воз-
духоохладитель рассматриваемого типа устана-
вливается на нагнетательной стороне венти-
лятора.
При расположении рабочего слоя колец на
проволочной сетке, живое сечение которой
составляет 85°/0 от всего сечения бака, сопро-
тивление слоя протеканию воздуха АР опре-
положении колец на перфорированных сталь¦>
ных листах значения АР значительно выше
(см. также [6]).
Иногда в поддоне воздухоохладителей рас-
полагаются аммиачные испарители, которые
/2
о о,2 0,4 0,6 0,8 1,0 UZ Ум/сек
Фиг. 78. Сопротивление ^P' отбойного слоя колец Рашша
потоку воздуха в зависимости от скорости воздуха w
и толщины слоя 8'.
орошаются рассолом, прошедшим рабочий слой
колец. К достоинствам этого типа воздухо-
охладителя следует отнести упрощение рассоль-
ных трубопроводов и уменьшение расхода
энергии на насосы. Основные параметры воз-
духоохладителей с кольцами Рашига, изгото-
влявшихся заводом „Компрессор", приведены
в табл. 14 [14].
При тепловых расчётах воздухоохладителей
придерживаются следующих значений пара-
метров: скорость воздуха, отнесённая к го-
ризонтальному сечению бака, — в пределах
0,8—1,1 Mjcen; высота рабочего слоя колец
8 — в пределах 0,3- 0,4 м; высота отбойного
слоя колец 8' — в пределах 0,1—0,15 м; интен-
\^
\
\
\ 4
s 4
S
\
\
\
\y
s \
\\.
4s
s
\
\
4
s. \^
k4
ЛчЧ
l>>
\
\
\
4 '
\
\
\
\
s S
Щ
144V
Пример:
fo:wy'f,25;6*L
I
кап/2
p —
\*
NN
\\
ч\
1С L
Vе3
S \
A
3.
\ы
\ \
-^—
л
Si
ill
т-т-т-
Н280+1бШ)нУг.
—*
у
\^
/
/
<y
^
у
,—*
л
у
У
1
^>*
^~
^-•
-и
л
(WY)
-0,
+~-
Г"
***
0,
——
-w
{1,69)
1* J
>
0
- —
—¦
.—
—
-
—-
5000 ШО 3000 2000 1000
Коэсрициент теплопередачи (сухой)
К Икап/М2часаС
О 0,5 1,0 1,5
Весовая скорость воздуха fwy)
кг/м г сек
2,0
Фиг. 79. Номограмма для определения коэфициента сухой теплопередачи k в воздухо*
охладителях с кольцами Рашига.
деляется по номограмме (фиг. 77). Сопроти-
вление АР' отбойного слоя колец может быть
определено по данным фиг. 78. Указанные на
фиг. 77 и 78 значения АР и йР' относятся к
обычно применяемым фарфоровым кольцам
диаметром 25 мм и высотой 25 мм. При рас-
сивность орошения в м^/час на 1 м% площади
решётки (высота дождя) Hyp—в пределах
4—6 м/час.
Тепловой расчёт воздухоохладителей с
кольцами Рашига производится по формуле

ГЛ. XV]
МАЛЫЕ ХОЛОДИЛЬНЫЕ МАШИНЫ
665
Таблица 14
Основные параметры воздухоохладителей с кольцами
Рашига
та
се
<ц
X
»%
U я
2
4.5
8
12
16
2
4,5
8
Размеры
бака в
длина
2,0
3,°
4>°
6,о
8,о
2,0
3.°
4,°
шири-
на
1,О
1.5
2,0
2,0
2,0
1,О
ii5
2,0
Л
ВЫСОТ!
Условные
в
Рассольные
штуцеры
вход
выход
диаметры
мм
Аммиачные
штуцеры
вход
выход
Без испарителя
i,6
1-9
1,9
1.9
1.9
С
2,3
2,3
а,4
5о
7Ь
IOO
125
7б
IOO
125
15°
 I5O
—
—
—
—
—
—
—
—
испарителем
5°
76
IOO
so
76
IOO
25 32
25
32
зз
5о
J3
о ?,
2 S
_
—
—
—
—
12,2
28.7
54.O
Вес в
780
1555
255°
33i°
4180
2860
47«5
где F— площадь горизонтального сечения
бака в м2\ k — коэфициент сухой теплопере-
дачи в ккал\м% час °С, отнесённый к 1 л2 го-
ризонтального сечения бака (фиг. 79); Ь —
средняя логарифмическая разность температур
воздуха и рассола в °С.
МАЛЫЕ ХОЛОДИЛЬНЫЕ МАШИНЫ
Особенности малых машин
Холодильные машины, производительность
которых не превышает 25 000 стан д. к к ал (час,
обычно называют „малыми холодильными ма-
шинами". Отличительные особенности малых
холодильных машин — агрегатирование и пол-
ная автоматизация — являются следствием
массового применения этих машин в торговой
сети, где невозможно квалифицированное
обслуживание неавтоматизированных машин.
В качестве холодильного агента в совре-
менных малых машинах применяется почти
исключительно фреон-12.
Области применения, требуемые темпера-
туры кипения и холодопроизводительности
малых машин разнообразны; выпуск большого
числа типоразмеров машин облегчается широ-
кой унификацией деталей, узлов и целых эле-
ментов машин (компрессоров, конденсаторов).
Широко развито вмонтирование холодильных
машин в обслуживаемые ими объекты (ме-
таллорежущие станки, охладители питьевой
воды, шкафы и прилавки, охлаждаемые кузова
автомобилей и т. п.); при этом агрегаты „ком-
прессор — конденсатор" могут быть стандарт-
ными, а испарительные системы должны кон-
струироваться применительно к данному
объекту.
В машинах рассматриваемого типа трудно
уберечь всасываемый пар от бесполезного
перегрева; поэтому перегрев пара стараются
использовать для переохлаждения жидкого
агента в теплообменнике на пути к регулиру-
ющему вентилю, повышая при этом темпера-
туру всасываемого пара выше точки росы
окружающего воздуха.
В малых машинах часто применяют много-
температурные схемы, при которых один ком-
Фреои-В
s -го -а -ю ее
прессор обслуживает две или несколько испа-
рительных систем; в последних поддержи-
ваются различные температуры кипения.
В машинах, обслуживающих шкафы и при-
лавки, важно своевременно, без участия пер-
сонала, оттаивать испарительные змеевики.
Оттаиванию следует уделять особое внимание,
если температура в охлаждаемом объекте
ниже 0°.
При водяном охлаждении конденсатора и
применении водорегулятора изменение темпе-
ратуры кипения оказывает слабое влияние на
температуру конденсации; в случае воздуш-
ного охлаждения конденсатора изменение тем-
пературы кипения вызывает заметное измене-
ние температуры конденсации (фиг. 80).
Компрессоры малых машин
Компрессоры малых холодильных машин
выполняются простого действия, вертикаль-
ными или V-образными. Большое число малых
компрессоров выполняются непрямоточными,
так как при всасывании сильно перегретого
пара и низких температурах нагнетания фреона
преимущества прямого
тока незначительны. При
выборе типа компрес-
сора следует руковод-
ствоваться прежде всего
конструктивными со-
ображениями. Преиму-
щества непрямоточных
компрессоров: малый вес
поршня; доступность для
осмотра всасывающего
клапана; малый унос
масла. На фиг. 81, 82, 83
приведены типы компрес-
соров, применяемых в
малых холодильных ма-
шинах.
Компрессор с протеканием всасываемого
пара сквозь картер изображён на фиг. 81.
Недостаток этого типа — сильны*} унос масла
из картера; достоинства — малый вес поршня
и малая высота компрессора. Сборка меха-
низма движения производится в корпусе,
перевёрнутом вверх дном, сквозь люк, имею-
щийся в дне. Преимущество этого способа —
лёгкость уплотнения фланца, залитого маслом.
Такой способ сборки допустим лишь при вы-
соком качестве изготовления компрессора.
Смазка компрессора барботажная; уплотнение
вала — сильфонное.
Прямоточный компрессор малой холодиль-
ной машины с тронковым поршнем (диаметр
100 мм) изображён на фиг. 82. Сборка меха-
низма движения данного компрессора произво-
дится вне картера: вал с шатунами и поршнями
в сборе вкладывается в картер сверху, затем
вставляется передняя крышка картера и наде-
вается цилиндровый блок. Смазка компрес-
сора— барботажная; уплотнение вала — мем-
бранное.
Один из типов непрямоточных компрессо-
ров изображён на фиг. 83. Вследствие трудно-
сти размещения в картере разъёмных головок
шатунов с болтами в данной модели колпрес-
сора вместо коленчатого вала применены
эксцентрики с бугелями. Прицепные шатуны
для малых компрессоров применяются редко.
Фиг. ЬО. Изменение
температуры конденса-
ции при изменении тем-
пературы кипения, ти-
пичное для агрегатов
с воздушным охла-
ждением конденсатора
(температура окружаю-
щего воздуха t . =
-32° С).

1
4 иг. 81. Прямоточный компрессор с всасыванием сквозь картер.

МАЛЫЕ ХОЛОДИЛЬНЫЕ МАШИНЫ
667
На фиг. 84 приведены значения рабочих
коэфициентов малых фреоновых компрессоров.
Относительно высокие значения рабочих коэ-
фициентов здесь объясняются высокой точ-
ностью обработки деталей компрессора и Ma-
осевые неточности изготовления и сборки ком-
прессора, изображено на фиг. 89.
Малые аммиачные компрессоры изгото-
вляются исключительно прямоточными с тр'он-
ковыми поршнями. Водяное охлаждение ци-
Мёртвое пространстбо 0,8-0,9мм
Фиг. 82. Прямоточный компрессор с тронковыМ поршнем.
лыми объёмами мёртвого пространства. Неко-
торые варианты конструкций современных
клапанов малых компрессоров представлены
на фиг. 85—88.
Уплотнение вала, в компрессорах малых
холодильных машин производится, как правило.
линдров аммиачных компрессоров применяется
при производительности одного цилиндра
гвыше 5000 станд. ккал/час.
В табл. 15 приведены основные параметры
серии унифицированных малых аммиачных и
фреоновых компрессоров. Указанные в та-
Фиг. 83. Непрямоточный компрессор с эксцентриковым валом.
в месте стыка плоских колец: вращающегося
с валом и неподвижного Неподвижное кольцо
укрепляется на мембране или сильфоне. Мем-
бранное уплотнение описано выше (см. стр.634
и фиг. 16).
Сильфонное уплотнение, компенсирующее
блице значения холодопроизводительности Од
подсчитаны для аммиачных компрессоров и
фреоновых компрессоров ВФ-3 при „стан-
дартных*, а для остальных фреоновых ком
прессоров при .плюсовых" температурных
условиях.

668
ЭЛЕМЕНТЫ ХОЛОДИЛЬНЫХ МАШИН
[РАЗД. IV
Испарители малых машин
Особенностью малых холодильных машин
является применение ребристых труб для кон-
вективного охлаждения воздуха в камерах,
шкафах и прилавках. Теплоотдача от воздуха
90
80
70
60
50
0/23456789 Ю pK/pQ
Фиг. 84. Значения рабочих коэфициентов малых
фреоновых компрессоров.
к ребристой трубе при свободной конвекции
зависит не только от геометрических размеров
пучка ребристых труб, но и от того, насколько
1
и
ко.?,
Изготовленные испарители (для всех аген-
тов, кроме аммиака) осушаются и гермети-
чески закрываются; иногда испаритель запол-
няют осушенным воздухом под давлением
выше атмосферного. Для правильного подбора
ребристого испарителя необходимы тепловые
испытания его работы совместно с охлаждае-
мым объектом.
Конденсаторы малых машин
В малых фреоновых машинах при компрес-
сорах производительностью до 5000 ккал/час
применяются конденсаторы с воздушным
охлаждением. Конструкции ребристых поверх-
Фкг. 85. Самопружиняший
клапан с консольной пластин-
кой.
Фиг. 86. Самопружиняший клапан
с двухопорной пластинкой.
Фиг. 87. Всасывающий клапан прямоточном»
компрессора с жёсткой пластинкой.
стеснено движение воздуха вблизи испарителя.
Влияние шага рёбер и числа расположенных
друг над другом рядов труб на величину коэ-
фициента теплопередачи иллюстрируется дан-
ными фиг. 90. Рассматриваемый график
относится к пучку труб с рёбрами шириной
600 мм и высотой по 70 мм на каждый гори-
зонтальный ряд труб; теплопередача отнесена
к наружной (суммарной) поверхности труб
с рёбрами.
Влияние расположения испарителя в охла-
ждаемом объекте на коэфициент теплопере-
дачи иллюстрируется данными табл. 16.
В испарителях, используемых для конвек-
тивного охлаждения, часто применяются рёбра,
общие для нескольких тру о (фиг. 91, 92).
Способы укрепления рёбер на трубах различны:
а) в трубы нагнетается вода под давлением
до 200 am; б) сквозь трубы проводят про-
тяжку (шар, конус), расширяющую трубу;
в) трубы и рёбра предварительно лудят, на-
гревая их после сборки до расплавления при-
поя. Короткие испарители нагревают в печах,
длинные — пропусканием по трубам тока низ-
кого напряжения и большой силы. Для нагрева
током и расплавления припоя требуется
1,5—2,0 мин.
Надлежащее расстояние между рёбрами
обеспечивается либо сборкой в кондукторах
(гребёнках), либо отгибом на рёбрах дистан-
ционных козырьков.
ностей конденсаторов разнообразны, однако
даже при наличии рёбер термическое сопро-
тивление со стороны воздуха остаётся в кон-
денсаторе большим, чем со стороны агента;
Фиг. 88. Нагнетательный клапан прямоточнога
компрессора с жёсткой пластинкой.
поэтому конденсаторы обычно выполняются
змеевиковыми. При змеевиковых конденсато-
рах обязательно применение ресивера.

ГЛ. XV]
МАЛЫЕ ХОЛОДИЛЬНЫЕ МАШИНЫ
669
Таблица 15
Основные параметры малых компрессоров
Марка
ллин-
я а?
о.»
я
s 3
to
к
3
о.
о
о "•
X ГС
О
г>
¦ч
о.
е
я
S
об/м
о
S
аг
сывае-
ями, Vh
опи
§
эшн
о
о
О
S
to
«3
а*
в
Аммиачные
j
{ Завод им. Сталина
(Одесса)
И 10
2АУ-8/725
2АУ-8/975
4АУ-8/725
4АУ-8/975 ......
75
8о
8о
8о
8о
85
8о
8о
8о
8о
а
2
•2
4
4
5°°
7^5
975
72.5
975
22,5
35
47
7о
04
7 ооо
II ООО
15 оос
22 ООО
зо ооо
Фреоновые
Завод „Красный
факел"
ВФ-З/ЗЗО
ВФ-3/525
2ФВ-4/600*
2ФВ-4/800* . . . . .
2ФВ-6.5/725
2ФВ-6.5/975
Завод им. Сталина
2 ФУ-10/480
2ФУ-10 725 . . . . .
24У-10/975
4ФУ-10 725 . . . . .
4ФУ-10/975
6о
6о
4°
4о
6/,5
°7,5
IOO
IOO
IOO
IOO
IOO
6о
6о
3°
3°
5°
?°
8о
to
8о
8о
8о
33°
525
боо
8оо
725'
.975
6,7
i3,a
3-6
J5,6
20,9
1 40°
2 200
I IOO
I 500
5500
7 5°°
480 36,2 115 000
54-3 |Яа
975 73,5 ,3oooo
725|io8,o 45000
975 I47>° 60000
Фиг. 89. Сильфонные уплотнения вала.
10
мм
* Заводом .Красный факел" не изготовляется.
20 30
Шаг рёбео
Фиг. 90. Значения коэфициешив теплопередачи k
для одного из типов пучков ребристых груб.
нар
Таблица 16
Значения коэфициентов теплопередачи k в испарителях для конвективного охлаждения воздуха
Типоразмер испари» |
теля ]
I*
2*
3*
3*
3*
6**
7*
7*
8**
Наружный диаметр
труб в мм
i6
16
16
16
16
16
'9
19
19
Число труб
8
8
8
8
a
d
12
8
4
4
9
Число горизонталь-
ных рядов труб
i
i
2
4
2
2
3
2
a
2
3
Шаг рёбер в мм
25,4
12,7
12,7
12,7
25,4
w, 7
12,7
12,7
19,о
Отношение поверхно-
сти рёбер к наружной
поверхности труб
1,12
4,7»
4,>о
4,7°
1,35
6,53
ю,8
Ю,2
Ю,2
5.85
Поверхность одного
ребра, приходящаяся
на одну трубу, в см*
3°.9
3°,9
3°,9
i7,8
87,0
97,3
«3,5
83,5
9°,3
Суммарная поверх-
ность испарителя в м*
о.93
5.14
5.14
5,14
2,11
7,23
4*47
4,47
6,85
Коэфициент
теплопередачи
отнесённый
К nOHtpXHOCTH
наружной
кнар
9.8
3,9
3,3
2,45
2,92
4,63
3,9.
3,9
внутрен-
ней
внутр
II,О
14,6
25,°
21,2
15,7
Si
10,2
43,2
39,°
29,5
Расположение испарителя
Под средней полкой
То же
В верхней части прилавка
^ задней стены (поставлен на
узку.о сторону)
У задней стены (в бункере)
В верхней части прилавча
Мод потолком
Под поголком
В верхней части прилавка
У задней стет.! (в бункере)
Под потолком
* Прилавки.
•* Шкафы, камеры.

670
ЭЛЕМЕНТЫ ХОЛОДИЛЬНЫХ МАШИН
[РАЗД.. IV
В малых аммиачных холодильных машинах
применяются конденсаторы с водяным охла-
ждением : противоточные и кожуховые.
Кожуховые конденсаторы современных
фреоновых малых машин выполняются, как
Фиг. 91. Прямоточный ребристый испаритель.
правило, с ребристыми трубами. Вместо пре-
дохранительных клапанов на конденсаторах
малых машин применяются пробки с отвер-
стиями, залитыми легкоплавким сплавом, тем-
пература плавления которого должна быть не
выше 100° С
собствуяповышениютеплоотдачи. В случае при-
менения в воздухоохладителях труб с плоскими
рёбрами рекомендуется производить отгибание
на них козырьков или насечек, турбулизиру-i
ющих поток воздуха; это улучшает теплоотдачу
на 15—200/0. :
; Пробные давления (гидравлическое и воз-
душное) для элементов малых машин такие
же, как для элементов промышленных холо-
дильных машин.
ЭЛЕМЕНТЫ АБСОРБЦИОННЫХ
ХОЛОДИЛЬНЫХ МАШИН *
Абсорберы
Абсорберы служат для поглощения слабым
водоаммиачным раствором паров аммиака, от-!
ходящих из испарителя; по своей конструкции
абсорберы подразделяются на горизонтальные
кожухотрубные, вертикальные кожухозмееви-
ковые, элементные и оросительные. Материалы
труб, кожуха и трубных решёток абсорберов
Лопладкобыи регцпир дентиль'
Фиг. 92. Ребристый испаритель для охлаждаемого шкафа.
Воздухоохладители малых машин
Для экономии внутреннего объёма охла-
ждаемого объекта применяются малые подвес-
ные воздухоохладители. Кратность циркуляции
Фиг. 93. Ребристая труба со спиральными рёбрами.
воздуха в охлаждаемых объектах не должна
быть высокой. В воздухоохладителях малых
машин часто применяют трубы со спиральными
рёбрами (фиг. 93); гофрированная поверхность
рёбер сильно турбулизирует поток воздуха, спо-
лрименяются те же, что и для аммиачных ис-
парителей.
В тепловых расчётах абсорберов принимают
следующие значения коэфициента теплоот-
дачи а от абсорбирующего пар раствора
к стенке: для кожухотрубных: абсорберов
180—220 ккал1м^час°С; для вертикальных
кожухозмеевиковьф двухтрубных и ороси-;
тельных — 500 KKaAJM2 час°С. I
Коэфициенты теплоотдачи от Стенки к воде
определяются по обычным формулам теории
теплопередачи (см. раздел „ Конденсаторы проч
мышленные"- а такает. 1-, книга 1, стр. 492);
Средняя логарифмическая разность температур!
раствора и воды принимается в пределах
8—1.5° С. Значения условных и пробных да-
влений для абсорберов не отличаются от их
значений, принятыхдляаммиачных испарителей.
Точна так же расчёты абсорберов на прочность
не отличаются от расчётов на прочность ам-
миачных испарителей сходных типов.
Горизонтальные кожухотрубные абсор-.
беры (фиг. 94) применяются в средних и круп-
ных абсорбционных машинах. Теплоперёдакн
* Здесь рассматриваются специфические элементы
абсорбционных машин, использующих в качестве холо--
дильного агента аммиак ив качестве растворителя (аб-;
сорбента) — воду. Испаритель и конденсаторы, а также
арматура абсорбционных машин не отличаются от при-
меняемых в компрессионных аммиачных холодильных
машинах. . •

гл. xv]
ЭЛЕМЕНТЫ АБСОРБЦИОННЫХ ХОЛОДИЛЬНЫХ МАШИН
671
щая поверхность одного абсорбера доходит
до 300 м2. Вес абсорбера на1 л*2 составляет
около 60 кг.
Слабый водоаммиачный раствор поступает
в абсорберы этого типа сверху (в распреде-
лительный коллектор) и стекает в межтрубное
орошающего змеевики раствора, а следова*
тельно, высокие коэфициенты теплопередачи.
Элементные абсорберы (фиг. 96), по кон-
струкции сходные с элементными конденсато-
рами, состоят из 1—4 секций, обычно по,
8—10 элементов в каждой. Межтрубные про-
Фиг. 94. Горизонтальный кожухотрубный абсорбер: / — распределительный коллектор горячего слабого рас-
твора; 2 — охлаждающие трубы; 3— крышки; 4 — кожух; 5 — трубные решётки; 6 — распределительный коллектор
паров аммиака; 7 — барботеры; 8 — выход охлаждённого крепкого раствора.
пространство; охлаждающая вода, отнимающая
теплоту абсорбции, протекает по трубам. Тор-
цевые части абсорбера закрыты крышками,
которые имеют внутренние перегородки. Пары
аммиака из испарителя входят снизу в кол-
лектор, соединённый с двумя барботерами.
Благодаря барботажу
происходит обогащение
раствора. По сливной
трубе охлаждённый креп-
кий раствор уходит из
нижней части абсорбера
к водоаммиачным насо-
сам. Абсорбер должен
быть заполнен раство-
ром приблизительно на
85% своей высоты.
Недостаток этого ти-
па абсорбера заклю-
чается в том, что интен-
сивный барботаж про-
исходит только в ниж-
ней части кожуха и зна-
чительная часть тепло-
передающей поверхно-
сти плохо используется
из-за слабого "движения
раствора. Известны ко-
жухотрубные абсорберы
равномерного орошения
Фиг. 95. Кожухозмее-
виковый абсорбер:1 —
распределительное
устройство для ороша
ющего раствора; 2 —
охлаждающие змее-
вики.
с устройствами для
труб раствором.
Кожухозмеевиковые абсорберы приме-
няются в малых и средних абсорбционных ма-
шинах (фиг. 95). Теплопередающая поверхность
одного аппарата этого типа доходит до 50 м\
Горячий слабый раствор поступает в распре-
делительное устройство, орошает змеевики и
стекает вниз, навстречу парам аммиака, вхо-
дящим в нижнюю часть кожуха. Кожухозмееви-
ковые абсорберы рекомендуется применять
только при чистой воде и наличии фильтров.
Преимуществом кожухозмеевиковых абсорбе-
ров являются повышенная скорость воды и
странства элементов соединяются между собой
вварными патрубками. Вода протекает по
внутренним трубам и коленам; охлаждаемый
раствор — в межтрубном пространстве элемен-
тов.
Пары Л«?_^ tt
Фиг. 96. Элементный абсорбер (верхние 6 элементов)
объединённый с теплообменником (нижние два элемента):
1 и 2 — вход и выход охлаждающей воды; 3 и 4 — вход
в теплообменник и выход из него холодного крепкого
раствора; 5 — вход горячего слабого раствора; 6 — выход
охлаждённого крепкого раствора; 7 и 8 — коллектор и
' распределители паров аммиака.
Пары аммиака и раствор, предварительно
перемешиваясь в отдельном от абсорбера
барботере-смесителе, направляются снизу
в межтрубное Пространство. Кроме того, пары
аммиака через коллектор 7 распределяются
по вертикальным распределителям 8, соеди-
нённым с нижней частью межтрубного про-
странства каждой трубы. Обогащенный! и
охлаждённый раствор выходит из верхнего
элемента абсорбера. Вверху все секции аппа-
рата присоединяются к общему ресиверу
крепкого раствора, откуда последний напра1-
вляется к водоаммиачным насосам. ;
Абсорберы часто конструктивно объеди-
няются с регенеративными теплообменниками
<в данной конструкции—нижние два элемента},
в трубы которых подаётся холодный крен-
кий раствор по пути от насоса в генератору.

672
ЭЛЕМЕНТЫ ХОЛОДИЛЬНЫХ МАШИН
[РАЗД. IV
Путь крепкого раствора таков: штуцер 6—на-
сос — штуцер 3.
Оросительные абсорберы по конструкции
сходны с оросительными конденсаторами.
Смесь паров аммиака и слабого раствора на-
правляетсяг в них также снизу вверх. Комби-
нирование оросительного абсорбера с гра-
дирней снижает расход свежей воды.
Генераторы
Генераторы служат для выпаривания креп-
кого водоаммиачного раствора. По конструкции
генераторы подразделяются на вертикальные
и горизонтальные кожухотрубные аппараты.
Материалы и размеры труб, кожухов, трубных
решёток и пр. в генераторах те же, что и
в аммиачных кожухотрубных конденсаторах.
В тепловых расчётах принимают следующие
значения коэфициента теплопередачи&при обо-
греве водяным паром: в горизонтальны х кожухо-
трубных генераторах—около бООккал/м^час °С;
в вертикальных генераторах — около 1000
ккал/м2 час 'С.
Условное и пробные давления для генера-
торов со стороны водоаммиачного раствора
Фиг. 97. Горизонтальный ко;кухотрубный генератор, обо-
греваемый дымовыми газами: 1 и 2 — вход и выход газов;
3 — вход холодного крепкого ряствора; 4 — выход горя-
чего слабого раствора; 5—тарельчатый форректифика-
тор; 6 — насадка из колец Рашига.
не отличаются от их значений, принятых для
аммиачных конденсаторов. Точно так же рас-
чёты генераторов на прочность не отличаются
от расчётов на прочность сходных типов
аммиачных конденсаторов.
Горизонтальные кожухотрубные генера-
торы. Генератор этого типа с обогревом
дымовыми газами изображён на фиг. 97.
Горячие газы проходят по внутренним трубам;
холодный, крепкий раствор поступает сверху
в ректификационную колонну (форректифика-
тор), а затем в межтрубное пространство
генератора; горячий, обеднённый раствор от-
водится снизу,
Форректификаторы выполняются обычно
с тарельчатой насадкой. Ректификация дости-
гается прохождением паров через слой
жидкости. Кольца Рашига, помещённые над
форректификатором, служат для материального
и теплового обмена между восходящей смесью
паров аммиака и воды и стекающей из отдельно
расположенного ректификатора флегмой.
Вертикальные кожухотрубные генера-
торы. Одна из конструкций этого аппарата
(с паровым обогревом) приведена на фиг. 98.
Собственно генератор состоит из вертикальных
труб 4, по внутренней поверхности которых
стекает плёнкой кипящий крепкий раствор.
Насадка из колец Рашига является форректи-
фикатором.
Ректификаторы
Ректификаторы с охлаждающими трубами
устанавливаются после форректификаторов.
В качестве охлаждающей среды в ректифика-
торах используют воду или холодный крепкий
раствор. Концентрация уходящих в кон-
денсатор паров обычно доводится до
_ кг аммиака
и.УУо .
кг смеси
Ректификаторы выполняются кожухозмееви-
ковыми либо двухтрубными. В тепловых рас-
чётах принимают следующие средние значе-
ния коэфициентов ,
теплопередачи: ректи- W
фикаторы кожухо-
змеевикового типа —
около 150 — 200
ккал/м2 час °С; ректи-
фикаторы двухтруб-
ного типа — 350-400
ккал/ м*чис °С.
Иногда ректифика-
торы размещаются в
верхней части верти-
кального кожухотруб-
ного генератора.
Смесь паров воды и
аммиака после фор-
ректификатора 2
(фиг. 98) поступает
в пространство между
трубами змеевика, где
частично конденси-
руется. Флегма сте-
кает по поверхности
змеевика, а также по
тарелкам и, соприка-
саясь с поднимаю-
щимися парами, рек-
тифицирует их. Кроме
ф
41-
Фиг. 98. Вертикальный ко-
жухотрубный генератор,
обогреваемый паром:
/ — вход холодного креп-
кого раствора; 2 — форрек-
тификатор в виде насадки
из колец Рашига; 3 — рас-
пределительные колпачки;
4 — вертикальные трубы;
5—приёмник слабого рас-
твора; 6 — выход слабого
раствора; 7 — тарельчатый
ректификатор.
ректификаторов рас-
смотренных типов,
применяются также
оросительные ректи-
фикаторы с проме-
жуточным отводом
флегмы (охлаждаемые орошающей трубы во-
дой) и тарельчатые ректификаторы. В ректи-
фикаторах последнего типа по тарелкам
стекает жидкий аммиак, ответвляемый из кон-
денсатора, расположенного выше ректифика-
тора; сквозь тарелки, вверх, поднимается смесь
паров, отводимая из генератора.
Теплообменники
Теплообменники выполняются: двухтруб-
ными— для малых и средних машин и элемент-
ными или кожухогрубными — для крупных
машин. В двухтрубных теплообменниках по
внутренним трубам циркулирует слабый,
охлаждающийся, а в межтрубном простран-
стве—крепкий, нагревающийся раствор. Значе-
ния коэфициентов теплопередачи k принимают
равными: в кожухотрубных теплообменниках
около 250 ккал\мг час °С; в двухтрубных —
или элементных теплообменниках — около
800 ккал\мъ час °С.

гл. xvi
ВСПОМОГАТЕЛЬНЫЕ АППАРАТЫ ХОЛОДИЛЬНЫХ МАШИН
673
Насосы
Насосы служат для перекачки водоаммиач-
ного раствора из абсорбера в генератор и для
поднятия давления раствора от давления ки-
пения ро до давления конденсации рк. Насосы
перекачивают крепкий раствор, находящийся
в состоянии, близком к насыщению, поэтому
понижение давления на стороне всасывания
ниже давления насыщения недопустимо. По-
тери давления в клапанах (на создание ско-
ростного напора и пр.) могут компенсироваться
только весом столба жидкости на всасываю-
щей стороне и должны быть по возможности
малыми. Конструкции применяемых насосов
(поршневых, центробежных и ротационных)
должны удовлетворять требованиям, предъ-
являемым к насосам для перекачки кипящих
жидкостей. Кроме того, в насосах должно быть
предусмотрено наличие надёжного сальнико-
вого уплотнения и приспособления для отвода
паров, могущих образоваться при вскипании
раствора во всасывающей полости насоса. При
конструировании насосов следует учесть также
недопустимость изготовления деталей насоса
из металлов, вступающих в соединение с рас-
твором.
ВСПОМОГАТЕЛЬНЫЕ АППАРАТЫ
ХОЛОДИЛЬНЫХ МАШИН
Переохладители
Переохладители служат для понижения
температуры сжиженного холодильного агента
на его пути к регулирующему вентилю. При-
менение переохладителей целесообразно: при
конденсаторах со свободным стоком сжижен-
ного агента (кожухотрубные и др.); в случае
охлаждения конденсатора относительно тёплой
водой, при наличии небольшого количества
воды низкой температуры (артезианской).
Переохладители жидкого аммиака
выполняются из двойных труб наружным диа-
метром 38 и 57 мм и длиной 5 м (фиг. 99).
Трубы собираются в плоские секции по
8—16 двойных труб в каждой. Вода протекает
по внутренней трубе, аммиак — в кольцевом
пространстве, противотоком. Вес переохлади-
телей этого типа составляет 90—ЮЭ кг на
1 м2 их поверхности.
Температура агента при выходе из пере-
охладителя обычно на 2—3° С выше темпера-
туры поступающей воды. Тепловая нагрузка
переохладителя равна
/ /\-0,054 :
Л( —J яа 600. Гидравлический диаметр
кольцевого сечения равен
агидр — d .
где D—внутренний диаметр внешней трубы;
d — наружный диаметр внутренней трубы.
Если число Рейнольдса лежит в пределах
3000—10000, в формулу Крауссольда следует
-Шод. линия
аммиака
Фиг. 99. Переохладйтель жидкого аммиака.
ввести поправочный коэфициент ф (фиг. 39).
Формула для определения коэфициента те-
плоотдачи от стенки к воде приведена
выше. Тепловое сопротивление загрязнений
5
5
гг- можно
принимать в аммиачных пере-
охладителях равным 1,0 • 10—3 м2 час°С/ккал.
Коэфициенты теплоотдачи k для аммиачных
Qnep =
а ккал/час,
где Д/а — изменение теплосодержания агента
в переохладителе в ккал/кг.
Коэфициент теплоотдачи от агента к
стенке подсчитывается по преобразованной
формуле Крауссольда
щ
V/
у
/'
'/,
У
V
„—
„
т
low
80Ц
uoo
200
— —
ьг/ч
-—*
*т —
— ¦¦
ас ^
.—-
,——
.-——
— —
.—¦
——¦
——•
.. ¦
—-
.- —
-0,054
d
,0,2
гидр
ккал:м- час0 С.
Для аммиака (при температуре -f25°C)
/ I \-0,054
.4 f — J ss 1800, для фреона,- 12 —
43 Том 12
600
500
400
300
500 W00 2000 3000
Фиг. 100. Значение коэфициентов теплопередачи ft
в аммиачных переохладителях; количества аммиака и воды
отнесены к одной секции.
переохладителей из двойных труб приведены
на фиг. 100.
Переохладители жидкого фреона приме-'
няются лишь в крупных промышленных хо-
лодильных установках; в машинах малой и
средней производительности применяются
теплообменники, в которых переохлаждение

674
ЭЛЕМЕНТЫ ХОЛОДИЛЬНЫХ МАШИН
[РАЗД. IV
достигается за счёт перегрева всасываемого
пара (см. гл. ХШ .Рабочие процессы холодиль-
ных машин").
В переохладителях-теплообменниках жидкий
фреон протекает внутри ребристой трубы,
которая вставляется с зазором в трубу, слу-
жащую кожухом. В кольцевом пространстве
вдоль кожуха протекает всасываемый пар
фреона. В теплообменниках обычно приме-
няются ребристые трубы с поперечными круг-
лыми рёбрами высотой 5—10 лш; присутствие
поперечных рёбер вызывает значительное со-
противление протеканию пара.
Для предварительных расчётов теплооб-
менников ориентировочно применяются: коэ-
фициент теплопередачи k в пределах 40—
80 ккал\час"С на 1 м2 наружной поверхности
ребристой трубы; потери напора йр — до
0,2 кг/см2 для теплообменника длиной 0,5 м
в зависимости от размера зазора [21].
Конструкции переохладителей многооб-
разны.
Ресиверы
В холодильных установках встречаются
ресиверы двух типов.
1. Ресиверы, служащие для компенсации
различия в заполнении испарителей жидкостью
при изменении теплопритока. Емкость реси-
веров этого типа равна */3—!/2 часового ко-
личества циркулирующего агента. Ресиверы
первого типа обычно являются частью кон-
денсатора; в случае применения вертикальных
кожухотрубных конденсаторов ресивер уста-
навливается рядом с ними.
2. Ресиверы, представляющие собой за-
пасный сосуд с объёмом, достаточным для
приёма жидкого агента из наиболее ёмкой
части установки в случае её осмотра или ре-
монта. Ресиверы вюрого типа применяются
в установках с разветвлённой системой трубо-
проводов и большим, количеством испари-
телей.
Ресиверы снабжаются штуцерами для
входа и выхода агента, указателем уровня
жидкости, штуцерами для предохранительного
клапана, выпуска масла (в аммиачных реси-
верах), уравнительной линии и выпуска воз-
духа. В аммиачн» х ресиверах диаметр пре-
дохранительного клапана должен быть не ме-
нее 19 мм. Емкость ресиверов второго типа
для жидкого аммиака доходит до 3,5 >и3.
Маслоотделители
Маслоотделители устанавливаются перед
конденсатором и служат для улавливания
масла, унбсимого из компрессора в нагнета-
тельную линию. Отделение масла от пара прэ-
исходит при резком изменение скорости и
направления потока. Иногда в маслоотдели-
тели помещают насадку из колец Рашига или
из металлической стрижки, к поверхности ко-
торых прилипает масло, уносимое агентом.
В маслоотделители аммиачных машин
принято вводить пар, придавая ему движение
вниз по спирали (фиг. 701). Диаметр корпуса
маслоотделителя выпошяется в 3,5-ft,*) раз
большим диаметра трубопровода; длина кор-
пуса - в 3 -4,5 раза больше его диаметра.
Маслоотделители диаметром до 300 мм под-
вешиваются на стене; большие модели масло-
отделителей устанавливаются на полу. Хоро-
шие результаты дают маслоотделители ам-
миачных машин, в которых нагнетаемый пар
барботирует сквозь слой жидкого аммиака.
Маслоотделители этого типа устанавливаются
на урозне ресивера и сообщаются с ним
уравнительной жидкостной линией.
Автоматизированный перепуск масла из
маслоотделителя в картер компрессора до-
пускается лишь при безукоризненной чистоте
компрессора и трубопроводов (фиг. 102).
В аммиачных машинах общего назначения
масло после выпуска из маслоотделителя
должно отстаиваться и фильтроваться. Во
фреоновых машинах
общего назначения
избегают устанавли-
вать маслоотделители,
обеспечивая цирку-
ляцию масла с аген-
том через испаритель.
В низкотемператур-
ных фреоновых холо-
дильных машинах
применение маслоот-
делителей необходи-
мо. Водяное охлажде-
Выход аммиака
1L
Вход
аммиака
Фиг. 101. Маслоотделитель Фяг. 102. Маслоотделитель
аммиачной холодильной автоматизированной холо-
машины. дильной машины.
ние корпуса маслоотделителя улучшает отде-
ление масла, но усложняет установку.
Веса аммиачных маслоотделителей в за-
висимости от диаметра нагнетательного трубо-
провода приведены на фиг. 106 (кривая 2).
Маслособиратели
В аммиачных машинах — для уменьшения
потерь аммиака и улучшения условий работы
обслуживающего персонала — масло лл масло-
отделителя перепускается в обогреваемый
маслогобиратель, находящийся под даванием
всасывания. Для обогрева маслособирателя
применяют водяную рубашку. Исларлющийся
при снижении давления и подогрева масла

ГЛ. XV]
ВСПОМОГАТЕЛЬНЫЕ АППАРАТЫ ХОЛОДИЛЬНЫХ МАШИН
675
В конденсатор
$т компрессора
Во всасывающую
линию
аммиак отводится во всасывающую линию
компрессора. Маслособиратели снабжаются
манометрами и устанавливаются на полу ма-
шинного зала (фиг. 103).
Отделители жидкости
Отделители жидкости (паросушители) слу-
жат для улавливания капель жидкого агента,
уносимого из испари-
теля. Отделение ка-
пель происходит при
резком изменении на-
правления и скоро-
сти пара. Отделители
жидкости устанавли-
ваются на всасываю-
щей линии у испари-
телей.
Наиболее распро-
странённые типы ам-
миачных отделителей
жидкости приведены
на фиг. 104.
Диаметр корпуса
отделителя в 4—6 раз
превышает диаметр
всасывающего трубо-
провода.
Высота корпуса
отделителя превышает его диаметр в 2,5—3,5
раза.
Чтобы предупредить проникновение в испа-
ритель пара, образовавшегося при дроссели-
ровании, подвод агента от регулирующего
вентиля производится часто в отделитель
жидкости. При этом жидкий агент стекает из
Фиг. 103. Схема установки
маслособирателя.
Спуск
масла
К испарителю К испарителю
Фиг. 104. Отделители жидкого аммиака.
отделителя в испаритель. Диаметр спускной
трубы (от отделителя к испарителю) де-
лается вявое большим диаметра питающей
трубы (от регулирующего вентиля к испари-
телю).
Отделители жидкости снабжлотся дистан-
ционными указателями уровня жидкости в них,
а в аммиачных машинах, кроме того, вен-
тилем для выпуска масла (фиг. 105).
Веса отделителей жидкого аммиака в за-
висимости от диаметра трубопровода при-
ведены па фиг. 106 (кривая 1).
Теоретические расчёты отделителей жидко-
сти [16] не имеют пока распространения в хо-
лодильном машиностроении.
Промежуточные сосуды
Промежуточные сосуды, находящиеся
между ступенями многоступенчатых компрес-
соров, одновременно являются: промежуточ-
ными охладителями пара, нагнетаемого пре-
дыдущей ступенью; газовыми ресиверами,
смягчающими неравномерность нагнетания
пара предыдущей и всасывания пара после-
дующей ступенями компрессора; ресиверами
жидкого агента. Полное промежуточное охла-
ждение нагнетаемого пара (до состояния
насыщения) обеспечивается барботажем пара
в промежуточном сосуде сквозь жидкий агент.
Промежуточные сосуды рекомендуется вы-
полнять в виде двух расположенных друг над
другом отсеков (фиг. 107) [8]. . Пар, нагнета-
емый цилиндром низкого давления (ц. н. д>),
подаётся в верхний отсек под уровень агента
и после охлаждения до состояния насыщения
отсасывается цилиндром высокого давления
(ц. в. д.). Жидкий агент, идущий от кон-
денсатора, дроссели-
руется В ПОПЛаВКОВОМ * В компресса)!
регулирующем венти-
ле {ПИВ) непроход-
ного типа и заполняет
нижний отсек, в кото-
ром происходит отде-
ление пара от жид-
кости и дополнитель-
ное осаждение масла.
Основная часть жид-
кого агента напра-
вляется из нижнего
отсека в испаритель;
в верхний отсек отво-
дится пар и часть жид-
кости, компенсирую-
щая в нём испарение.
Масло, унесённое из
цилиндра низкого да-
вления, остаётся в
верхнем отсеке и вы-
пускается по останов-
ке машины.
Вертикальная ско-
рость пара в проме-
жуточных сосудах
должна быть порядка
0,5 MJceK, а скорость
пара в барботажной
решётке — порядка
5 м/сек. Объём паро-
вого пространства в
сосудах выбирается в соответствии: с объ-
ёмом цилиндров обеих ступеней; с порядком
ходов нагнетания цилиндра низкого давления
и ходов всасывания цилиндра высокого давле-
ния. Высота уровня жидкости над барботаж-
ной решёткой должна быть порядка 150—
200 мм.
Контроль работы промежуточного сосуда
производится с помощью указателя уровня
жидкости в верхнем отсеке.
Фиг. 105. Схема установки
отделителя жидкого ам-
миака. -

676
ЭЛЕМЕНТЫ ХОЛОДИЛЬНЫХ МАШИН.
[РАЗД. IV
Промежуточные сосуды, служащие для
осуществления первого варианта схемы двух-
ступенчатой машины (см. главу „Рабочие
процессы холодильных машин", фиг. 9), не
имеют поперечной перегородки и содержат
кг
600
'ЮО
200Ц !
100
80
60
20
-
Щ |__ ^
г
j
i 1 ! !
давление агента понижается (от рь до Pq\
причём давление газов соответственно повы-
шается (от Ргаз^Р — Pk ДО Р—РоК за счёт
непрерывного притока смеси из конденсатора.
Обогащенная газами смесь выпускается в атмо-
сферу (в аммиачных машинах под уровень
воды), а сжиженный агент снова испяряется,
охлаждая новую порцию смеси пара и газов
(фиг. 108). Испаренный агент отводится во
всасывающую линию компрессора.
Конструктивное выполнение воздухоотде-
лителей различно. Наиболее эффективными
РесиЪвр
Выпуск гсГза
32 38 50 65 76 ЮО 125 150
Фиг. 106. Веса отделителей жидкого аммиака и маслоот-
делителей в зависимости от диаметров трубопроводов:
; — отделители жидкого аммиака; 2 - маслоотделители.
в нижней части змеевик, в котором проис-
ходит переохлаждение жидкости, протекаю-
щей к испарителю. В этой схеме применяется
поплавковый регулирующий вентиль малых
Во всасывающую линию
Фиг, 108. Схема установки воздухоотделителя.
В испарипте/гопутв
,-, систему
Дммиочно-воздушная смесь от конден-
саторо или ресивера ~"
•йистаиционный
указатель
уробня
Спуск масле
Спуск масла
Фиг. 107. Схема промежуточного сосуда, состоящего из
двух отсеков.
размеров, так как через него протекает лишь
часть жидкости, компенсирующая испарение
в сосуде.
Воздухоотделители
Воздухоотделители служат для удаления
из конденсатора (ресивера), в котором под-
держивается давление р — Рк + Ргаз> смеси
пара- агента с газами, не сжижаемыми в кон-
денсаторе (воздух, продукты диссоциации
агентов,- низкокипящие примеси к плохо очи-
щенному агенту). В воздухоотделителе эта
смесь охлаждается (от tk до *0) и парциальное
Фиг. 109. Схема воздухоотделителя системы ишк. Кобу-
лашвили: 1 — ввод аммиачно-воздушной смеси; 2 — регу-
лирующий вентиль; 3 — запорный вентиль; 4 — выпуск
неконденсирующихся газов.
являются воздухоотделители системы инж. Ко-
булашвили [7], в которых смесь пара и газов
пропускается по узкому кольцевому простран-
ству, охлаждаемому с обеих сторон агентом
(фиг. 109). По внутренней трубе воздухо-
отделителя протекаеу основной поток дроссе-
лированного агента на пути от регулирующего
вентиля к испарителю. Сжиженный из смеси
пара и газов аммиак перепускается во вну-
треннюю трубу и присоединяется к основному
потоку агента.
Воздухоотделитель должен работать в
установке непрерывно, если непрерывно проис-
ходит подсасывание воздуха из атмосферы
на стороне низкого давления. На фиг. ПО
представлен автоматический воздухоохлади-
тель [15].
ТРУБОПРОВОДЫ И АРМАТУРА
Выбор диаметров трубопроводов
При выборе диаметра трубопровода сле-
дует стремиться обеспечить одновременно
низкую его стоимость и малую потерю на*
пора. Практика [17] выработала определён-

ГЛ, XV]
ТРУБОПРОВОДЫ И АРМАТУРА
677
ную зависимость между внутренним диаметром
аммиачных и фреоновых магистралей и холодо-
ттроизводительностью машины (фиг. 111—114).
Всасыдак
~4=
y^j
/s У.
s У s j
' /' У
?Cl2
щие лиши
=-f8°C
¦s
fa
У У У
%
х У
у
ф
У
/
У У
''А
!
У
>
У
/
У\
/
у4^у
w
s
' 'л
У'У
Фиг. ПО. Автоматический воздухоотделитель: / — ввод
смеси пара и газов; 2 - охлаждающая рубашка; 3 — по-
плавок, управляющий выпуском сконденсированного
агента; 4 поплавок, управляющий выпуском неконден-
сирующихся газов; 5 - отвод пара во всасывающую
линию.
При определении расчётной длины трубопро-
вода местные сопротивления заменяются экви-
валентной длиной прямой трубы. Магистрали
10000
50 60 70 80 90/00
Фиг.
111. Выбор диаметров аммиачных трубопроводов при длине маги-
стралей до 30 м.
длиннее 30 м должны быть большего диа-
метра, чем указано на фиг. 111 и ПЗ, чтобы
общая потеря напора не превосходила значе-
ний, положенных в основу при построении
этих фигур.
В аммиачных всасывающих магистралях
принимают следующие потери напора на
длине в 1 пог. м: 5 мм вод. ст. при fo =
= — 30° С; 10 мм вод. ст. при t0— —• !5° С;
20 мм вод ст. при to=-\-O°C (т. е. около
0,05% от давления р0 кг/см2). В нагнетатель-
ных магистралях допускают потерю 'налора
на 1 пог. м в 20 мм вод. ст., т. е. около
0,02% от давления /?#.
Во фреоновых всасывающих магистралях
допускают потерю напора на длине в 1 пог. Mi
25—40 мм вод. ст. при /0 = - 20° ч- ^ 5° С;
40—60 мм вод. ст. при *0 = — 5° ч-4 Ю° С
(т. е. около 0,15% от величины р0 щ\см^).
Скорость пара wa во фреоновых всасывающих
Ш
200
"^ 60
iS 40
I 20
: 0 30 АО 50 60 70 80 90W 150 d мн
Фиг. 112. Выбор диаметров всасывающих Фреоновых
трубопроводов в зависимости от допускаемой потери
напора. ¦' '.• ¦.' ¦¦ ¦:.
магистралях может также выбираться в зави-
симости от расчётной температуры кипения
(фиг. 115) [25]. :
При определении допускаемой потери на-
пора в жидкостных магистралях (включая
вес столба жидкости,если кон-
денсатор расположён ни>ке ре-
гулирующего вентиля) следует
учитывать, что давление у ре-
гулирующего вентиля не|долж-
но быть ниже давления насы-
щения при температуре пере-
охлаждения агента tu.
При наличии на магистрали
быстродействующих запорных
вентилей скорость жидкого
агента не должна превышать
1,0 м/сек.
Запорные вентили
Аммиачные запорные вен-
тили. Вентили малых прохо-
дов F, 10 и 15 мм) — углоаые
и проходные — выполняются
стальными, коваными; кониче-
ский конец шпинделя служит
клапаном, запирающим вентиль.
Присоединение трубопрово-
дов — ниппельное, с накидной
гайкой (фиг. 116). Нижняя цап-
ка углового вентиля часто приспосабливается
для ввёртывания в корпусы аппаратов. Иногда
клапан отделяется от шпинделя и укрепляется
на нём с зазором для компенсации неточно-
стей корпуса. Малые вентили на маслопрово-
дах картера компрессора монтируются в кор-
пусе масляного насоса или фильтра (фиг. 117).
150 d мм

678
ЭЛЕМЕНТЫ ХОЛОДИЛЬНЫХ МАШИН
[РАЗД . IV
50 40 50 60 70 8090100 dnu „
Фиг, ИЗ. Выбор диаметров нагнетательных фреоно-
вых трубопроводов при длине магистралей до 30 м.
Фиг. 117. Аммиачный за- Фиг. 118. Аммиачный за-
порный вентиль, вмонтиро- порный вентиль диаме-
ванный в корпус.
тром 80 мм.
Фиг. 114. Выбор диаметров жидкостных Фреоновых
трубопроводов в зависимости от допускаемой по-
тери напора.
Щ
1
CF2CI2
Всасывающие линии
1
I
!
к
-30
-20
Фиг. 115. Рекомендуемые скорости паря и>в во
всасывающих фреоновых трубопроводах.
Л_
Фиг- 116. Малый аммиачный запорный вентиль.
Фиг. 119. Ясасыва-
юшнй кентиль ма-
лого фреонового
компрессора.
Фиг. 120. Фреоновый запорный
вентиль с сильфонным уплотне-
нием.

ГЛ. XVI
ТРУБОПРОВОДЫ И АРМАТУРА
679
Вентили больших проходов (от 20 мм и
выше) выполняются с чугунными корпусами
(фиг. 118). Клапаны этих вентилей свободно
сидят на шпинделях; уплотнительные поверх-
ности на клапанах заливаются мягкими спла-
вами; направляющих клапанов в седле не раз-
мещают. Вентили больших проходов снабжа-
ются «обратным седлом": при полном откры-
тии клапан (или шпиндель) плотно прижи-
мается к крышке корпуса, давая возможность
осмотра сальника во время работы.
Шпиндели всех вентилей шлифуются. На-
мерзающий на шпинделе открытого вентиля
лёд нарушает при закрывании вентиля плот-
ность сальника. Поэтому участок шпинделя,
прилегающий к сальнику, должен быть защи-
щен от соприкосновения с воздухом и от
обмерзания колпачком с густой смазкой (та-
вот, вазелин).
Собранные вентили испытываются на плот-
ность запирания воздухом под давлением
25 кг/слР.
Фреоновые запорные вентили.
Отличительными особенностями фре-
оновых вентилей являются: примене-
ние бессальниковых мембранных и
сильфонных уплотнений шпинделя в
часто открываемых вентилях; при-
менение колпачков, покрывающих
шпиндель (при отсутствии махо-
вичка), в простых сальниковых вен-
тилях автоматизированных машин;
применение материалов повышенной
плотности для корпусов вентилей;
пониженные местные сопротивления
и потеря напора. Запорные вентили
малых диаметров состоят обычно из
унифицированных деталей (фиг. 119).
Вентили близких проходов отлича-
ются лишь фитингами. Устройство
седла во ввёртываемом фитинге
требует для обеспечения соосности
седла и шпинделя высокой точно-
сти изготовления. Часть шпинделя, находя-
щаяся в сальнике, полируется. Набивку саль-
ника составляет смесь асбеста с графитом;
применение смазочных масел для пропитыва-
ния набивки недопустимо.
На фиг. 119 изображён запорный вентиль
малого компрессора, крепящийся к цилиндро-
вому блоку плоским фланцем. При работе
компрессора шпиндель находится в среднем
положении; боковой штуцер служит для от-
вода к прессостату или манометру.
Запорный вентиль с сильфонным уплот-
нением изображён на фиг. 120. Клапан вен-
тиля связан с сильфоном, второй конец кото-
рого плотно прижат накидной гайкой к кор-
пусу вентиля. Отсутствие трения в сальнике
обеспечивает лёгкий ход шпинделя при аб-
солютной плотности уплотнения. В мембран-
ных вентилях (фиг. 121) клапан поднимается
от селла пружиной. Для увеличения про-
гиба часто применяют гофрированные мем-
браны.
Ручные регулирующие вентили
Назначение регулирующего вентиля —по-
гашение разности давлений рк — р0 и пропуск
в испаритель жидкого агента в количестве,
соответствующем испарившемуся. Проходное
сечение регулирующего вентиля при нормаль-
ной работе должно быть в 10—15 раз меньше
сечения жидкостного трубопровода.
Основными особенностями конструкции
ручного регулирующего вентиля являются:
мелкая резьба на шпинделе; большой ход шпин-
деля; специальная форма клапана, обеспечи-
вающая постепенное увеличение проходного
сечения при его подъёме. При малых откры-
тиях вентиля особенно важно плавное изме-
нение его проходного сечения.
Конструкция малых регулирующих венти-
лей для линий с условным диаметром яоМЬмм
включительно сходна с конструкциями малых
запорных вентилей, за исключением конуса
шпинделя, который
выполняется с
меньшим углом при
вершине. В боль-
ших регулирую-
щих вентилях для
л
Фиг. 121
вентиль
. Фреоновый запорный Фиг. 122. Аммиачный ручной
с мембранным уплотне- регулирующий вентиль,
нием.
обеспечения плавности и точности регулиро-
вания цилиндрический конец шпинделя, вхо-
дящий в седло, имеет наклонные осевые про-
рези (фиг. 122).
Фильтры
Аммиачные фильтры. Газовые фильтры
(грязеуловители) устанавливаются на всасы-
вающей линии компрессора (фиг. 123). Назна-
чение фильтров — защита компрессора от
загрязнений (окалина, песок и т. п.).
На жидкостных линиях фильтры служат
для защиты регулирующих вентилей от засо-
рения. Фильтры имеют мелкую стальную сетку
(двойную). Стальные сетки фильтров должны
периодически очищаться.
Фреоновые фильтры. Автоматизирован-
ная работа холодильной машины немыслима
при наличии грязи в системе. Поэтому необ-
ходимо весьма тщательно очищать выпускае-
мые компрессоры, аппараты,арматуру и трубы ч
(медные), а также транспортировать их с
наглухо закрытыми присоединительными от-
верстиями. Одна из причин широкого при-
менения медных труб и арматуры из мед-
ных сплавов заключается в возможности
получения их с завода-изготовителя безуко-
ризненно очищенными. В малых холодиль-
ных машинах газовые фильтры, как правило,
не применяются. В средних и крупных холо-

680
ЭЛЕМЕНТЫ ХОЛОДМЛЬНЫХ МАШИН
[РАЗД. IV
дильных машинах, в которых неизбежно при-
менение стальных труб, устанавливают грязе-
уловители с мелкой медной или латунной сет-
Фиг. 123. Аммиачный грязеуловитель.
кой (фиг. 124). В жидкостных фильтрах для
проходов 15—80 мм следует применять сетки
поверхностью от 150 до 1100 см?. В каче-
Фйг. 124. Фреоновый грязе-
уловитель.
стве фильтрующих поверхностей применяют
асбестовые и тонкие шерстяные ткани, а так-
же пористые металлокерамиче-
ские материалы (см. т. 4, стр. 265).
может помещаться в систему лишь на корот-
кое время, непосредственно после монтажа или
ремонта.
Окись кал ь ц и я (СаО). Этот осушитель
также не должен оставаться в системе на про-
должительное время.
Фильтрующие прокладки
Фиг. 125. Дегидратор для малой холодильной машины,
Трубные соединения
Типы трубных соединений. Из неразъём-
ных трубных соединений наиболее распростра-
нёнными являются сварные (для стальных
труб) и паяные (для медных труб). Из
разъёмных соединений чаще всего приме-
няются: фланцевые (с фланцами, приваренными
к трубам) и ниппельные — для стальных труб;
соединения с развальцовкой — для отожжён-
ных медных труб. Фланцы применяются для
трубопроводов с условным диаметром 15 мм
и выше; ниппельные соединения и соедине-
ния с развальцовкой применяются для трубо-
проводов с условным диаметром от 6 до 20 м «
включительно.
Фланцы. Присоединительные размеры
фланцев для холодильных агентов в разных
странах и у разных заводов различны. В
СССР в предвоенные годы завод „Компрес-
сор" перешёл на фланцы с присоединитель-
ными размерами по ОСТ 748. После Отече-
ственной войны осуществляется переход на
фланцы для русл — 2,5; 16; 25 и 40 кг\см^ с
присоединительными размерами по ГОСТ
1234-41. Однако в отличие от ГОСТ уплотняю-
щие поверхности во фланцах холоди.: ьных
Дегидраторы
Область применения дегидра-
торов — фреоновые машины с тру-
бопроводами, монтируемыми на
месте установки. Дегидраторы по-
мещаются (временно или посто-
янно) на жидкостной линии с
целью поглощения влаги, про-
никшей в систему во время мон-
тажа. Конструкция дегидратора для малой
холодильной машины приведена на фиг. 125.
В качестве осушителей применяют следую-
щие вещества:
Силикагёль (SiO2), поглощающий до
5О0/0 влаги от своего начального веса. Акти-
визация SiO2 производится нагревом с проду-
ванием воздуха. SiO2 может быть оставлен в
системе на продолжительное время.
Окись алюминия (А12О3); осушающие
свойства ALO3 сходны со свойствами силика-
геля.
Хлористый кальций (СаС12). При по-
глощении значительных количеств влаги СаС12
размягчается и разносится по системе. СаС12
Труба А изделию
руба к трубе
Фиг. 126. Ниппельные соединения стальных труб.
машин для Русл = 16 и 25 кг/см2 выполняются
с канавкой и выступом тех же размеров, что
и во фланцах для русл = 40 кг/см2. Фланцы
для pVCJl = 2,5 кг/см* не отличаются от приве-
дённых в ГОСТ 1234-41.
Материалом для прокладок в аммиачных
фланцах служит клингерит. Во фреоновых
фланцах следует применять прокладки, не
поддающиеся растворяющему действию фрео-
нов (не содержащие натурального каучука)
либо металлические.
Ниппельные соединения. Стальные трубы
малых диаметров обычно соединяют друг с
другом, а также с арматурой и с корпусами
аппаратов при помощи ниппелей, привари-

ГЛ. XV]
ТРУБОПРОВОДЫ И АРМАТУРА
681
ваемых к трубам, и накидных гаек (фиг. 126).
Штуцеры ввёртываются: в корпусы аммиач-
ных аппаратов — на цилиндрической резьбе,
с прокладкой; в корпусы фреоновых аппара-
тов — на конической трубной резьбе, без про-
кладки.
Соединения с развальцовкой. Медные
отожжённые трубы 1 малых диаметров соеди-
Фиг. 127, Соединения медных труб с развальцовкой.
няются друг с другом, с арматурой и корпу-
сами аппаратов 2 без помощи прокладок
(фиг. 127). Труба, развальцованная на конус с
углом 90°, непосредственно прижимается на-
кидной гайкой к штуцеру. Рассматриваемый
тип соединения сходен с трубными соедине-
ниями по ГОСТ 20062-33 для автотракторной
арматуры, за исключением фитингов, которые,
выполняясь из кованой латуни, должны быть
более прочными из-за высоких давлений аген-
тов и большой склонности их к утечкам. При
монтаже трубопроводов с отрицательными
температурами щель (при входе трубы в на-
кидную гайку) должна промазываться густым
маслом (вазелином) во избежание попадания
внутрь и замерзания влаги. Коническая
резьба штуцеров, ввёртываемых в арматуру,
промазывается глетом, смешанным с глице-
рином.
Условные и пробные давления
для трубопроводов и арматуры
Для арматуры и трубопроводов холодиль-
ных машин в соответствии с ГОСТ 356-43
установлены следующие условные наибольшие
рабочие и пробные давления в кг/см2 (табл. 17).
Таблица 17
Наименование
и группы агентов *
Агенты низких да-
влений
Агенты средних
давлений, кроме ам-
миака
Аммиак
Агенты высоких
давлений для ниж-
ней ветви каскада . .
%*
§5
2,5
16
25
4°
Наибольшее
рабочее да-
вление
2,5
i6
i6
40
Пробное
давление
водой
&гидр
5,о
25
4°
бо
возду-
хом
раоад
2,5
1б
25
4°
* Подразделения агентов по группам см. главу .Хо-
лодильные агенты и теплоносители-.
ЛИТЕРАТУРА И ИСТОЧНИКИ
1. Бадылькес И. С, „Холодил1ная промышлен-
ность" № 6, 1934.
2. Бадылькес И. С, .Холодильная промышлен-
ность" № 6, 1939.
3. Г о г о л и н А. А., Обратное охлаждение воды
в холодильных установках, Пищепромиздат, 1940.
4. Гоголин А. А. и Горбунов М. Ф., Испыта-
ния кожухотрубных испарителей, Всесоюзный научно-
исследовательский институт холодильной промышлен-
нзсти, рукопись, 1940.
5. Дегтярев Н. В., Гоголин А. А. и др., Кон-
диционирование воздуха, Госстройиздат, 1939.
6. Жаворонков Н. М., Гидравлические основы
скрубберного процесса и теплопередача в скрубберах,
.Советская наука", 1944.
7. Кобулашвили Ш. Н., „Холодильная промыш-
ленность' № 4, 1938.
8. Кобулашвили Ш. Н., .Холодильная промыш-
ленность" № 6, 1939.
9. К у т а т е л а д з е С. С, Теплопередача при измене-
нии агрегатного состояния, Машгиз, 1939.
10. Л а в р о в а В. В., Испытание испарителей Линде,
6НИХИ, рукопись, 1940.
П.Левин И. И., Ткачев А. Г., Розен-
фельд Л. М., Холодильные машины, Пищепромиз-
дат, 1939.
12. Me р кел ь Ф., .Холодильное дело* № 11—12, 1931.
13. Михеев М. А., Основы теплопередачи, Госэнерго-
издат, 1947.
14. Холодильное оборудование, каталог, Каталогоиздат,
193Э. -
15. Ц ы д з и к В. Е., Б а р м и н В. П., Вейнберг Б. С.»
Холодильные машины и аппараты, Машгиз, 1946.
16. Шелест А, Н„ Наросушители, Машгиз, 1943.
17. Air conditioning and refrigerating machinery associa-
tion. Equipment standards, Washington, 1941.
18. American society of refrigerating engineers, Codes and
standards, New-York, 194^.
19. С о 11 s 1 e у J. C.. «Refrig. Engineering", т. 35, № в
июнь, 1938.
-0. С г у d e r D. S. and Ci i 11 i 1 a n d E. R., „Refrig. Engi-
neering", т. 25, № 2, февраль, 1933.
21. К a t z D. L., HopeR.E., ь a t s k о S. C., „Refrig.
Engineering", т. 51, № 4, апрель 1946.
22. К a t z D. L., H о p e R. E.. DatskoS.C, „Refrig.
Engineering", т. 53, № 3 и 4, март и апрель, 1947.
23. К a t z D. L., В е a 11 у К. О., Chemical Eng. Progr.
№ 1. 1948.
24. М a j u r 1 G., „Zeitschr. f- d. ges. KiiHe-Industrie"
№ 2, 1934.
25. Refrigerating data book, American society of refrigera-
ting engineeis, New-York, издание 4 и 5, 1940 и 1942. ,

Глава XVI
ХОЛОДИЛЬНЫЕ АГРЕГАТЫ
ПОРШНЕВЫЕ ХОЛОДИЛЬНЫЕ
АГРЕГАТЫ
Применение агрегатированных элементов
холодильных машин гозволяет в значитель-
ной мере улучшить и упростить работу по
монтажу и обслуживанию холодильной уста-
новки. При выпуске агрегатированных машин
ряд операций (сборка трубопроводов, эвакуа-
ция воздуха и осушка холодильной машины,
наполнение её холодильным агентом и маслом
и др.) может быть выполнен более каче-
ственно на машиностроительном заводе, а не
на месте монтажа.
Известны различные типы агрегатов холо-
дильных машин: компрессорный агрегат; агре-
гат и система „компрессор—конденсатор";
комплексные холодильные агрегаты и системы.
Компрессорный агрегат состоит
из компрессора и двигателя, смонтированных
на жёсткой раме. Область применения ком-
мотор-компрессоры с автотракторными дви-
гателями (фиг. 2). Конструкции двигателя и
компрессора должны обеспечить компакт-
ность агрегата.
Агрегат .компрессор — конден-
сатор" включает в себя компрессор, двига-
тель, конденсатор и автоматические приборы,
смонтированные на общей раме. Применение
таких агрегатов, выпускаемых с производи-
тельностью до 100 0Э0—200 000 ккал/час, уни-
версальное.
Под холодопроизводительностью агрегата
„компрессор — конденсатор" понимается при-
рост теплосодержания агента вне агрегата,
на пути от жидкостного вентиля конденса-
тора до всасывающего вентиля компрессора.
Этот прирост несколько превышает тепловую
нагрузку испарителя.
Электродвигатели н число оборотов ком-
прессора рекомендуется подбирать с таким
расчётом, чтобы нагрузка двигателя была
близка к номинальной. Поэтому агрегаты,
а) б) в)
Фиг. 1. Схемы компрессорных агрегатов: а — непосредственное соединение электродвигателя с компрессором;
б — привод компрессора клиноремённой передачей; в — герметический компрессорный агрегат.
*фессорных агрегатов — передвижные (в том
числе судовые) установки, где трудно обеспе-
чить жёсткость фундамента. и установках
общего назначения агрегаты этого типа при-
меняются при наличии испарительного конден-
сатора, устанавливаемого вдали or компрес-
сора. Привод компрессора от стандартных
электродвигателей производится непосред-
ственным соединением (в крупных моделях)
или клиноремённой передачей (фиг. 1, а и б).
Часто применяются специальные короткоза-
мкнутые электродвигатели, состоящие изрото-
ра, надетого на конец вала компрессора, и ста-
тора, вмонтированного в герметически закры-
тый корпус компрессора (фиг. 1, в). Произво-
дительность герметических агрегатов доходит
до 300 000 ккал час.
На железнодорожном транспорте и в авто-
мобилях-рефрижераторах иногда применяются
включающие в себя одинаковые компрессоры
и предназначенные для различных темпера-
тур кипения, имеют либо различные числа
оборотов компрессоров, либо различные
электродвигатели. Агрегаты „компрессор-кон-
денсатор" целесообразно выпускать для трёх
диапазонов температур:ниже — 20° С, до—5°С
и выше —5е С.
Конструкция и компоновка элементов агре-
гата меняются в зависимости от его холодо-
производительностй. При двигателях мощ-
ностью до 3 л. с. в агрегатах применяются
конденсаторы из ребристых труб с воздуш-
ным охлаждением (фиг. 3, а). Конденсатор
окружается кожухом, направляющим поток
воздуха. Вентилятор укрепляется на валу дви-
гателя. Под станиной располагается ресивер,
наличие которого необходимо из-за малого
объёма конденсатора [1].

ГЛ. XVI]
ПОРШНЕВЫЕ ХОЛОДИЛЬНЫЕ АГРЕГАТЫ
683
Конденсаторы с водяным охлаждением
(противоточные из двойных труб, кожухо-
трубные и кожухозмеевиковые) применяются
при двигателях свыше 0,5 л. с. На фиг. 3, б
представлен агрегат с кожуховым конденса-
автоматически (с использованием веса двига-
теля или при помощи пружин). Наименьшие
размеры вентилей, объёмы конденсатора с
ресивером (со стороны агента) и первоначаль-
ная зарядка агентом приведены в табл. 1 [20].
Фиг. 2. Мотокомпрессорный агрегат с фреоновым V-образным компрессором, / — бензиновый двигатель;
2—фреоновый компрессор; 3 — шкив-маховик; 4 — сцепление вала компрессора с махокикоч; 5 — вентилятор,
усиливающий охлаждение конденсатора и компрессора; 6 —вентилятор, усиливающий охлаждение радиатора двигателя.
тором; последний обычно располагается под
компрессором. Противоточные конденсаторы
(фиг. 4), выполняемые из вставленных одна
в другую медных труб, свёрнутых в узкий
Фиг. 3. Схема агрегатов .компрессор —
конденсатор*: а — агрегат с конденсатором
из ребристых труб; 6 — агрегат с кожу-
ховым конденсатором.
змеевик, располагаются вдоль фронта агре-
гата или между компрессором и двигателем.
Ресивер при конденсаторах этого типа обяза-
телен.
Натяжение ремней в агрегатах, имеющих
двигатель мощностью до 2 л. с, производится
Судовые компрессоры должны иметь число
оборотов не выше 750 в минуту, чтобы осла-
бить износ подшипников от жироскопнческого
эффекта вращающихся деталей при качке
судна.
Оси компрессора и конденсатора в агре-
гатах для судовых холодильных установок
Фиг. 4. Агрегат .компрессор — конденсатор" с протнво-
точным конденсатором из двойных труб: / — компрессор;
2 — электродвигатель; 3 — конденсатор; 4 — прессистат-
маноконтроллер; 5 — водорегулятор.
должны быть параллельны и располагаться
вдоль оси судна (фиг. 5).
Система „компрессор —конден-
сат о р" (фиг. 6), сохраняя все преимущества
соответствующего агрегата, отличается от
него тем, что сборка системы производится
на месте монтажа. Область применения си-
стем — средние и крупные машины, транспор-

684
ХОЛОДИЛЬНЫЕ АГРЕГАТЫ
[РАЗД. IV
тировкз которых в собранном виде затрудни-
тельна.
К этому же типу агрегатов относятся вы-
пускаемые заводом „Компрессор" двухступен-
чатые системы различной производительности
и назначений, состоящие из двух компрессо-
ров (ступени н. д. и в. д.) электродвигателей,
Применение комплексных систем упрощает
управление, обслуживание и автоматизацию
холодильных установок
Фреоновые системы имеют дополнительное
достоинство — лёгкость обеспечения циркуля-
ции масла в каждой системе и возвращения
его в картеры компрессоров.
Таблица 1
Элементы агрегатов „компрессор — конденсатор" по стандарту CS/E 107 — 43 США
Наименование и параметры
элементов
Объём ресивера в л
Запас агента в кг .......
Диаметр всасывающего венти-
ля в дюймах . . .
Диаметр нагнетательного вен-
тиля в дюймах
Диаметр жидкостного вентиля
в дюймах
Мощность двигателя в л. с.
°,45
1,3
о,9
4,1
1,4
5,3
2,3
7,4
2,3
9,о
2,3
и,4
2,3
i6,4
2,3
13/я
промежуточных охладителей (промежуточных
сосудов) и других аппаратов.
Комплексные „холодильные
агрегаты" включают в себя весь цикл цир-
куляции агента. В виде герметических холо-
дильных машин они нашли широкое примсне-
При наличии нескольких систем в уста-
новке они связываются между собой общей
сетью трубопроводов теплоносителя; трубо-
проводы агента разных систем между собой
не соединяются.
Для упрощения трубопроводов в аммиач-
ных системах испаритель монтируется под
конденсатором. Во фреоновых системах — в
зависимости от схемы возврата масла в ком-
Фиг. 5* Судовой агрегат „компрессор — конденсатор': 1 — шестицилиндровый аммиачный
компрессор; 2 — электродвигатель; 3 — конденсатор; 4 — маслоотделитель.
ние в домашних холодильных шкафах и тому
подобных объектах. Компактность комплексных
агрегатов благоприятствует их применению в
судовых установках при рассольном охлажде-
нии трюмов.
Большое распространение получают также
агрегаты с двухступенчатыми компрессорами
и каскадные, монтируемые совместно с охла-
ждаемыми шкафами-камерами.
Комплексные „холодильные си-
стемы", собираемые на месте монтажа, при-
меняются в холодильных установках большой
производительности (фиг. 7).
прессор — кожухотрубный испаритель иногда
монтируется над конденсатором.
При агрегатировании малых машин и ма-
шин, предназначенных для кондиционирования
воздуха, следует уделять особое внимание
бесшумности их работы.
Производство агрегатированных холодиль-
ных машин представляет большие возмож-
ности для унификации составляющих их эле-
ментов. Так, одинаковым компрессорам при-
дают различные числа оборотов. В случае нет
обходимости удвоить производительность агре-
гата иногда применяют установку двух оди-

РЛ.
ТУРБОКОМПРЕССОРНЫЕ ХОЛОДИЛЬНЫЕ АГРЕГАТЫ
685
наковьх компрессоров при одоом двигателе
и одном конденсаторе. Для уменьшения числа
типоразмеров конденсаторов применяют уста-
новки двух одинаковых конденсаторов при
одном компрессоре. Отдельные элементы агре-
гатов (компрессоры, аппараты) могут приме-
няться для разных агентов. Унифицированные
герметические компрессорные агрегаты при-
меняются как элемент разнообразных ком-
Фиг, б. Фреоновая система „компрессор —
конденсатор*.
Фиг. 7. Комплексная холодильная система:
1 — компрессор; 2 — конденсатор; 3 — испаритель.
плексных холодильных агрегатов. Кроме того,
не исключается возможность унификации от-
дельных узлов компрессоров или аппаратов
в агрегатах различных типоразмеров.
ТУРБОКОМПРЕССОРНЫЕ
ХОЛОДИЛЬНЫЕ АГРЕГАТЫ
: Холодильные агенты
для турбокомпрессорных агрегатов
Выбор холодильных агентов для турбоком-
прессорных агрегатов определяется главным
образом требованием уменьшения числа колёс
компрессора. При заданных температурах ки-
пения ?0 и конденсации tK число колёс тем
меньше, чем выше молекулярный вес агента.
Для высоких температур кипения (кондицио-
нирование воздуха) широко применяется
фреон-11, а также фреоны-21 и -113. При
умеренных температурах находит применение
фреон-114 [10]= В низкотемпературных турбо-
компрессорных машинах применяются давле-
ния всасывания значительно более низкие,
чем при поршневых компрессорах (фреон-12
здесь применяют до to = —9Q°C). Имеются
указания на успешное применение в низко-
температурных машинах ряда новых агентов
(фреоны-22, -125 и -143).
Низший предел производительности турбо-
компрессоров определяется объёмом пара
агента, протекающего через нагнетательный
патрубок. При объёме пара, равном800 м^/час,
при /0=+2°С и tK =+38° С производитель-
ность турбокомпрессора для разных агентов
составляет примерно:
агент
фреон-11
фреон-12
фреон-21
фреон-113
ккал\час
300 000
1 СООООО
400 000
200 000
Элементы турбокомпрессорных агрегатов
Турбокомпрессоры. При конструировании
холодильных турбокомпрессоров имеют в
виду, что количество пара, протекающего по,
ступеням сжатия, различно.
Турбокомпрессоры для фреона-11 имеют
Рк
два колеса при отношении — до о и три ко-
Ро -
Рн-
леса при отношении — до
Ро
8000
об/мин
7000
6000
5000
то
3000 0
12. Зависимость
\
\
ч
Фреон = //
1
W 2ft W
Фиг. 8. Зависимость числа оборотов турбокомпрессоров
для фреона-11 от холодопроизводительности.
числа оборотов этих турбокомпрессоров от хо-
лодопроизводительности приведена на фиг. 8.
На фиг. 9 изображён современный турбо-
компрессорный агрегат..Разрез одной из кон-
струкций турбокомпрессоров для фреона-11
приведён на фиг. 10 [15].
На фиг. 11 показано сильфонное уплотне-
ние вала. Уплотнение достигается в месте кон-
такта вращающейся опоры / и неподвижной
буксы 2. По остановке компрессора пружина 3
с большой силой прижимает буксу к опоре,
обеспечивая плотность стыка. Во время ра-
боты турбокомпрессора масло, поступая в
кольцевой зазор между сильфонами 4 и 5,
ослабляет давление буксы на опору, уменьшая
их износ. К месту трения под давлением по-
даётся масло от смазочной системы компрес-
сора.
Валы турбокомпрессоров холодильных ма-
шин выполняют жёсткими с критическим чи-
слом оборотов, в несколько раз превышаю-
щим номинальное число оборотов компрес-
сора. Лопатки колёс загнуты назад. К. п. д.

686
ХОЛОДИЛЬНЫЕ АГРЕГАТЫ
[РАЗД. IV
Грубная РЩтстые Конденсата*
решетке тоубы
ВозОухо
отделитель.
Отбойники
Грудная решетка
S Компрргсор
Фиг. 9. Холодильные турбокомпрессорный агрегат, работающий на фреоне-11.
3 2 i 4 ¦
!
Фиг. 10. Турбокомпрессор для фреона-U: / — вал;
2 — подшипники; я —упирный подшипник; 4— рабочие ко-
лёса; 5 — сильфонное уплотнение; 6 — шестерёнчатый
масляный насос.

ГЛ. XVI]
ТУРБОКОМПРЕССОРНЫЕ ХОЛОДИЛЬНЫЕ АГРЕГАТЫ
687
турбокомпрессора обычно равны 70—80% с
максимумом вблизи 80<>/0 номинальной произ-
водительности. Таким образом, при регули-
ровании производительности турбокомпрес-
сора работа всегда происходит при высоких
значениях к. п. д.
Окружные скорости на периферии колёс
фреоновых турбокомпрессоров невысоки, так
Фиг. 11. Сильфонное уплотнение вала
турбокомпрессора.
как значения скорости звука во фреонах
низки (порядка 120 — 180 м/сек).
Известны конструкции герметических
турбокомпрессоров с электродвигателем, поме-
щённым в парах агента; для этих компрессо-
ров необходимость в уплотнении вала
отпадает.
Основные аппараты. Своеобразие
конструкций конденсаторов и испарите-
лей турбокомпрессорных агрегатов вы-
зывается значениями з'Дельных объёмов
пара применяемых агентов *. При тес-
ном расположении труб минутный объём
нагнетаемого в конденсатор пара в 60
раз и более превышает объём парового
пространства (при фреоне-11). Быстро
движущийся пар удаляет от поверхности
труб частицы неконденсирующихся газов
и едувает плёнку конденсата.
Интенсивное освобождение поверх-
ности от плёнки конденсата струёй пара
приводит к увеличению коэфициента
Ккап г-,
то
3500
3000
2500
2000
то
юоо
W
диаметр по корням рёбер 15,9 мм, наружный
диаметр рёбер 19,0 мм, шаг рёбер 1,6 мм.
Отношение наружной поверхности трубы к
внутренней — 3,о4. Концы труб, не имеющие
рёбер, расширены до диаметра 19—20 мм;
это позволяет заменить в конденсаторе по-
вреждённую трубу.
Благодаря оребре»ию наружной поверхности
труб теплосъём доводят: до 17 000 ккал/м2час
по внутренней поверхности или до
4700 ккал1м2час по наружной поверхности
трубы. Скорость воды в трубах поддерживается
при этом порядка 2,4 м/сек [21 ].
Кожухи и фланцы конденсаторов и испа-
рителей изготовляются из стали. Трубные
решётки выполняются из медных сплавов,
привариваемых или припаиваемых к фланцам
кожуха. Во избежание коррозии место стыка
стального фланца с решёткой покрывается
резиновой прокладкой. По длине трубы под-
держиваются поперечными перегородками во
избежание вибраций. С помощью продольной
перегородки в кожухе конденсатора делают
карман для накопления неконденсирующихся
газов.
В испарителях, применяемых в турбоком-
прессорных агрегатах, высокий статический
столб жидкости недопустим. При f0 = 0° С
повышение температуры кипения на глубине
200 мм составляет: для фреона-11 — 1,7° С,
для фреона-21—0,9' С и для фреона-113—4,1° С.
В агрегатах, применяющих перечисленные
агенты, обычно устанавливаются ороситель-
ные кожухотрубные испарители; циркуляция
агента в них осуществляется при по-
мощи центробежного насоса (см. гл. XV),
В некоторых конструкциях при незначи-
тельном количестве агента, заполняющего
испаритель, для смачивания жидким агентом
верхних рядов труб используют эффект вспе-
нивания агента при ки-
пении. Интенсивное ки-
пение при очень боль-
шом объёме образую-
щегося пара (до 200
объёмов пространства.
ф
оеон-и
Ьнеатоо
/
/
/
Кнар
/
/
О 5 Ю 15 20 25-Ю3
увеличению
теплоотдачи а'а при возрастании тепло-
вой нагрузки qp (фиг. 12). Расчёт по-
добных конденсаторов по формулам
Нуссельта Кутателадзе производиться
не должен.
В конденсаторах турбокомпрессор-
ных агрегатов, как правило, применяют
ребристые трубы, рёбра которых распо-
ложены со стороны агента. Известно приме-
нение труб с накатанными р26рами следую-
щих размеров: внутренний диаметр 13,8 мм,
Фиг. 12. Значения коэфициен-
тов теплоотдачи {""анар) и
теплопередачи (*«,,« и Ae,V
отнесённых к наружной и вну-
тренней поверхности ребри-
стых труб в кон^еисаюре ля
фреона 11, при высоких скоро-
стях пара и виды.
Фиг. 13. Значения коэфициен-
тов теплоотдачи /xfl Hap)
и теплопередачи (k Hag и keH^y
«внесённых к наружной и вну-
тренней поверхности ребри-
стых труб в испарителе для
фреона-ll. при высоких тепло-
вых нагрузках объёма испари-
те чя и высокой скорости воды.
* При 0° С удельный объём пара фреона-11 в 7 раз
и фреона-113 в 14 раз выше, чем у фреона-12.
под отбойниками в минуту) обеспечивает вы-
сокие коэфициенты теплоотдачи аанар (фиг. 13).
Теплосъём ^доводится до 13 000ккпл\м^час
по внутренней поверхности или 3700
ккал\мгчас по наружной поверхности. Ско-
рость охлаждаемой воды в трубах испарите-

688
ХОЛОДИЛЬНЫЕ АГРЕГАТЫ
[РАЗД. IV
лей рассматриваемого типа поддерживается
порядка 2,4 м)сек.
Для предотвращения уноса капель жидко-
сти во всасывающую линию в испарителях
применяется система отбойников (фиг. 9).
Вертикальная скорость пара в отбойниках
достигает 0,8—1.0 м/сек. Иногда в потоке
пара в верхней части кожуха испарителя рас-
полагаются змеевики для переохлаждения
жидкого агента (фиг. 14).
Во всех турбокомпрессорных агрегатах
применяется двухступенчатое регулирование
Орошающее устройства
Фиг. 14. Размещение поплавковых регулирующих венти-
лей и змеевиков при двухступенчатом регулировании.
с помощью поплавковых регулирующих вен-
тилей со стороны высокого давления (ПРВ
в. д.). Регулирующие вентили располагаются
в кожухе испарителя. Пар, образующийся в
первом регулирующем вентиле, отвотится в
ступень высокого давления турбокомпрессора.
Воздухоотделители турбокомпрессорных
агрегатов для агентов низких давлений снаб-
жаются компрессором, отсасывающим паро-
Фиг. 15. Габариты турбокомпрессорных агрегатов.
воздушную смесь из конденсатора и сжимаю-
щим её до давления, превышающего атмо-
сферное. При последующей конденсации
фреона конденсируется также вода, прони-
кающая в машину с воздухом. Вода всплы-
вает на поверхность жидкого фреона и уда-
ляется, а фреон подаётся в испаритель. Ком-
прессор воздухоотделителя снабжается дви-
гателем мощностью около 0,5 л. с
Габариты и веса турбокомпрессорных
агрегатов. Габаритные размеры и веса агре-
гатов (фиг. 15) находятся в пределах [12]:
Производитель-
ность
в ккал/час
От 300 000
до 3 000 000
Ширина
В
в мм
от 2200
до 4300
Длина
(вдоль оси
аппаратов)
L в мм
от 4500
до 5000
Высота
в кг
от 1800 от 8 000
до 3203 до 30 000
Здесь указаны: вес-—в упаковке, без
электродвигателя; производительность — при
температуре кипения+4° С.
Ориентировочный вес (в т) составных
элементов агрегата при суммарном весе 25,7 т
[12] составляет: компрессор — 5,0; паровая
турбина — 2,3; стальные конструкции — 2,0;
испаритель—11,0; конденсатор —5,0; фрео-
новый насос с приводом — 0,4.
Характеристики и регулирование произво-
дительности турбокомпрессорных
агрегатов
Применяют различные характеристики тур-
бокомпрессорных агрегатов. На фиг. 16 изо-
бражена Qo~-tK характеристика [27], постро-
енная при to~ const, n = const и переменной
Фиг. 16. Характеристики турбокомпрессорного агрегата
при to" const и п — const.
температуре конденсации (кривая tK). Левее
максимума этой кривой работа турбокомпрес-
соров неустойчива. Удельная затрата мощности
при' адиабатическом сжатии в л. с. на
1010 ккал{час (кривая — д<?) изменяется
\ ' V0
по аналогичной кривой. К. п. д. г1а имеет ма-
ксимум при 80 -85% от номинальной произ-
водительности турбокомпрессора. При умень-
шении производительности эффективная мощ-
ность Ne уменьшается, но удельная затрата
мощности возрастает ( кривая ^г ¦
\ Уо/
В процессе работы агрегата необходимо
стремиться к постоянству температуры охла-
ждённого теплоносителя независимо от тепло-'

ГЛ. XVI]
ТУРБОКОМПРЕССОРНЫЕ ХОЛОДИЛЬНЫЕ АГРЕГАТЫ
639
притока. Для этого регулируют производитель-
ность агрегата.
При регулировании производительности
путём изменения числа оборотов
компрессора, в зависимости от изменения те-
шюпритока, температуры кипения t0 и конден-
сации tK сближаются, и удельная затрата ади-
абатической мощности заметно снижается
(фиг. 17). Удельная затрата эффективной мощ-
ности проходит через минимум вследствие
снижения адиабатического к. п. д. Если число
ГС /о
40
0,18
40
60 70
80
90 Qo%
Фиг. 17. Характеристики турбокомпрессорного агрегата
при регулировании производительности путем изменения
числа оборотов.
оборотов снижается путём введения сопроти-
вления в цепь ротора, то к. п. д. электродви-
гателя также снижается; поэтому удельная
затрата электрической мощности проходит
через минимум и начинает возрастать при более
/
высоких значенияхтеплопритока кривая -
V У0
Снижение числа оборотов турбокомпрес-
сора наиболее целесообразно при приводе от
паровой турбины. Этот способ регулирования
допустим и при электропригоде, так как не-
большое изменение числ : оборотов турбоком-
прессора влечёт за собой значительное умень-
шение производительности. Регулирование
производительности путём изменения числа
оборотов наиболее экономично.
При регулировании производительности
путём дросселирования всасываю-
щей линии в зависимое!и от снижения тг-
плопритока температуры кипения и конденса-
ции также сближаются (фиг. 18). Условная
температура насыщения t?>, соответствующая
давлению у всасывающего пам рубка, резко
снижается. Псэтому удельная затрата адиаба-
тической мощности в турбокомпрессоре воз-
растает при понижении его пр^зводительности
/кривая —Q~d) - Мощность на валу Ne
снижается, но удельная мощность ( кривая -е)
возрастает еще быстрее удельной адиабатиче-
ской мощности. К. п. д. электродвигателя г^в
44 Том 12
изменяется при уменьшении мощности незна-
чительно, поэтому удельная затрата электри-
ческой мощности изменяется так же, как и
удельная затрата эффективной мощности. Ре-
гулирование производительности nyieM дрэс-
селирования всасывающей линии менее эконо-
0,24
40
60 70 80 90 Qo%
Фиг. 18. Характеристики турбокомпресгорнрго агрегата
при регулировании производительности путём дроссели-
рования всасывающей линии.
мично, чем регулирование изменением числа
оборотов компрессора.
При незначительных изменениях тепловой
нагрузки иногда применяют регулирование
производительности турбокомпрессора путём
изменения давления нагнетания
(изменяя количество воды, охлаждающей кон-
100
90
80
70
60
50
*-
const
/
-^
2° С
15 20 25
30
35 40 t'C
Qo
0,25
0,20
0,15
0,10
Фиг. 19. Характеристики турбокомпрессорного агрегата
при изменении температуры конденсации tK и неизмен-
ной холодопроизводите. ыюсти Qo ккал!час.
денсатор). Этот способ регулирования неэко-
ьомичен и может привести к переходу на не-
устойчивую работу в левой часш характери-
стики. Применение этого способа целесооб-
разно при электродвигателях со ступенчатым
изменением числа оборотов (для регулирова-
ния в промежутках между ступенями скоро-
стей).
При сезонных изменениях температуры
конденсации и неизменной тепловой на-

690
ХОЛОДИЛЬНЫЕ АГРЕГАТЫ
[РАЗД. IV
грузке Qo производительность турбокомпрес-
сора также целесообразно регулировать путём
изменения числа его оборотов (фиг. 19).
ДОМАШНИЕ ХОЛОДИЛЬНЫЕ ШКАФЫ
Общая характеристика домашних
холодильных шкафов
Современный домашний холодильник имеет
вид шкафа, разделённого горизонтальной пе-
регородкой на два отсека (фиг. 20); в верхнем
отсеке имеется дверь, в нижнем отсеке раз-
мещается холодильная машина.
Пуск и остановка машины автоматизиро-
ваны. Настройка термостата производится
(выдвижные полки, ящики и пр.); жёсткость
и выносливость конструкции *; стойкость
внешнего покрытия шкафа.
Эксплоатационные требования к компрес-
сионной холодильной машине: способность к
многолетней, бесперебойной работе без ре-
монтов, обслуживания и смены смазочного
масла (свыше 30 ООП часов); герметичность си-
стемы; бесшумность; отсутствие вибраций;
нормальные пуск и работа при самых тяжё-
лых температурных условиях и пониженном
напряжении в сети (85% номинала); длитель-
ные циклы работы машины и низкие значения
пускового тока.
Пределы практических значений коэфици-
ентов рабочего времени Ьо холодильной ма-
шины (в °/о) и суточного расхода электроэнер-
гии КСут (в квт ч/сутки) в -домашних холо-
дильниках с полезным объёмом 200 л приве-
дены на фиг. 21 и 22 [23J.
Фиг. 21. Значения коэфициентов рабочего времени Ьа хо-
лодильной машины в зависимости от температуры в шкафу.
Фиг. 20. Домашний холодильный шкаф: 1 — ледогенера-
тор; 2 — отделение для замороженных продуктов; 3 — от-
деление с повышенной влажностью; 4 — ящик для ово-
щей; 5 — стеклянная полка; 6 — испарительный змеевик
вторичного агента; 7 — конденсатор вторичного агента.
владельцем шкафа по мере надобности (в за-
висимости от вида хоаня цихся продуктов и
температуры комнаты). Электрическое осве-
щение внутри шкафа включается автомати-
чески при открьвании д ери.
Эксплоатационные требования к шкафу:
наличие зон с различными температурами;
наличие зоны с повышенной влажностью; воз-
можность регулирования температур; возмож-
ность поддержания абсолютной чистоты внутри
шкафа (закругление углов, яр..ое освещение,
покрытие белой фарфоровой эмалью всей вну-
тренней поверхности); непрерывное облучение
зоны высокой влажности ультрафиолетовым
светом:"; доступность внутреннего объёма
Зависимость указанных параметров от
объёма шкафа представлена на фиг. 23.
Домашние холодильники с абсорбционными
холодильными машинами экономичны только
при газовом подогреве генератора. При элек-
трическом подогреве расход электроэнергии
в них в 5—15 раз больше, чем в холодильни-
ках с компрессионными машинами и равными
полезными объёмами.
Конструкции шкафов
Шкафы классифицируются по полезному
внутреннему объёму (до 250 л) и по внешнему
покрытию наружного кожуха (фарфоровая
эмаль или синтетические органические покры-
тия).
Современные шкафы состоят из наружного
сварною кожуха, в верхней части которого
* Ультрафиолетовый свет препятствует появлению в
шкафу микрофлоры (плесени).
* Следует учитывать необходимость транспорти-
ровки шкафа и условия его работы (открывание и за-
крывание дверей до БО раз в день в течение 10—15 лет).

ГЛ. XVI]
ДОМАШНИЕ ХОЛОДИЛЬНЫЕ ШКАФЫ
691
располагается внутренний, также сварной ко-
жух. Толщина стальных листов кожухов 0,8—
1,2 мм. Пространство между кожухами E0—
90 мм) заполнено тепловой изоляцией. Испа-
150 200 250л
Фиг. 23. Коэфициент рабо-
чего времени *0 и суточ-
ный расход энергии
°
К
Сут
в зависимости
у
от полезного объёма
шкафа в л.
Фиг. 22. Суточный расход электроэнергии КСут в до-
машнем холодильнике в зависимости от температуры
в шкафу.
ритель чаще всего располагается в верхней
части полезного объёма шкафа (фиг. 20) и
лишь иногда—в нижней (фиг. 24). Ширина
двери равна ширине
наружного кожуха.
Промежуток между
обоими кожухами,
обращенный к двери,
закрывается плоским
прямоугольным ли-
стом из пластмассы.
На фиг. 25 приве-
дены типы дверей до-
машних холодильни-
ков.
Полезный объём
шкафа используется
различно. Обычно
внутри шкафа имеются: ледогенератор для
замораживания льда кубиками (размещается
внутри контура испарителя); ящик для
хранения замороженных продуктов (рас-
полагается под испарителем или рядом с
ним); помещение с высокой влажностью и
относительно высокой температурой для под-
верженных высыханию свежих продуктов; за-
крытый ящик для хранения овощей; лампа
ультрафиолетового света (с длиной волны
около 2540 аьгстрем).
Ледогенераторы изготовляются из мате-
риалов, обеспечивающих лёгкое извлечение
льда и не имеющих запаха (алюминий, ре-
зина и т. п.). Единовременная ёмкость ледоге-
нератора колеблется в пределах 1,5—5,0 кг в
зависимости от величины шкафа.
Зона высоко i влажности отделяется от
остального объёма шкафа сплошной стеклян-
ной полкой и имеет либо собственную внутрен-
нюю дверцу, либо состоит из крупных ящи-
ков с плотно прилегающими крышками. В зоне,
непосредственна охлаждаемой испарителем,
высокую влажность поддерживать не удаётся.
Для поддержания высокой влажности необхо-
димы большие охлаждающие поверхности при
высоких температурах кипения. Зоны, зани-
мающие значительную часть объёма шкафа,
охлаждаются „вторичным* агентом. Последний
циркулирует в замкнутой системе, которая
Фиг. 24. Домашний холодильник с нижним распо-
ложением испарителя: 1 — испаритель и ледо-
генератор; 2 — отделение для замороженных про-
дуктов; 3 — отделение с повышенной влажностью;
4 — лампа ультрафиолетового света.
состоит из испарительного змеевика и кон-
денсатора, соприкасающегося с испарителем или
холодной жидкостной линией (фиг. 26). Де-
монтаж холодильной машины должен произ-
Фиг. 25. Типы дверей домашних холодиль-
ников: 1 — наружный стальной лист;
2 — внутренний лист из пластмассы:
3 — полая резиновая прокладка.
водиться, не затрагивая змеевиков вторичного
агента.
Электрическая арматура внутри шкафа
(патрон, кнопки) должна быть герметичной.
Гарнитура (дверной затвор, петли) делается
заподлицо со стенками и дверью. Последняя

692
ХОЛОДИЛЬНЫЕ АГРЕГАТЫ
[РАЗД. IV
должна открываться без усилия и захлопываться
от лёгкого толчка.
Части кожухов обычно соединяются при
помощи контактной сварки. В случае покры-
тия наружного кожуха фарфоровой эмалью
Фиг. 26. Схема трубопроводов „вторичного"
холодильного агента: /— испарительный
змеевик; 2 — конденсатор, охлаждаемый
потоком дросселированного холодильного
агента.
сварку рекомендуется производить в местах
шкафа, не покрываемых белым (покровным)
слоем эмали.
Основные параметры наиболее распростра-
нённых типов домашних холодильников:
Полезный объём шкафа . . . 100- 250 л
высота . 600— 900 мм
ширина ' 450— 600 ,
глубина 375— 400 »
Габариты:
высота 1200-1500 л,и
ширина 6J0- 800 .
глубина 650- 675 .
Площадь полок 0,7— 1,3 м'
Вес (с машиной) 90— 140 кг
В последние годы в США выпускаются до-
машние шкафы для хранения замороженных
продуктов, в которых температура поддержи-
вается ниже 0° С. Шкафы этого типа выпол-
няются в виде ящиков или сундуков, откры-
вающихся сверху, либо подобно обычным хо-
лодильным шкафам.
Покрытия шкафов. Покрытия вну-
треннего и внешнего кожухов шкафа должны
отвечать весьма тяжёлым условиям работы *.
Внутренний кожух шкафа покрывается с обоих
сторон грунтовым слоем эмали, плавящимся
при температуре не выше 850° С. Низкая тем-
пература плавления необходима для сохране-
аия формы кожуха при обжиге в подвешен-
ном состоянии. На внутреннюю сторону ко-
жуха накладывается дополнительно один или
два слоя белой эмали; дно кожуха покры-
вается кислотоупорной белой эмалью. Сум-
* Температура внешней поверхности наружною ко-
жуха всегда ниже температуры окружающего воздуха и
иногда ниже eio точки росы. В случае наличия в по-
крытии даже незначительных дефектов водяной пар из
воздуха может проникнуть к поверхности стального листа.
Коррозия стали под слоем покрытия нарушает связь этого
слоя со Стальным листом и портит внешний вид нокры-
марный вес эмали составляет около 600 г!м\
отражательная способность покровного слоя
эмали — около 8О}/о лучей света. Общая тол-
щина эмалевого покрытия не должна быть
более 0,6 мм, так как тонкие слои эмали
лучше переносят деформации. Наружные ко-
жухи обычно покрываются органическими
синтетическими красителями в три слоя.
Перед покрытием поверхность листов на-
ружного кожуха тщательно очищается, обез-
жиривается и подвергается бондеризации.
Для получения гладкой и блестящей поверх-
ности покрытия грунтовой и первый покров-
ный слой его должны быть тщательно про-
тёрты. Наиболее качественным покрытием
считается фарфоровая эмаль, накладываемая
на наружный кожух, согнутый из одного листа.
Шкафы, покрытые снаружи фарфоровой
эмалью, применяются главным образом в ме-
стах, имеющих жаркий и влажный климат.
Тепловая изоляция шкафов. Условия
работы тепловой изоляции домашних холо-
дильников усложняются проникновением влаги
из окружающего воздуха и конденсацией её
в слоях с температурой ниже точки росы
воздуха. Полость, заполненная изоляцией,
должна быть герметически изолирована от
окружающего воздуха; одновременно эта по-
лость должна сообщаться с внутренним объ-
ёмом шкафа.
К тепловой изоляции необходимо предъ-
являть следующие требования: отсутствие за-
паха в сухом и увлажнённом состоянии;
стойкость против микроорганизмов и насеко-
мых; неизменность в течение намеченного
срока эксплоатации и при ¦ вибрации;
низкая теплопроводность (порядка 0,03—
0,1L ккал\м час^С); малый удельный вес (по-
рядка 20—200 кг/м?); водонепроницаемость.
Обычно в качестве материалов для тепло-
вой изоляции применяются: стеклянная и шла-
ковая вата; гофрированная бумага; специально
обработанная древесная масса; синтетические
органические материалы с мелкими замкну-
тыми порами (мипора) и др. Изоляционные
материалы часто укладывают в прямоуголь-
ные заклеенные пакеты из плотной дзухслой-
нол бумаги (типа кабельной). Слои бумаги
для повышения паро- и водонепроницаемости
склеивают битумом. Готовые пакеты обычно
погружают в расплавленный парафин. В шкаф
пакеты укладывают с перекрытием швов,
чтобы усложнить поток тепла по стыкам
пакетов. Насыпные изоляционные материалы,
вдуваемые струёй воздуха при сборке шкафа,
не имеют широкого распространения. Их не-
достаток — уплотнение при транспортировке
и в процессе эксплоатации.
При расположении в стенках шкафа змее-
виков вторичного агента влага, могущая про-
никнуть в изоляцию, осядет на змеевике.
В этом случае отвод влаги при растаивании
инея, осевшего на испарителе (оттаивание),
может производиться во внутренний кожух
сквозь щель в его стенке.
Приток тепла по периметру дверного
проёма (по тепловым мостикам) может оцени-
ваться величиной порядка 0,1 ккал/час°С на
1 пог.м периметра.
Расположение машины в нижнем отсеке
требует утолщённой тепловой изоляции для
дна и задней стенки шкафа.

ГЛ. XVI]
ДОМАШНИЕ ХОЛОДИЛЬНЫЕ ШКАФЫ
693
Элементы холодильных машин для
домашних холодильных шкафов
Компрессоры. В современных машинах
компрессор и электродвигатель заключены в
герметически закрытый (заваренный) сталь-
ной кожух. В качестве холодильных агентов
в рассматриваемых машинах применяется
почти исключительно фреон-12.
Наиболее распространённые числа оборо-
тов компрессоров для СССР и Европы — 1500
в минуту в соответствии с частотой перемен-
ного тока 50 герц. Компрессор и двигатель
имеют общий коленчатый (эксцентриковый)
вал, ось которого может быть горизонтальной
или вертикальной. В случае применения верти-
кальной оси нижний конец вала связывается
с ротором масляного насоса. При горизонталь-
ной оси часто применяется смазка разбрызгива-
нием. Конструкции поршневых компрессоров
разнообразны (фиг. 27 и 28) [14]. В двухци-
холоднокатанной, полированной стали с со-
держанием 0,9—1До/оС [Id].
На фиг. 29 представлена одна из много-
численных конструкций клапанов (диаметр
цилиндра 25 мм).
Ротационные компрессоры применяются
обычно эксцентрикового типа (фиг. 30). Зазор
Фиг. 29. Самопружинящие клапаны.
Фиг. 27. Компрессорный агрегат домашнего холодильника
е приводом от однофазного электродвигателя.
линдровых компрессорах кривошипный вал
заменяется эксцентриковым с шатунами в
виде бугелей. Диаметры поршней 20—25 мм;
колец поршни не имеют. Шатуны выполняются
Фиг. 28. Компрессорный агрегат домаш-
него холодильника с вертикальным
кривошипным валом.
всегда неразъёмными. Клапаны обычно при-
меняются самопружинящие, из плоских (тол-
щиной 0,1—0,2 мм) пластин, вырезаемых из
между ротором и цилиндром составляет при-
мерно 5 мк. Поверхностям трущихся деталей
компрессоров придаётся повышенная твёр-
дость (#дс>60).
Кожух компрессорного агрегата снаб-
жается рёбрами для охлаждения. Передача
тепла кожуху производится либо по железу
Фиг. 30. Компрессорный агрегат
домашне! о холодильника с рота-
ционным компрессором.
статора двигателя (фиг. 27 и 30), либо маслом,
протекающим по каналам в корпусе компрес-
сора и двигателя и обливающим кожух изну-
три. На кожухе монтируется тепловое реле4
останавливающее двигатель при чрезмерном
нагреве кожуха.
Ослабление шума от работы компрессора
достигается: монтажем компрессорного агре-
гата на пружинах (фиг. 28); устройством
1—2 спиральных витков на трубопроводах,
отходящих от агрегата; применением глуши-

ХОЛОДИЛЬНЫЕ АГРЕГАТЫ
[РАЗД. IV
телей на обеих линиях у компрессора (фиг. 27
и 31); покрытием нижнего отсека шкафа звуко-
изоляцией (изнутри).
Электродвигатели применяются исключи-
тельно однофазные, короткозамкнутые, при-
способленные к включению в осветительную
Фиг, 31. Глушители для всасывающего и нагнета-
тельного трубопроводов.
сеть. Изоляция обмотки статора должна про-
тивостоять одновременному действию холо-
дильного агента и смазочного масла. Этим
требованиям удовлетворяет двойная хлопчатс-
Фиг. 32. Холодильная машина с листо-
вым испарителем и ребристым конденса-
тором в собранном виде; вентилятор соеди-
нён с отдельным электродвигателем.
Фиг. 33. Холодильная
машина с листовым
испарителем и конден-
сатором в собранном
виде.
бумажная изоляция, обработанная раствори-
телями. Для изоляции проводов обмотки иногда
применяются стойкие против действия агентов
лаки (эмали).
Испарители холодильных шкафов часто
изготовляются из двух сваренных друг с дру-
гом и согнутых листов, в которых предвари-
тельно выштампованы канавки (фиг. 26, 32
и 33). Обычно испаритель имеет полку, также
охлаждаемую агентом. В испарителях сернисто-
ангидридных машин учитывают явление пере-
грева жидкости и замедленного кипения,
вводя дросселированную парожидкостную
смесь от регулирующего вентиля в нижнюю
часть испарителя, под уровень жидкости.
Фреоновые испарители выполняются прямо-
точными.
Всасываемый в компрессор пар обычно
перегревают, охлаждая одновременно жидкий
агент на пути его к регулирующему вентилю.
Для этого жидкостную и всасывающую трубы
на некотором их протяжении припаивают друг
к другу.
Конденсаторы. Конденсаторы применяются
ребристые либо листовые. Компактные ре-
бристые конденсаторы требуют наличия от-
дельного вентилятора (фиг. 32). Конденсаторы
с конвективным охлаждением должны иметь
значительную оребрённую поверхность. Для
усиления охлаждения иногда используют ни-
сходящий поток воздуха у задней стены
шкафа. Листовые конденсаторы (фиг. 33) со-
стоят из двух сваренных между собой сталь-
ных листов, в которых предварительно выда-
влены канавки (сварка производится по краям
и между канавками). Конденсаторы распола-
гаются вдоль задней стенки шкафа. Иногда
конденсаторы состоят из стального листа, к
которому припаян змеевик, согнутый из медной
трубы. Достоинства листовых кон-
денсаторов: отда ia значительной
части тепла излучением; большая
масса конденсатора, смягчающая
колебания давления конденсации
при пуске и позволяющая от-
дать часть тепла конденсации в те-
чение нерабочей части цикла; боль-
шая поверхность листа, играющая
роль рёбер, отдающих тепло воз-
духу.
Автоматические приборы. Вме-
сто сложных регулирующих венти-
лей на жидкостной линии часто при-
меняют либо дроссели с неизменным
сечением, либо „капиллярные труб-
ки" (диаметр 1 мм. длина до 5 м).
Выравнивание давлений в конденса-
торе и испарителе в течение нерабо-
чей части цикла облегчает пуск дви-
гателя и избавляет от устройства
разгрузочных вентилей.
На фиг. 34 приведена электро-
схема домашнего холодильника, а на
фиг. 35 — применённое в этой схеме
пусковое реле. При снижении силы
тока арматура, свободно сидящая на
оси 4, отпадает, и пусковая обмотка
выключается.
Термостаты разных типов реаги-
руют на изменение температуры
стенки испарителя, воздуха в шкафу
или обеих температур одновременно,
периодически пуская в ход и останавли-
вая машину. Перевод машины на режим
оттаивания испарителя и обратный перевод
на нормальную работу производится авто-
матически (термостатом) или от руки.
Оттаивание производится различными спо-
собами.

ГЛ., XXЦ
ДОМАШНИЕ ХОЛОДИЛЬНЫЕ ШКАФЫ
695
Трёхкомпонентные абсорбционные ма-
шины. Из абсорбционных холодильных машин
для домашних холодильников применимы лишь
трёхкомпонентные (аммиак — вода — водород)
машины непрерывного действия (фиг. 36).
Из левой части генератора 1а аммиак про-
Фиг. 34. Электросхема домашнего холодильника:
/ — главная обмотка двигателя; 2 — пусковая
обмотка двигателя; 3 — термическое реле; 4 —
соленоид пускового реле; 3 — контакты пуско-
вого реле; 6— контакты термостата; 7— двер-
ной контакт; S — электролампы внутри шкафа
и у шкалы термостата.
ходит в конденсатор через форректифи-
катор 6 и ректификатор 7. Часть аммиака
сжижается в нижней части конденсатора 2а
л стекает в испаритель 3 на середине его
высоты. Из конденсатора 2Ь аммиак по-
Фиг. 35. Пусковое реле: /—арматура; 2—кон-
такты; 3 — соленоид; 4 — ось арматуры.
ступает в верхнюю часть испарителя. Раз-
деление конденсатора на две части позво-
ляет опустить его и уменьшить высоту шка-
фа. Нижняя часть испарителя обслуживает
ледогенератор, верхняя — собственно шкаф.
Температура кипения повышается по высоте
испарителя, что способствует поддержанию
высокой влажности в шкафу при интенсивном
действии ледогенератора. Водород поступает
из абсорбера 4 в нижнюю трубу испарителя
и выходит из верхней трубы вместе с парами
аммиака, опускаясь затем по центральной трубе
газового теплообменника 8 в абсорбер. Цир-
куляция в водородном контуре является
следствием разности удельных ьссов „крепкого
газа" (с большой концентрацией аммиака) и
„слабого газа" (с высокой концентрацией во-
дорода). В верхней части машины установлен
ресивер для водорода. Крепкий раствор про-
текает из абсорбера через регенеративный
жидкостный теплообменник 9и форректифика-
2о
Фиг. 36. Схема трёхкомпонентной абсорбционной машины
непрерывного действия для домашнего холодильного
шкафа.
тор б в генератор 1а. Слабый раствор из ча-
сти 1Ь генератора с помощью газлифта (термо-
сифона) в трубе 10 перекачивается в сепара-
тор 11, откуда самотёком стекает в теплооб-
менник Ри далее направляется в охладитель 12
и абсорбер 4 [23].
Машина, установленная в шкафу, объёмом
140 л требует для зарядки около 500 г ам-
миака, 1200 г воды и 14 г водорода.
Особенности производства домашних
холодильных шкафов ^
Производство домашних холодильников ха-
рактеризуется применением весьма строгого
контроля материалов и высокой точностью
изготовления отдельных элементов, узлов и
деталей изделия. Наивысшая точность тре-
буется в производстве компрессорного агре-
гата. Величина допусков на зазоры здесь зна-
чительно уже регламентирова (ных ОСТ для
1-го класса точности. На одном из заводов
зазор (диаметральный) между поршнем и ци-
линдром диаметром 25,4 мм колеблется в пре-
делах 12,5—17,5 мк Диаметр поршня выдер-
живается с допуском 40 мк, причём поршни
разделяются на 16 групп с допуском 2,5 мк
в каждой группе [16].
При сборке холодильных машин требуются
абсолютная чистота и обезжиривание приме-

696
ХОЛОДИЛЬНЫЕ АГРЕГАТЫ
[РАЗД. IV
няемых узлов, деталей и инструмента. Листы
испарителя и конденсатора, которые пода-
ются на сварку, должны тщательно очи-
щаться, так как после сварки очистка их не-
возможна.
Во время пайки трубопроводов во избежа-
ние окисления внутренние полости машины
следует заполнять азотом или иным нейтраль-
ным газом.
Для неразъёмных соединений стальных
деталей компрессорного агрегата (кожух с лап-
ками, полушария поплавка, глушители и пр.)
широко применяется пайка красной медью или
твёрдыми припоями (см. т. 5, стр. 443, „Пайка
твёрдыми припоями"). Пайка осуществляется
в конвейерных электрических печах с восста-
новительной атмосферой.
Весьма ответственной операцией процесса
изготовления компрессионной машины является
её осушка перед заполнением агентом *.
Осушка производится комбинированным
действием нагрева, вакуума, продувания су-
хого воздуха и времени.
Нагрев машин производят партиями в пе-
чах при температуре 120—135° С в зависимо-
сти от типа изоляции электродвигателя. Оста-
точное давление поддерживается в пределах
1—5 мм рт. ст. Осушенный воздух проду-
вается сквозь машину либо непрерывно во
всё время осушки, либо периодически, пере-
межаясь с периодами эвакуации. По оконча-
нии осушки машина заполняется осушенным
воздухом под атмосферным давлением. Точка
росы осушенного воздуха — не выше—50° С
(при влагосодержании 20—30 мг\кг или 25—
40 л/г/норм. а& сухого воздуха); время осушки —
не менее 4 часов.
Контроль качества осушки компрессионных
холодильных машин производится одним из
следующих способов: при осушке продува-
нием осушенного воздуха — по точке росы
воздуха, покидающего последнюю из серии
последовательно продуваемых машин (точка
росы должна быть не выше — 40°С); при осуш-
ке под вакуумом—наблюдением за давле-
нием в машине после прекращения отсасыва-
ния (рост давления свидетельствует о наличии
влаги); после заполнения машины агентом —
определением прироста содержания влаги в
агенте против первоначального содержания
влаги, которое определялось по взятой из бал-
лона пробе.
Зарядка компрессионной машины агентом
и маслом комбинируется с окончательной эва-
куацией из неё воздуха и контролем плотности
сварных и паяных швов. Один из современных
методов зарядки заключается в следующем**:
а) в машину нагнетается под давлением сма-
зочное масло, причём воздух вытесняется че-
рез патрубок (диаметром Ь мм), предназначен-
ный для заполнения машины агентом; б) ком-
прессор пускается в ход, отсасывает воздух
из испарителя и нагнетает его в атмосферу
* Осушка осложняется адсорбцией чоды на внутрен-
них поверхностях машины. Содержание влаги в агенте
г. работающей машине всегда выие, чем в агенте, храня-
щемся в баллоне. В испарителе содержание воды в
6—8 раз выше, чем в ресинере. Заводы США выдержи-
вают содержание поды в агентах около 0,0С37о в° Ч-рео-
новьк и 0,006 7,) в >лорметиловых машинах.
** Все перечисленные ниже операции производятся
при движении машины на конвейере.
через тот же патрубок (длительность отсасы-
вания — 5 мин.}; в) к патрубку присоединяется
наполнительный баллон ёмкостью 0,5 л, за-
полненный фреоном-12; жидкий фреон стекает
в кашину под действием собственного веса;
г) машина погружается в горячую воду для
обнаружения утечек; д) машина поступает в
камеру с температурой -f 30° С при влаж-
ности воздуха в ней 45—50% и пускается в
ход на 30 мин.; пары фреона конденсируются
на стенках наполнительного баллона, играю
щего роль воздухоотделителя, и стекают в
машину, а воздух накапливается в баллоне;
е) патрубок зажимается, баллон передаётся на
регенерацию имеющегося в нём фреона. При
этом способе в машине остаётся около
25 норм, см* воздуха, что считается удовле-
творительным. Оставление воздухаобъясняется
трудностью его извлечения из хлопчатобумаж-
ной обмотки двигателя.
Воздушная проба собранных трёхкомпо-
нентных абсорбционных машин производится:
на прочность — при 70 am, на плотность — при
60 am. Утечки определяются обмазыванием
сварных швов мыльной водой.
Вторичная проба делается после окраски
и просушки, пока машина не остыла. После
этого на машину надевают кожухи с тепловой
изоляцией, из машины эвакуируют воздуч и
заполняют её нашатырным спиртом, водой и
водородом. Затем ?> ашину помещают в камеру
с температурой -f 30" С и пускают в ход на
несколько часов. После вторичного испытания
все сварные швы машины снова проверяются
путём обвёртывания их влажной лакмусовой
бумагой.
Особенности технического контроля
материалов и готовой продукции
Контроль влажности агентов. Для опре-
деления содержания влаги в агентах при влаж-
ности порядка 0,003% применяется метод, ос-
нованный на испарении жидкого агента и по-
глощении паров воды, находящихся в смеси
с парами агента, фосфорным ангидри-
дом Р2Об.
При большом содержании влаги в агенте
часть её остаётся при анализе в неиспаренном
виде. В этом случае анализ влажности агента
должен производиться комбинированным мето-
дом, включающим определение воды как в парах
агента, так и в жидком, неиспаренном остатке
[11]. Для определения влажности жидкого SO2
может быть использован метод, основанный
на измерении электропроводности жидкого
агента, в пределах влажности от 0,001 до 0,07%,
с точностью до 0,001% [13]. Разработаны ме-
тоды определения влажности паров фреона-12
при содержании в нём воды ниже 0,и01% по
поглощению инфракрасных лучей с длиной
волны в 2,67 мк.
Контроль материалов на отсутствие за-
паха. Изоляционные материалы кладутся в
закрытую стеклянную банку, заполненную
сливочным несолёным маслом. Длительность
испытаний — 1 сутки. По истечении этого
срока при пробе масла на вкус не должно
быть обнаружено посторонних запаха или
вкуса.

ГЛ. XVI]
АВТОМАТИЗАЦИЯ ХОЛОДИЛЬНЫХ МАШИН
697
Контроль цвета покрытий. Цель кон-
троля— проверка белизны покрытий и неиз-
менности цвета образцов с течением времени
или при искусственном старении. Контроль
ведётся спектрофотометром, дающим плавную
кривую интенсивности отражённых лучей раз-
ных длин волн (от 0,4 до 0,7 мк) Новое хо-
рошо выполненное покрытие отражает равно-
мерно по всему спектру около 800/0 падающих
лучей.
Неравномерное ослабление отражатель-
ной способности покрытия в различных уча-
стках спектра воспринимается как изменение
его цвета.
Хорошие образцы покрытий показывают
ослабление их отражательной способности
в течение года на 5% (равномерно по всему
спектру).
Контроль стальных листов для кожухов.
Стальные листы для кожухов дополнительно
проверяются на шероховатость поверхности,
которая необходима для хорошей скрепляе-
мости щжрытия со сталью, и на размягчаемость
стали при обжиге фарфоровой эмали. Кон-
троль шероховатости осуществляется сравне-
нием увеличенных фотоснимков поверхности
листа с эталонами.
Иногда применяют специальную обработку
поверхности валков последней операции про-
катки листа и периодическое восстановление
их шероховатости.
Контроль размягчаемости стального листа
производится путём нагрева лежащего на двух
опорах образца размером 65X280 мм; рас-
стояние между опорами — 230 мм; темпера-
тура нагрева — 860° С с выдержкой в тече-
ние 10 мин. и остыванием на воздухе. Кри-
терием качества стали служит стрела прогиба
образца.
Контроль работы холодильных машин.
Все машины должны проходить испытания в
камере с кондиционированным воздухом (тем-
пература + 30° С, влажность 45—5Ои/о). Испы-
танию подлежат: быстрота понижения темпе-
ратуры испарителя и появления на нём инея;
пуск машины при повышенном и пониженном
напряжении в электрической сети; пуск ма-
шины при различных температурах в испыты-
ваемом шкафу.
Выпускаемые машины должны проходить
испытания на шум в изолированной от внеш-
них звуков камере.
Эксплоатационные испытания шкафов.
Модернизированные образцы холодильников
и некоторые контрольные экземпляры про-
дукции основного выпуска должны проходить
испытания в течение длительного срока (не
менее одного года). Испытание проводится при
тяжёлых условиях эксплоатации, например: в
камере с температурой + 30° С и влажностью
90—95%, при температуре в шкафу -+- 5° С.
Первую и последнюю недели года испытывае-
мый холодильный шкаф работает с закрытой
дверью; остальное время испытание идёт по
следующему еженедельному графику: дверь
закрыта — 1 сутки, двери открываются 40 раз
в сутки по 30 секунд —4 суток; дверь за-
крыта — 1 сутки; оттаивание испарителя —
1 сутки. При этом измеряются суточный рас-
ход энергии и коэфициент рабочего времени,
которые в течение года не должны иметь за-
метного прироста.
АВТОМАТИЗАЦИЯ ХОЛОДИЛЬНЫХ
МАШИН
Рабочий процесс и схемы
автоматизированных машин
Целевое назначение и эффективность авто-
матизации рабочего процесса холодильных
машин и установок меняются в зависимости
от их типа и производительности: малые
холодильные машины автоматизируются глав-
ным образом с целью освобождения их от
обслуживающего персонала; крупные машины
и целые установки автоматизируются для по-
вышения равномерности поддерживаемых
температур при переменной тепловой нагрузке
(теплопритоке). Автоматизация имеет особо
важное значение в установках кондициониро-
вания воздуха, где требуется точное поддер-
жание заданных температур и влажности
воздуха.
Домашние холодильные шкафы полностью
автоматизированы и годами работают без
осмотра и обслуживания машины. Также пол-
ностью автоматизируются малые машины
(машины „торгового типа"); их приборы на-
страиваются дважды в год — перед началом
сезона. В крупных холодильных установках
обычно ограничиваются частичной автомати-
зацией процесса при ручном обслуживании.
Холодопроизводительность автоматизиро-
ванной машины должна быть выше макси-
мального теплопритока. Приведение в соот-
ветствие производительности машины с по-
ниженными значениями теплопритока произ-
водится одним из двух способов: а) машина
работает циклично, с перерывами, причём
тепловая инерция охлаждаемого объекта сгла-
живает колебания температур в нём; длитель-
ность циклов равна 0,2—2,0 часа; б) в случае
недопустимости значительных колебаний тем-
ператур применяется регулирование произво
дительности компрессора (плавное или сту
пенчатое).
Коэфициентом рабочего времени bQ при
цикличной работе называется отношение дли-
Таблица 2
Значения коэфициентов рабочего времени Ьо
Тип холодильной установки
Суммарное
время
работы
за сутки
в часах
Крупные установки с руч- |
ным обслуживанием
Малые автоматизированные
установки
Домашнче холодильные
шкафы • . .
6 — 12
Коэфи-
циент рабО'
чего
времени
Ь
о,б—о,9
°,5-°,8
°,25—о,5
тельности периода работы машины к общей
длительности всего цикла. В табл. 2 приве-
дены значения коэфициентов рабочего вре-
мени для холодильных установок различных
типов.
После пуска машины температуры кипе-
ния t0, конденсации/^, охлаждаемого объекта^
и др., а также соответствующие давления />0
и рк асимптотически приближаются к их зна-

698
ХОЛОДИЛЬНЫЕ АГРЕГАТЫ
[РАЗД. IV
чениям при установившемся тепловом состоя-
нии (фиг. 37). Производительность машины и
теплопритоки к испарителю и охлаждаемому
объекту также меняются по времени. Средний
часовой теплоприток к испарителю от охла-
ждаемого объекта и длительность цикла зави-
сят от значений температур tx и t2 агента
I Пределы колебаний температуры охлаждаемого
Z'Пределы колебаний давления о конденсаторе
РаЬоч часть \Нерабочая часть
~~~7щкла "/.'./.- цикла
Давление включения
реднее эахрёкт
давление У Давление
быключения.
Время
Фиг. 37. Колебания температур и давлений в автомати-
зированной холодильной установке.
з испарителе, при которых производятся пуск
и остановка машины. На фиг. 38 изображена
примерная характеристика автоматизирован-
ной холодильной машины, при помощи кото-
i
--17
Фиг. 38. Характеристика циклично работающей автомати-
зированной холодильной машины.
рой можно по заданной величине теплопри-
тока и желательной длительности цикла опре-
делить температуры пуска tt и останова *3
машины [6J.
Различают следующие принципиальные
схемы автоматизации холодильных машин:
с одним испарителем, без промежуточного
теплоносителя; с промежуточным теплоноси-
телем; комбинированные; многотемпературные;
с раздельным приводом компрессоров низкого
и высокого давлений двухступенчатой машины;
схема каскадной машины.
Схема холодильной машины
с одним испарителем, без промежу-
точного теплоносителя (с непосредственным
испарением). Область применения: домашние
холодильники, машины „торгового типа"
и т. п. (фиг. 39). Автоматический регулирую-
щий вентиль / обеспечивает должное напол-
нение испарителя. Водорегуляюр 2 (при
водяном охлаждении конденсатора) управляет
потоком воды, открываясь при повышении
давления конденсации. Пуск и остановка
компрессора производятся обычно прессо-
статом 3 при достижении во всасывающей
линии предельных значений давления. Наблю-
дение за температурой объекта не произво-
дится и её значения зависят от величины
теплопритока. Сезонные изменения теплопри-
тока требуют периодических изменений на-
стройки прессостата. Если температура объекта
выше нуля, пуск компрессора при плюсовой
температуре кипения обеспечивает оттаива-
ние испарителя. В герметических машинах
Фиг. 39. Принципиальная схема автоматизирован-
ной холодильной машины с одним испарителем.
вместо прессостата применяют термостат 4,
чувствительный патрон которого прижат
к испарителю. При более строгих требованиях
к температуре объекта (охлаждение воды
и пр.) применяют термостаты 5 с чувстви-
тельным патроном в объекте.
Схема холодильной машины с
промежуточным теплоносителем.
Область применения — крупные холодильные
установки, установки кондиционирования воз-
духа и пр. (фиг. 40). При наличии нескольких
компрессоров, испарителей, охлаждаемых ка-
мер и аппаратов, использующих холод, а также
Фиг. 40. Принципиальная схема автоматизированной хо-
лодильной машины с промежуточным теплоносителем:
1 — автоматический регулирующий вентиль; 2—водоре-
гулятор; 3 — вентиль, регулирующий поток теплоноси-
теля; 4 — устройство для регулирования производитель-
ности компрессора.
при необходимости автоматизировать пуск рас-
сольных и водяных насосов схема усложняется
взаимной блокировкой приборов, а также
регулирующих и пусковых устройств.
Комбинированная схема. Область
применения — установки с температурами в
камере выше 0° С. При этой схеме авто-
матизации пуск компрессора производится
прессостатом, что обеспечивает оттаивание
испарителей (обычно ребристых) в течение
каждого цикла. Остановка компрессора про-
изводится термостатом, реагирующим на по-
нижение температуры камеры. Оба прибора
сблокированы или объединены в одном кожухе.
Применяемое в этой схеме управление пуском
компрессора делает установку менее чувстви-
тельной к колебаниям теплопритока.
Многотемпературные схемы (разные
температуры кипения при одном компрессоре).
Область применения — малые машины в тор-
говой сети, обслуживающие несколько объек-
тов (шкафы, контейнеры для замороженных

ГЛ. XVI]
АВТОМАТИЗАЦИЯ ХОЛОДИЛЬНЫХ МАШИН
699
Дроссельные Оентиль
продуктов). На всасывающей линии испари-
теля, в котором поддерживается более высо-
кое давление (в. д.), помещается дроссельный
вентиль, поглощающий разность давлений
кипения (фиг. 41). Регулирующие вентили
(р. в.), как обычно, обеспечивают нормальное
заполнение агентом каждого из испарите-
лей [4].
Схема двухступенчатой ма-
ши н ы с раздельным приводом компрессоров
низкого и высокого давлений (фиг. 42). Об-
ласть применения—малые машины для получе-
ния температур до — 65° С. Термостат 3, реаги-
рующий на измене-
ние температуры объ-
екта, пускает в ход
компрессор (ступень)
высокого давления
при повышении тем-
пературы. Компрес-
сор (ступень) низкого
давления пускается в
ход маноконтролле-
ром 4 лишь после
того, как давление
в его нагнетательной линии опустится ниже
предельного уровня. При работе одного
лишь компрессора высокого давления вса-
сывание им пара из испарителя произво-
дится через обратный клапан 6. Давление
нагнетания компрессора высокого давления
Фиг. 41 Mhoi отемператур-
ная схема холодильной
машины.
Фиг. 42. Принципиальная схема автоматизированной
двухступенчатой холодильной машины.
воздействует на водорегулятор 2. Автомати-
ческие регулирующие вентили 7 и 5 поддер-
живают должное наполнение испарителя и
промежуточного сосуда жидким агентом.
Отличительная особенность схемы—предо-
хранение компрессора низкого давления от
перегрузки при высоких значениях давления
в испарителе в течение пускового периода.
Схемы каскадной холодильной
машины. Область применения схемы —
малые машины для получения температур
ниже —65° С (фиг. 43). Термостат 3, реагирую-
щий на изменение температуры объекта,
пускает в ход при повышении этой темпера-
туры компрессор нижней ветви каскада. По-
вышение давления в нагнетательной линии
компрессора нижней ветви заставляет прессо-
стат 4 пустить в ход компрессор верхней
ветви. Давление нагнетания последнего воз-
действует на водорегулятор 2. Типы регули-
рующих вентилей 1 должны соответствовать
применяемым типам испарителей. Сигнал 5
служит для привлечения внимания персонала
в случае недопустимого повышения давления.
При рассматриваемой схеме автоматизации
давление в нижней ветви не может достиг-
нуть значений, опасных для прочности ком-
прессора (даже при отеплённой камере и вы-
ключенном термостате 3), так как компрессор
верхней ветви будет охлаждать конденсатор
нижней ветви и поддерживать в нём низкое
давление. Схемз соответственно усложняется.
Фиг. 43. Принципиальная схема автоматизированной
каскадной холодильной машины.
если в одной или обеих ветвях каскада при-
менено двухступенчатое сжатие.
Основные типы автоматических приборов
Автоматические регулирующие вентили.
Отличие процесса дросселирования агентов
от процесса истечения жидкостей заключается
главным образом в снижении температуры
15 20 25 30 Ти°С
Фиг. 44. Кратность увеличения объёма при
дросселировании переохлаждённых аммиака
и фреона-12.
и в значительном возрастании их объёма.
Кратность увеличения объёма при дроссели-
ровании переохлаждённых аммиака и фреона-12
приведена на фиг. 44.
Пропускная способность регулирующего
вентиля при соответствующем подборе коэ-
фициента истечения может определяться по
обычной формуле
Qo = bOApfqoSЬр\и ккал\час,
где / {мм?) — проходное (расчётное) сечение
регулирующего вентиля; Ар (иг/см*) — перепад
давлений в регулирующем вентиле;^ {ккал(кг)—
холодопроизводительность 1 кг агента в испа-
рителе; 7м («г/л) — удельный вес жидкого

7С0
ХОЛОДИЛЬНЫЕ АГРЕГАТЫ
[РАЗД. IV
агента перед соплом. Коэфициент истечения р.
повышается при усилении переохлаждения
(которое определяется перед входом в сопло) и
при малых значениях кратности увеличения
объёма в сопле при дросселировании: для
аммиака коэфициент (д.^0,35; для фреона-12
коэфициент р имеет более высокие значения.
Парообразование в жидкостном трубопроводе
перед регулирующим вентилем снижает про-
пускную способность последнего вследствие
снижения удельного веса поступающей в сопло
смеси и снижения коэфициента истечения р.
Площадь сечения в седле вентиля должна
быть на 30—50% более расчётной. Определе-
ние величины расчётного сечения следует
производить при наименьшей ожидаемой раз-
ности давлений кр = рк — Ро и при наиболее
высокой ожидаемой температуре кипения /0.
Поплавковые регулирующие
вентили со стороны низкого да-
вления. В одной холодильной установке
может параллельно работать неограниченное
число испарителей, контролируемых регули-
рующими вентилями рассматриваемого типа.
Поплавковый регулирующий вентиль низкого
давления (ПРВ н. д.) располагается в корпусе,
сообщающемся с испарителем, и снабжается
поплавком, который при изменении уровня
К компрессору
Испаритель
Фиг. 45. Схема установки проход-
ного поплавкового регулирующего
вентиля низкого давления.
жидкого агента приводит в движение иглу
вентиля. В зависимости от направления потока
агента различают вентили проходные (фиг. 45)
и непроходные (фиг. 46). В малых сернисто-
Испаритель
Фиг. 46. Схема установки непроходного
поплавкоього регулирующего вентиля
низкою давления.
ангидридных машинах поплавковый регули-
рующий вентиль иногда монтируется в кожухе
испарителя. В крупных машинах регулирую-
щий вентиль открывается сервомотором, элек-
трическим (соленоидный вентиль, фиг. 47) или
мембранным (от давления конденсации агента);
за поплавком в этом случае оставляется лишь
управление сервомотором. Преимущества про-
ходных поплавковых регулирующих вентилей—
простота конструкции и монтажа. Недостатки
их — колебания уровня в камере поплавка,
необходимость иметь большой диаметр урав-
нительной жидкостной линии, необходимость
подвода агента к испарителю снизу. Преиму-
щества непроходных поплавковых регулирую-
щих вентилей — универсальность, спокойный
/г компрессору
Испаритель
Конденсатора солетйньй Дроссельный
вентипь вентиль
Фиг. 47. Схема установки управляющего поплав-
кового выключателя.
уровень в камере поплавка. Аммиачные не-
проходные поплавковые регулирующие вен-
тили, подобные изображённому на фиг. 48»
изготовляются с сечением сопла до 10 мм2.
В крупных поплавковых регулирующих вен-
тилях (с сечением сопла 10U ма& и выше)
вместо иглы применяют уравновешенные
Фиг. 48. Аммиачный непроходной шпиндельный
поплавковый регулируюший вентиль с сечением
сопла 5 мм?.
золотники (фиг. 49). Средние модели аммиач-
ных поплавковых регулирующих вентилей
(с сечением сопла 20—50 мм2) выполняются
с иглой (шпинделем); по своей компоновке
они сходны с крупными моделями. Известны
способы, позволяющие устанавливать непро-
ходной поплавковый регулирующий вентиль
выше уровня жидкости в испарителе (приме-
няется в ледогенераторах), а проходные по-
плавковые регулирующие вентили — ниже
испарителя; в некоторых случаях поплавковый
регулирующий вентиль устанавливается и при
прямоточных испарителях [15].
Механический расчёт аммиачного шпин-
дельного поплавкового регулирующего вен-
тиля низкого давления производится по дан-
ным фиг. 50 [8]. Сечение сопла /(мм-) эа-

ГЛ. XVI]
АВТОМАТИЗАЦИЯ ХОЛОДИЛЬНЫХ МАШИН
701
даётся тепловым расчётом. При полностью
погружённом поплавке реакция седла
S = m-f кг,
где т обычно равно 0,4—0,5.
При отсутствии жидкости в камере по-
плавка значение неуравновешенного момента
принимается равным
M — Qq-\- Tt—Gg « 0,1/-{- 1,0 кгсм.
Для регулирующих вентилей с сечением
сопла от 5 до 50 ммг момент М примерно
равен 1,5—6,0 кгсм.
Объём поплавка
v = M + Ss л.
То Я
Плечо s выполняется в пределах от O,OSq
до 0,12<?. Значение удельного веса жидкости -{Q
Уравнительная линия
в камере поплавка значение неуравновешен-
ного момента
М = 0,5Rq и 0,1/+ 5,5 кгсм.
Для регулирующих вентилей с сечением сопла
от 50 до 2оО mm2 момент М равен около
10,5—25,5 кгсм.
Объём поплавка
v= ™L л.
ъя
Вес поплавка должен быть равен половине
его полной подъёмной силы; при тяжёлых
поплавках следует применять противовесы.
Полному открытию поплавкового регули-
рующего вентиля соответствует вертикальное
перемещение поплавка: 15—25 мм в малых и
50—75 мм в больших моделях. Поплавки со-
Вхоо
Жидкого
аммиака
Фиг. 49. Аммиачный непроходной золотниковый поплавковый регулирующий вентиль с сечением
сопла 200 мм3.
подставляется в формулу в кг/л. Бес поплавка
Q должен быть наименьшим; при тяжёлых
поплавках необходимо наличие противове-
сов.
Механический расчёт аммиачного золотни-
кового поплавкового регулирующего вентиля
низкого давления производится по данным
стоят из двух спаянных между собой штам-
пованных половинок. В одной половинке оста-
вляется запаиваемое после остывания готового
поплавка отверстие диаметром п,5—1,0 мм.
Испытание поплавков на плотность произ-
водится в масле под вакуумом, в ящике со
Фиг. 50. К расчёту шпиндельного поплавкового
регулирующего вентиля.
фиг. 51; при этом предполагается, что меха-
низм регулирующего вентиля находится в рав-
новесии при поплавке, наполовину погружён-
ном в жидкий агент. При отсутствии жидкости
7
Фиг. 51. К расчёту золотникового поплав-
кового реаулирующего вентиля.
стеклянной стенкой. Пробные давления для
камер поплавка такие же, как и для испари-
телей. Игла вентиля должна обладать повы-
шенной твёрдостью; конус её полируется.

702
ХОЛОДИЛЬНЫЕ АГРЕГАТЫ
[РАЗД. ?V
Поплавковые регулирующие
вентили со стороны высокого да-
вления. Область применения указанных
регулирующих вентилей — машины с одним
испарителем любого типа. На фиг. 52 пред-
ставлен аммиачный поплавковый регулирую-
щий вентиль средней производительности.
Вентиль рассматриваемого типа располагается
линий
Фиг. 52. Аммиачный поплавковый регулирующий
вентиль высокого давления.
вблизи ресивера и выпускает из него жидкий
агент по мере его накопления. Поплавковый
регулирующий вентиль высокого давления
(ПРВ в. д.) целесообразно применять, когда
Фиг. 53. Мембранный терморегулируюший вентиль: 1—
вход жидкого агента;2 — игла вентиля; 3— выход агента;
4 — сменная диафрагма; 5—пружина, настраивающая
вентиль; 6—мембрана; 7—внутренняя перегородка;
8—стержни, соединяющие мембрану с иглой.
теплоприток к холодному трубопроводу не-
значителен, и в герметических машинах.
Терморегулирующие вентили.
Область применения терморегулирующих вен-
тилей (ТРВ) — прямоточные змеевики всех
видов. Принцип действия рассматриваемых
вентилей (фиг. 53) следующий: на мембрану
(или сильфон) с внутренней стороны действует
давление кипения агента р0, а с внешней сто-
роны— давление пара в чувствительном па-
троне Рпатр, прижатом ко всасывающей трубе
при выходе её из испарителя [2]; температура
патрона выше температуры кипения (пар
агента перегревается в конце змеевика испа-
рителя), причём разность этих температур тем
больше, чем меньше степень наполнения испа-
рителя агентом; изменение разности давлений
Рпатр—Ро приводит к прогибу мембраны и
к перемещению иглы вентиля; настройка
терморегулирующего вентиля — изменение его
пропускной способности при заданной степени
перегрева — производится натяжением пру-
жины 5 (обычно стремятся к перегреву пара,
покидающего испаритель, на 2—4° С сверх
температуры кипения).
Конструкция терморегулирующего вентиля
должна обеспечить превышение температуры
мембраны над температурой патрона, что до-
стигается вводом тёплой жидкости вблизи
мембраны, выполнением корпуса из нетепло-
проводных материалов и пр.
Падение няпора в змеевике испарителя
приводит к снижению давления и температуры
кипения агента по мере его продвижения но
змеевику. Стремление поддержать заданную
степень перегрева (сверх температуры кипе-
ния в начале змеевика) приводит к недоста-
точному заполнению испарителя агентом. Во
избежание этого под мембрану при помощи
дополнительного штуцера и уравнительной
Ра определитель
Терморегулирую -
алий вентиль ~
От ресивера
Уравнительная
¦ трубка s
К компрессору
Фиг. 54. Схема установки терморегулирующего
вентиля.
трубки подводится давление от конца змее-
вика (фиг. 54).
При снижении температуры кипения и при
сохранении заданной степени перегрева сила,
действующая на шпиндель вентиля, умень-
шается. Для температур кипения ниже —45°С
необходимы терморегулирующие вентили спе-
циальной конструкции (с двумя патронами,
заполненными агентами высоких давлений) [19].
Регулирующие устройства с не-
изменным сечением. Область примене-
ния вентилей данного типа — малые гермети-
ческие машины; выполнение — местное суже-
ние сечения (дроссель) на жидкостном трубо-
проводе или длинная трубка малого диаметра.
Для фреоновой машины домашнего холодиль-
ника трубка может быть диаметром 1 мм при
длине около 5 м. Для машины производитель-
ностью 500 кнал/час требуется трубка диа-
метром 1 мм: при t0 = 0° С — длиной 1,8 м;
при /о = —20° С — длиной 3 м. Преимущества
регулирующих устройств с неизменным сече-
нием: простота и отсутствие движущихся
частей; облегчённый пуск двигателя вслед-

ГЛ. XVI]
АВТОМАТИЗАЦИЯ ХОЛОДИЛЬНЫХ МАШИН
70S
ствие выравнивания давлений в конденсаторе
и испарителе при стоянке машины. Недостатки
указанных устройств: увеличение количества
протекающей жидкости и переполнение испа-
рителя при снижении давления кипения; осу-
шение испарителя и переполнение конденса-
тора при высоких давлениях кипения.
Этот вид регулирующих устройств требует
точного расчёта объёмов конденсатора
и испарителя, а также количества заполняе-
мого агента [25].
Водорегуляторы. Область применения
водорегуляторов — машины с водяным охла-
ждением конденсатора, но без циркуляцион-
ного насоса. Их назначение: пропуск воды
в соответствии с нагрузкой конденсатора, при
постоянном давлении конденсации; прекра-
щение течения воды после остановки машины.
Известны два типа водорегуляторов: мембран-
ный (фиг. 55) и сильфонный (фиг. 56).
Принцип действия водорегулятора: на мем-
брану (сильфон) с внешней стороны воздей-
ствует давление нагнетания; прогиб мембраны
Фиг. 55. Мембранный
водорегулятор.
Фиг. 56. Сильфонный
водорегулятор.
передаётся шпинделю водяного вентиля; с из-
менением давления соответственно меняется
количество воды. Снижение давления после
остановки машины прекращает течение воды.
Изменение настройки производится натяжением
пружины. Сильфонное упло.некие (фиг. 56)
уменьшает сопротивление движению. При
объединении силового элеме .га и вентиля
в одном корпусе наличие двух сильфонов
уменьшает опасность проникновения воды
в систему.
Соленоидные вентили. Область приме-
нения соленоидных (электромагнитных) вен-
тилей — установки, в которых необходимо
перекрывать жидкое.ные и др)гие трубопро-
воды после ост нозки компрессора или по
сигналу командного прибора.
Принцип действия (фиг. 57): соленоид, втя-
гивая шпиндель вентиля, открывает его на
полный проход; после выключения тока вен-
тиль закрывается. Шпиндель отделён от со-
леноида трубкой из немагнитного материала.
В целях облегчения закрытия вентиля по-
дача агента производится на клапан. Расход
энергии составляет обычно 15—25 вт. В круп-
ных вентилях соленоид открывает вспомо-
гательный вентиль; основной вентиль
открывается после этого с использованием
разности давлений до и после клапана вентиля,
При установке соленоидных вентилей на
жидкостных трубопроводах необходимо учи-
тывать (во избежание парообразования в
трубах) гидравлическое сопротивление вен-
тилей.
Преимущества соленоидных вентилей: про-
стота, надёжность в работе, отсутствие утечек
Фиг. 57. Соленоидный (электромагнитный)
запорный вентиль.
агента. Недостаток: при быстром закрытии
вентиля возникает гидравлический удар, во
избежание которого скорости жидкости ь
трубах должны быть низкими (не выше
1,0 м(сек). Существуют конструкции вен-
тилей с замедленной посадкой клапана на седло.
Приборы управления пупком компрес-
сора. Прессостаты и термостать
холодильных машин сходны л;ежду собой по
конструкции и состоят из мембраны (силь-
фона), связанной системой рычагов с элек-
трическими контактами (твёрдыми или ртут-
ными). Механизм прибора должен обеспечить
резкое движение контактов при включении
и выключении. Давление включения и выклю-
чения различи .; разность между ними (дифе-
ренциал прибора) устанавливается при на-
стройке. В описываемых приборах на мем-
брану воздействует: в прессостате — давление
холодильного агента (обычно во всасываю-
щей линии); в термосiare - давление пара,
заключённого в чувствительном пагроне. Тер-
мостаты применяются обоих типов: размыка-
ющие при понижении и размыкающие при
повышении температуры (в зависимости о*

704
ХОЛОДИЛЬНЫЕ АГРЕГАТЫ
[РАЗД. IV
схемы включения приборов и электрических
реле). Прессостаты размыкают контакты при
понижении давления.
Маноконтроллеры размыкают кон-
такты при повышении давления (обычно в
нагнетательной линии компрессора). Часто
маноконтроллеры монтируются в общем ко-
жухе с прессостатом и воздействуют на об-
щие контакты. В этом случае они применяются
как предохранительные приборы, останавли-
вающие компрессор при недопустимом повы-
шении давления нагнетания. Давление выклю-
чения таких приборов должно соответствовать
температуре нагнетания -f-50° С A3 ати для
фреона-12; 17—20 ати для аммиака).
В аммиачных приборах применяют сталь-
ные, гофрированные мембраны; в приборах
для агентов средних (кроме аммиака) и низ-
ких давлений — сильфоны. Приборы, предна-
значенные для различных агентов, отличаются
друг от друга диаметрами сильфонов и пру-
жинами. Обычно применяют однополюсные
контакты. Разрывная мощность прибора до-
стигает иногда 15U0 вт при твёрдых и 1000 вт
при ртутных контактах, но обычно выпол-
няется в 2—3 разз ниже. Однофазные двига-
тели пускаются непосредственно приборами,
трёхфазные—с поуощью магнитных пускателей.
Конструкции приборов управления пуском
компрессора весьма разнообразны.
Автоматическое возвращение масла
в компрессор
Циркуляция масла. Автоматическая ра-
бота холодильной машины невозможна, если
масло, выброшенное компрессором в на-
гнетательную линию, не будет возвращено
обратно в картер. Крупные частицы масла
могут отделиться от потока пара в масло-
отделителе, установленном непосредственно
перед конденсатором. Остальное масло уно-
сится в конденсатор и ресивер, где находатся
в растворённом и взвешенном (в агенте) со-
стоянии, а также в виде осевшего на дне слоя
(в аммиачных машинах) или находится только
в растворе (во фреоновых машинах). Автома-
тическое возвращение масла производится
либо из маслоотделителя, либо, если л;асло из
конденсатора уносится агентом в испаритель,
по всасывающей линии, с парами агента. Из
маслоотделителя масло может перепускаться
по мере его накопления непосредственно в
картер компрессора при помощи поплавкового
вентиля.
Возвращение масла из испарителя,
В аммиачных и сернистоангидридных прямо-
точных испарителях масло при испарении
агента выпадает из раствора в виде капель,
насыщенных агентом, и уносится током пара
во всасывающую линию. Во фреоновых прямо-
точных испарителях масло из раствора не
выпадает, но повышает концентрацию неис-
парившейся его части. Остаток раствора вы-
сокой концентрации стекает во всасывающую
линию. Чтобы облегчить сток масла, агент
часто подводят к змеевику сверху.
В сернистоангидридных кожуховых испа-
рителях масло всплывает поверх агента и
вспенивается подымающимися пузырями пара.
Масляная пена отводится во всасывающую
линию, для чего отвод пара производится
сбоку, вблизи от уровня агента. Во фрео-
новых испарителях масло не отделяется от
жидкого агента, и концентрация масла в рас-
творе непрерывно растёт.
Изъятие масла из фреонового испарителя
производится путём непрерывного отбора не-
значительного количества жидкого агента
с растворённым в нём маслом, последующим
испарением агента в отдельном прямоточном
испарителе (теплообменнике) и сливом остав-
шегося масла во всасывающую линию. Доля от-
водимого агента не должна быть более 1% от
количества, притекающего из конденсатора.
Испарение отводимого агента используется
обычно для переохлаждения жидкого агента на
пути его к регулирующему вентилю.
При расположении всасывающей линии
ниже испарителя отбор из него жидкого
агента производится самотёком (фиг. 58).
Если циркуляция агента в испарителе со-
здаётся насосом (оросительные кожухотрубные
испарители и змеевиковые — с верхней по-
дачей и циркуляцией), то создаваемый им
напор можно использовать для подъёма
жидкости до уровня всасывающей линии и
преодоления гидравлического сопротивления
теплообменника (фиг. 59). Иногда из испари-
теля отводят влажный пар (смесь пара с
каплями жидкого агента), подсушивая его в
теплообменнике-переохладителе. В аммиачных
испарителях масло оседает на дно испарителя
и выпускается вручную.
Распределение масла между компрес-
сорами. Если всасывающая линия имеет
уклон по направлению к компрессору, то
масло стекает по ней самотёком, так как
вязкость масла, насыщенного агентом, низка.
Для подъёма масла в трубопроводе следует
применять специальные меры [5]. При нали-
чии нескольких параллельно работающих ком-
прессоров возвращаемое масло необходимо
распределять между их картерами в соот-
ветствии с уносом. Для этого между карте-
рами проводятся уравнительные линии — га-
зовая и масляная. Давления и уровни масла
во всех картерах должны быть одинаковыми;
всасывающие линии должны быть объеди-
нены коллекторами.
Сложность коммуникаций для распреде-
ления масла способствовала развитию и при-
менению комплексных агрегатов (компрессор —
конденсатор—испаритель), в которых каждый
испаритель обслуживается отдельным ком-
прессором. В двухступенчатых холодильных
машинах с компаунд-компрессорами возврат
масла осложняется тем, что в картерах ком-
прессоров обычно поддерживаются разные
давления. Одна из применяемых в этом слу-
чае схем циркуляции масла приведена на
фиг. 60. В масляный ресивер высокого да-
вления сливается масло из обоих маслоотде-
лителей в количестве большем, чем выбра-
сывает компрессор высокого давления. Масло
из испарителя отводится обычным образом
и поступает в масляный ресивер низкого
давления. Картеры компрессоров снабжены
поплавковыми вентилями, поддерживающими
в них постоянные уровни масла. При пони-
жении уровня в ресивере низкого давления
масло притекает к нему из ре.ивера высокого
давления. В пусковой период работает один
лишь компрессор высокого давления, и масло

ГЛ. XVI]
ПРОМЫШЛЕННЫЕ КАМЕРЫ И ШКАФЫ НИЗКИХ ТЕМПЕРАТУР
705
из испарителя через обратный клапан посту- пературах вызвала производство специальных
пает в масляный ресивер высокого давления. камер и шкафов объёмом от 50 л до 20 м%,
в которых поддерживается заданная низкая
п „ всасывающая линии о
-,__ Всасывающая линия LL
Фн..58. Отвод масла из кожухотрубного фрео-
ноного испарителя: /— поплавковый регулирую-
щий вентиль низкого давления; 2 — испаритель;
3 — соленоидный вентиль; 4 — вентиль для
настройки.
В каскадных холодильных машинах во-
просы циркуляции масла разрешаются от-
дельно для каждой ветви.
фреон
Фиг. 5 ¦. Отвод мягла" гз оросительного фреонового испа-
рителя: / - поплавкопый регулирующий вентиль низкого
давления; 2 — испаритель; 3 - вентиль для настройки;
4 — теплообменник, 5 соленоидный вентиль; б—цирку-
ляционный насос.
температура (термокамеры) или низкая тем-
пература при низком давлении (термобарока-
меры). Крупные объекты, в которые может
входить обслуживающий их персонал, назьг-
/С двигателю компрессорап.а
S '
оао
13
Жидкость
Фиг. 60. Схема циркуляции масла в двухступенчатой фреоновой холодильной машине: / — циркуляционный
насос; 2 — испаритель; 3 — ручной регулирующий вентиль; 4 — компрессор низкого- давления; 5 — пусковой
вентиль; 6— масляный ресивер низкого давления; 7 - промежуточный холодильник; 8 — терморегулирую'ций
вентиль; 9 — соленоидный вентиль; 10 — компрессор высокого давления; 11 — поплавковый регулирующий
вентиль высокого давления; 12 — конденсатор; 13 — запасный ручнол регулирующий вентиль;. 14—тепло-
обменник; 15 — поплавковый регулирующий вентиль низкого давления; 16— обратный клапан' 17 — соле-
ноидный вентиль; 18 — поплавковый выключатель; 19— масляный ресивер высокого давления.
ПРОМЫШЛЕННЫЕ КАМЕРЫ И ШКАФЫ
НИЗКИХ ТЕМПЕРАТУР
Низкие температуры (от —40° С до
—100* С) применяются в различных областях
промышленности. Потребность в низких тем-
45 Том 12
ваются камерами. Объекты меньших раз-
меров называются шкафами.
Основные тппы камер и шкафов
Известны следующие типы низкотемпера-
турных камер (шкафов): а) термокамеры —
исключительно для низких температур по-

706
ХОЛОДИЛЬНЫЕ" АГРЕГАТЫ
[РАЗД.Ш
рядка—40 до—85" С; б) термокамеры, допускаю-
щие поддержание как низких, так и высоких
температур (от —85 до -4- 100° С), с возмож-
ностью в некоторых случаях поддержания
любой заданной температуры в указанных
пределах; в) термокамеры для низких и вы-
соких температур того же порядка, но с ре-
гулированием влажности при плюсовых тем-
пературах от 20 до 95%; г) термобарокамеры
для низких температур при вакууме (ими-
тация условий стратосферы); д) термобаро-
камеры, допускающислоддержание как низких,
так и высоких температур при вакууме;
е) термобарокамеры для низких и высоких
температур при вакууме, но с регулирова-
нием влажности.
В шкафах и камерах указанных типов тре-
буется либо длительное поддержание задан-
ных условий, либо только охлаждение загру-
жаемых в них деталей до заданной темпера-
туры; в отдельных случаях требуется осуще-
ствлять изменения температуры, давления и
влажности по определённой программе, ими-
тирующей, напри ер, подъём самолёта в
стратосферу или его пикирование.
Шкафы часто имеют вид ящиков, откры-
вающихся сверху для уменьшения утечки хо-
лодного воздуха при открывании дверцы.
Шкафы конструктивно объединяются с холо-
дильной машиной. Последняя, будучи связана
со шкафом общими рамой и декоративным
кожухом, располагается либо под охлажда-
емым шкафом, либо рядом с ним. Подобное
конструктивное объединение позволяет вы-
полнять холодильные установки передвижными
(переносными, на кол'ёсиках, с длинным гиб-
ким электрическим кабелем).
Камеры и шкафы состоят из двух кожухов:
наружного и внутреннего; иногда на шкафы
надевается снаружи третий кожух — декора-
тивный. Между кожухами укладывается тепло-
вая изоляция! Наружный кожух должен быть
герметичным и не пропускать паров воды из
воздуха к изоляции. В барокамерах один из
кожухов должен .быть прочным, принимая на
себя давлений атмосферы. Обычно : прочным
выполняют внутренний кожух, укрепляя на
нём изоляцию с внешней стороны. При вы-
полнении прочным внешнего кожуха по-
является опасность отставания от него изо-
ляции или разрушения изоляции расширяю-
щимся в ней воздухом при снижении да-
вления в камере. К недостаткам тяжёлого вну-
треннего кожуха относится создание большой
дополнительной нагрузки холодильной ма-
шины, нежелательной при кратковременных
испытаниях. Особенно важно иметь лёгкий
внутренний кожух и лёгкую изоляцию при
программном быстром изменении температуры
в шкафу. При программном регулировании для
термобарокамер применяется слоистая изо-
ляция из стальных листов, которая состоит из
12—14 листов блестящей жести толщиной
0,1- 0,2 мм, поста ленных на расстоянии И)—
12 мм лруг от дру; а. Для ослабления кон-
векции воздуха между листами ставят разде-
лительные деревянные бруски (ин.ервал 600—
800 мм). Коэфициент теплопередачи такой
изоляции — около 0,1? кка i/m нас С.
Внутренний кожух- камер и шкафов вы-
полняют из нержавеющей стали или из оцин-
кованного, железа. Если внутри камеры
(шкафа) создают также высокие температуры
при высокой влажности, то кожух изгото-
вляют из цветных металлов или покрывают
его фарфоровой эмалью.
В тепловом расчёте низкотемпературных
объектов дополнительные теплопритоки (по
тепловым мостикам и при открывании дверей)
принимаются часто равными теплопритоку
сквозь изоляцию или превышающими их.
Основные типы низкотемпературных
холодильных машин
Для охлаждения крупных камер обычно
применяют аммиачные холодильные машины
двух- и трёхступенчатого .сжатия. В малых
установках предпочитают применять автома-
тизированные фреоновые машины или (при
отсутствии фреонов) машины на углеводо-
родах. Часто бывает целесообразно применять
для многоступенчатого сжатия нормальные
одноступенчатые компрессоры, подбирая при
компаундировании соответствующие объёмы,
описываемые их поршнями.
Трудности распределения циркулирующего
масла между картерами компрессоров разных
ступеней обусловливают понижение нижнего
температурного предела применения одно- и
двухступенчатых машин и повышение верх-
него температурного предела применения ка-
скадных машин. Одноступенчатые машины,
работающие на фреоне-22, применяются иногда
до температуры кипения — 50е С. Это допу-
стимо благодаря малой крутизне кривой р =
= f(t) и низкой температуре нагнетания, если
температура конденсации невысока. Однако
рекомендовать одноступенчатое сжатие при
столь большом отношении давлении -—-
Ро
нельзя. Двухступенчатые машины, работающие
на фреоне-12, применяются до температур ки-
пения — /0° С.
В каскадных машинах применяют различные
комбинации агентов: в верхней ветви каскада—
агенты среднего давления, в нижней ветви —
агенты высоких давлений; для достижения осо-
бо низких температур применяют трёхкаскадные
машины с метаном в низшей ветви. Полностью
автоматизируются только малые промышлен-
ные низкотемпературные установки. Крупные,
особенно лабораторные установки с программ-
ным изменением температуры, автоматизи-
руются лишь частично. При автоматизации
низкотемпературных установок следует об:
ращать особое внимание: на контроль темпе-
ратуры в камере (шкафу); на регулирование
потока агента; ,на. пусковые режимы и пуск
компрессора при отогретой камере, на воз-
вращение масла в компрессор (при темпе-
ратурах ниже —40° С масло плохо раство-
ряется в агентах и застывает в испарителе).
Для поддержания заданной температуры в
камерах и шкафах при меняющихся тепло-
притоках применяются следующие способы:
цикличная работа л ашины; регулирование
произвол и гельности компрессора; дросселиро-
вание всасывающей линии (вместо pei улиро-
вания производительности); регулируемые
электрогрелки в камере (шкафу) при по-
стоянной работе машины; регулирование по-

ГЛ. XVI]
ОХЛАЖДАЕМЫЕ ОБЪЕКТЫ ЗАВОДСКОГО ИЗГОТОВЛЕНИЯ
707
тока воздуха при принудительной циркуля-
ции его и др. [22].
Низкотемпературные испарители
В шкафах часто применяют прямоточные
испарители в виде змеевиков, припаянных к
внутреннему кожуху с внешней его стороны.
При этом металл кожуха играет роль рёбер
на змеевике. Достоинством испарителей этого
типа является лёгкость удаления инея; не-
достатки длинных змеевиков — значительная
потеря напора вдоль змеевика, недопустимая
при низких давлениях кипения; смоченность
малой части поверхности трубы агентом; низ-
кие коэфициенты теплоотдачи.
Испарители из ребристых труб допустимо
применять лишь в воздухоохладителях при
большой скорости течения воздуха в них.
При применении ребристых труб нецелесооб-
разно выполнять большие отношения поверх-
ностей рёбер и трубы из-за низких коэфи-
циентов теплоотдачи внутри трубы.
Для осуществления в термобарокамерах
имитации быстрого „подъёма" в стратосферу
A2—15 мин.) необходимо помещать испаритель
в отсеке, отделённом от собственно камеры,
охлаждая его предварительно до более низкой
температуры. Быстрое охлаждение камеры
производится соединением её с отсеком испа-
рителя и сильной циркуляцией воздуха. Испа-
ритель должен обладать при этом большой,
а изоляция камеры — малой массой; прочным
следует делать наружный кожух термобарока-
меры [18]. В небольших шкафах для самых
низких температур внутренний кожух иногда
делают с двойными стенками, в промежутке
между которыми испаряется агент.
При определении поверхности испарителя
разность температур воздуха и кипения агента
принимают малой C—6° С), чтобы не снижать
чрезмерно температуры кипения.
При конструировании испарителей должно
быть учтено влияние веса столба жидкого
агента на температуру его кипения [15].
ОХЛАЖДАЕМЫЕ ОБЪЕКТЫ ЗАВОДСКОГО
ИЗГОТОВЛЕНИЯ
Холодильные шкафы торгового типа
Холодильные шкафы торгового типа (по-
лезный объём 500—2000 л) применяются для
краткосрочного хранения скоропортящихся
продуктов в торговых предприятиях и пред-
приятиях общественного питания. Наиболее
совершенный вид охлаждающего устройства
холодильных шкафов, равно как и других
описанных ниже охлаждаемых объектов, —
автоматизированные компрессионные холо-
дильные машины. В качестве холодильного
агента применяется обычно фреон-12. Для
охлаждения шкафов торгового типа, кроме
того, применяются: рассол, охлаждаемый цен-
тральной холодильной установкой; водный лёд
или ледосоляная смесь; сухой лёд. Темпера-
тура воздуха в холодильном шкафу должна
поддерживаться равной + 2 -f- + 7° С в зави-
симости от рода хранящихся продуктов. Сред-
няя расчётная температура равна -f 5° С.
В зависимости от конструкции испарителя
и расположения агрегата „компрессор—конден-
сатор" различают следующие типовые кон-
структивные схемы холодильных шкафов
(фиг. 61): а) шкаф охлаждается испарителем-
ледогенератором, расположенным сбоку; агре-
гат .компрессор-конденсатор" помещён в ниж-
ней неизолированной части шкафа; б) шкаф
охлаждается воздухоохладителем, установлен-
ным в задней его стенке; агрегат „компрес-
сор — конденсатор* находится в нижней неизо-
лированной части шкафа; в) шкаф охлаждается
воздухоохладителем, расположенным в задней
I^ttffltittttttttttlftffltftttt)
в) г)
Фиг 61. Схемы типовых конструкций холодильных шка-
фов торгового типа.
его стенке; агрегат „компрессор — конденса-
тор" располагается рядом со шкафом или
в смежном помещении; г) шкаф охлаждается
ребристым испарителем, помещённым в верх-
ней его части; агрегат „компрессор — конден-
сатор" расположен отдельно. Последняя кон-
струкция наиболее распространена. Шкафы
типов а и б изготовляются с полезным объёмом
Таблица 3
Основные параметры холодильных шкафов
торгового типа
X
н
а
б
в
г
г
г
ИЯ Ч
5»
uJau
С о
62-
92O
1700
7ао
I2OO
I85O
is
С в
3
4,2
5,8
3.4
4,6
7.2
Габариты шкафа в мм
длина
I2OO
1400
14°о
I2OO
145°
ai5O
шири-
на
76о
83о
830
79°
83о
830
высота
•77°
1870
1870
2ООО
22OO
S20O
Я
М-Э-
325
4оо
43°
46о
бю
79°
500—1000 я, шкафы типов виг — с полезньш
объёмом 700—2000 л. Основные параметры
холодильных шкафов указаны в табл. 3. На
фиг. 62 изображён холодильный шкаф марки
Т-170. Общий внутренний объём шкафа 2320 л;
полезный объём 1700 л; поверхность полок
7,32 j& [1J].
Каркас холодильных шкафов изготовляется
из деревянных брусков, которые соединяются
на шипах и скрепляются шурупами. Толщина
брусков 75—100 мм. Все деревянные части

708
ХОЛОДИЛЬНЫЕ AI РЕГАТЫ
[РАЗД. IV
шкафов перед обработкой пропитываются оли-
фой. Шкафы больших размеров делаются
разъёмными из отдельных щитов, стягиваемых
болтами. Внутренний кожух шкафа выпол-
няется из листовой стали толщиной 0,8 мм,
шкафа — петли, затворы, планки, угольники,
шурупы и пр. — никелируется или хромируется.
В шкафах типа г испаритель расположен на
угольниках, прикреплённых к каркасу шкафа.
Под испарителем имеется поддон из оцинко-
Фиг. 62.
Холодильный шкаф марки Т-170: 1 — испаритель; 2 — шиток; 3 — поддон; 4 — спускная трубка; 5 — пере-
ставные крючки, 6 — сифон; 7—полки; 8— каркас; 9 — изоляция; 10 — дверцы."
покрываемой фарфоровой эмалью, или изго-
товляется из оцинкованного железа; наружный
кожух выполняется из декапированного железа
толщиной 0,8—1 мм. Снаружи шкаф окраши-
вается или покрывается эмалированными
листами, по углам скрепляемыми угольниками.
В качестве изоляции обычно применяются
натуральная пробка, альфоль, шевелин. Изоля-
ционный материал защищается от увлажнения
влагонепроницаемой бумагой (гидроизол, пер-
гамин). Швы промазываются битумом.
В зависимости от размера холодильный
шкаф имеет 4 или б дверец. Каждая дверца
состоит из деревянной рамки. С наружной
и внутренней сторон рамки покрываются
стальными щитками, между которыми поме-
щается изоляция. Для создания надёжного
уплотнения дверцы у бортов обиваются полой
резиновой прокладкой; в некоторых моделях
шкафов дверцы! имеют стёкла для демонстрации
продуктов. Полки (решётки) шкафа выпол-
няются из стальных прутков, соединённых
контактной сваркой; после изготовления полки
лудятся или никелируются. Полки опираются
на крючки, которые укрепляются в планках
на внутреннем кожухе шкафа и могут пере-
ставляться по высоте последнего. Петли и за-
творы шкафа — стальные штампованные или
бронзовые затворы должны быть захлопываю-
щегося типа, с пружиной. Вся арматура
ванного железа с трубкой для отвода воды,
образующейся на поверхности испарителя
при таянии инея. Для улучшения циркуляции
воздуха поддон покрывается тепловой изоля-
цией, а перед испарителем ставится изолиро-
ванный щиток (фиг. 63).
При расчёте поверхности испарителя раз-
ность между температурой воздуха в шкафу
Фиг. 63. Схема расположения щитка и поддона
в холодильном шкафу: 1—испаритель;
2 — щиток; 3 — поддон.
и температурой кипения 9 выбирается в за-
висимости от влажности воздуха, потребной
для хранения каждого продукта; чем меньше в,
тем выше влажность воздуха в шкафу. Кроме

ГЛ. XVI]
ОХЛАЖДАЕМЫЕ ОБЪЕКТЫ ЗАВОДСКОГО ИЗГОТОВЛЕНИЯ
709
того, при малой разности температур умень-
шается образование снегбвой шубы на испа-
рителе. Для хранения свежего мяса в шкафах
с естественной циркуляцией воздуха В =
= 5,5-i- 8е С; при принудительном движении
воздуха в = 4,5 -ь 5,5° С. Для хранения мо-
лочных продуктов при естественной циркуля-
ции воздуха в==1ГС; при принудительном
где k (ккал/м2час °С) — коэфициент теплопере-
дачи через стенки шкафа; F (м2) — расчётная
поверхность стенок шкафа; tH (°С)—темпе-
ратура воздуха в помещении; tmK (°C) — тем-
пература воздуха в шкафу.
В холодильных шкафах и других охлаждае-
мых объектах небольших размеров на вели-
чину теплопритока через стенки заметно
Фиг. 64. Холодильный шкаф марки Т-120: 1 — каркас; 2 — внутренний кожух; 3 - наружный
кожух; 4 — изоляция; 5 — дверцы; 6 — полки; 7 — арматура.
движении воздуха в = 8° С. Максимальное
значение 9, соответствующее наименьшей
допускаемой влажности, равно 14° С.
На фиг. 64 изображён холодильный шкаф
марки Т-120. Общий внутренний объём шкафа
1530 л; полезный объём 1200 л, поверхность
полок 5 мг.
Тепловой расчёт. Полный теплопри-
ток к шкафу Qmk определяется по следующим
формулам:
шкафы типов а и г:
ккал1час\
шкафы типов бив:
влияет наличие углов. Поэтому расчётную по-
верхность шкафа следует определять по фор-
муле
F=FeH + 0,54 s ?/+1,25°- л&,
где FeH (м2)— внутренняя поверхность шкафа;
5 (м) — средняя толщина изоляции; ЯЦм) —
сумма длин двенадцати рёбер внутреннего ко-
жуха.
При загрузке тёплых продуктов следует
учитывать теплоприток, получаемый при их
охлаждении по приближённой формуле
860
Q2 = 24
(*пр — tmK) ккал/час,
где Qj (ккал/час) — теплоприток через стенки
шкафа; Q2 (ккал/час) — теплоприток от охла-
ждаемых продуктов; Q3 {ккал\час) — дополни-
тельный теплоприток при открывании дверец;
Мвент(ьвт) — мощность, подводимая к венти-
лятору.
Теплоприток через стенки шкафа опреде-
ляется по формуле
Qj = kF(tH — tMK) ккал/час,
где Gnp{Kz) — суточное поступление продук-
тов в шкаф; спр {ккал\кг ° С) — удельная
теплоёмкость продуктов; tnp — температура
продуктов.
Дополнительные теплопритоки при откры-
вании дверец обусловливаются многими фак-
торами, зависящими от конструкции шкафа и
условий эксплоатации, и не могут быть под-

710
ХОЛОДИЛЬНЫЕ АГРЕГАТЫ
[РАЗД. IV
считаны точно. При ориентировочных подсчётах
обычно прияимают
Q3 = 0,3(Qi + Q2) ккал/час.
На фиг. 65 приведены средние значения
теплопроходимости kF для шкафов торгового
ккои
ft
10
9
Q
7
6
ч
'^
«--
--
.—
500
то
Полезный объём
2000
литры
Фиг. 65. Значения теплопроходимости kF холодильных
шкафов торгового типа при изоляции толщиной 75 мм.
типа; на фиг. 66 приведены величины тепло-
притока через стенки шкафа с полезным
объёмом 1700 л для различных температур
окружающего воздуха.
vac
350
300
250
200
,'50
mn
1
1
\^>
i>y
\-Tet
чперс
8 шН
тура воздуха
афу +5°Ci
1
'5 20 25 30 35 40 "С
Температура окружающего воздуха
Фиг. 66. Значения теплопритока Q, через стенки шкафа
с полезным объёмом 1700 л в зависимости от темпера-
туры окружающего воздуха.
Разборные холодильные камеры
Разборные холодильные камеры, устана-
вливаемые в торговых помещениях, выпол-
няются из отдельных изолированных щитов.
Полезный объём камер 2—20 м% их назна-
чение — краткосрочное хранение продуктов.
Известны два варианта разборных камер:
я=УюВ С-
Фиг. 67, Схема расположения испарителей, поддонов и
щитков в разборной камере: 1 — испарители; 2—под-
доны; 3 — щитки.
а) со стеклянной витриной в передней стенке
камеры и б) без витрины.
Для камер применяются те же материалы,
что и для холодильных шкафов. Охлаждение
камер производится обычно с помощью ре-
бристых испарителей, расположенных в верх-
ней их части. При* ширине внутреннего ко-
жуха камеры больше 3 м в ней устанавли-
ваются два испарителя (фиг. 67). Для повы-
шения скорости циркуляции воздуха в каме-
рах рекомендуется ставить около испарителя
вентилятор. Происходящее при этом некото-
рое увеличение эксплоатационных расходов
(за счёт затраты электроэнергии и за счёт
увеличения теплопритока) окупается повыше-
нием температуры кипения и большей равно-
мерностью температуры воздуха в шкафу.
Схема установки вентиляторов при двух
а='/юв с=/7 в
Фиг. 68. Схема установки вентиляторов у испарителей
в разборной холодильной камере: /— испарители;
2 — поддоны; 3 — щитки; 4 — отражатели; 5 — венти-
ляторы.
ребристых испарителях представлена на
фиг. 68. На фиг. 69 указаны габаритные раз-
меры разборной холодильной камеры с по-
лезным объёмом 4500 л.
Тепловой расчёт разборной хо-
лодильной камеры производится в
основном так же, как и расчёт холодильного
шкафа. Однако в этом случае
ккал/час,
где коэфициент А следует принимать рав-
ным 0,20—0,25.
Средние значения теплопроходимости kF
для камер различного объёма приведены на
фиг. 70.
Охлаждаемые прилавки
Охлаждаемые прилавки для продажи ско-
ропортящихся свежих продуктов выполняются
с остеклённой витриной и имеют полезный
объём 600—3000 л. Прилавки для продажи
замороженных продуктов и мороженого (при-
лавки-контейнеры) изготовляются без витрин
с полезным объёмом 60—600 л.
Прилавки с витриной. Температура
воздуха, поддерживаемая в прилавке, обычно
равна -f- 5° С. Охлаждение прилавков целе-
сообразно производить автоматизированными
холодильными машинами (применяется также
водный лёд, ледосоляная смесь или охла-
ждаемый рассол). В зависимости от располо-
жения охлаждаемого объёма различают три
типа прилавков (фиг. 71): /—с охлаждаемой
витриной, расположенной в верхней части
(нижняя часть прилавка не охлаждается);
II —с охлаждаемыми витриной и камерой.

ГЛ. XVI]
ОХЛАЖДАЕМЫЕ ОБЪЕКТЫ ЗАВОДСКОГО ИЗГОТОВЛЕНИЯ
711
размещённой в нижней части прилавка;
/// — прилавки-витрины, в которых витрина
занимает всю высоту прилавка. В прилавках
типа / агрегат „компрессор — конденсатор"
2230
2/80
Фиг. 69. Разборная холодильная камера полез-
ным объёмом 4,5 ма.
помещается обычно в нижней части при-
лавка; в прилавках типов II и III этот агре-
гат устанавливается непосредственно у при-
лавка или вблизи от него. Охлаждение при-
лавков производится ребристыми испарите-
лями (змеевиками). В зависимости от вида
АГ
Ж "С
/
11
г'
4 6 8 /0 12
Полезный объём
16 18 20 м3
Фиг. 70. Значения теплопроходимости W_ разборных
холодильных камер при изоляции толщиной 75 мм.
демонстрируемого продукта секции испари-
теля могут быть расположены: в верхней
части прилавка, у передней или задней стенки,
непосредственно под полками для продуктов.
Высота прилавков всех типоразмеров при-
мерно одинакова — 1200^-1400 мм; ширина—
около 800 мм (прилавки /, изображённые на
фиг. 71, имеют как исключение ширину до
1150 мм); длина прилавков выполняется в
пределах 1800—4800 мм. Толщина изоляции
70—80 мм. Полезный объём прилавков / —
600—1000 л; прилавки Я и /// имеют полез-
ный, объём охлаждаемого
пространства 1000—3000 л.
В табл. 4 приведены основ-
ные параметры охлаждае-
мых прилавков с витринами.
Охлаждаемый прилавок
с витриной типа // (полез-
ный объём 1400 л) приведён
на фиг. 72. Каркас прилавка
состоит из брусков, соеди-
нённых шипами и скреплён-
ных между собой шурупами.
Все деревянные части при-
лавка перед обработкой
пропитываются олифой.
Внутренний кожух при-
лавка — стальной, эмалиро-
ванный (допускается так-
же оцинкованное железо
с пропайкой швов кожуха). Наружный
кожух собирается также из эмалирован-
ных стальных листов. Иногда вместо эма-
лировки наружный кожух покрывают ла-
ком. Изоляция—натуральная пробка, шеве-
Tunl
-1530 -
Ъп П
ТипШ
Фиг. 71. Типовые конструкции охлаждаемых прилавков.
лин, рогозит, альфоль. Пробковые плиты ста-
вятся на битуме. Применение рогозита тре-
бует защиты его от увлажнения влагонепро-
ницаемой бумагой.
Витрина состоит из трёх зеркальных стё-
кол толщиной 6 мм каждое с воздушными
прослойками между ними. Уплотнение стё-
кол в раме производится мягкой резиной.
Дверца прилавка также имеет три стекла.
Рама дверцы делается из литой резины или
из дерева; в последнем случае она обивается
резиной. Витрина освещается электрическими
лампочками, расположенными вне прилавка.
Рефлектор ставится по всей длине прилавка
и прикрепляется в верхней части наружного
кожуха.
Змеевик испарителя состоит из мед-
ных ребристых труб. После изготовле-
ния испаритель необходимо лудить. Решётча-
тые полки, выполняемые из стальных прут-
ков, соединённых между собой контактной

712
ХОЛОДИЛЬНЫЕ АГРЕГАТЫ
[РАЗД. IV
сваркой, лудятся или никелируются. Дверца
камеры имеет деревянную раму и металли-
ческие панели, которые соответственно ко-
жухам эмалируются или покрываются лаком.
Таблица 4
Основные параметры охлаждаемых прилавков
с витринами
s
I
III
/65
975
1200
1400
1600
ПОЗ
1500
1900
2300
IIOO
1500
1900
2300
2700
fg
is
С с
t,8
2,3
2,8
3,3
3,8
i,4
r,8
2,3
2,8
3,4
4,6
5,9
7,i
8,3
Наружные размеры в мм
дл::на
245"
3050
37°°
43°°
49°°
1830
245°
3°5°
37оо
1830
24=)°
3°5°
37°°
43°°
ширина
83о
830
830
83о
830
8ю
8ю
8ю
8ю
830
830
83о
83о
830
высота
I22O
I22O
I22O
I22O
1220
Г22О
I22O
I22O
1220
138о
138о
i38o
1380
хзНо
=
03
545
6дО
795
915
ю4о
5'5
630
755
875
55°
700
835
99°
io6o
Под испарителем ставятся металлический под-
доа и трубка с сифоном для отвода конден-
сата. Для лучшей циркуляции воздуха ПОД-
Ллцлс прилавка
Фиг. 72. Охлаждаемый прилавок с витриной типа //:
1—каркас; 2 — внутренний кожух; S—наружный ко-
жух; 4 — изоляция; 5 — витрина; 6 — дверцы витрины;
7—испаритель; <? — полка для продуктов; 9~ дверцы
камеры; 10 — рефлектор; // —поддон со щитком;
12 — арматура.
дон желательно снабжать изолированным
щитком.
Арматура прилавка (петли, затворы, уголь-
ники, наличники и т. д.), выполняемая обычно
из бронзы или стали, никелируется или хро-
мируется.
Тепловой расчёт охлаждае-
мого прилавка производится аналогично
соответствующему расчёту холодильного
шкафа. Поскольку размеры поперечного
сечения для прилавков различной длины
остаются постоянными, можно считать, что
тешюприток на 1 пог. м длины прилавка
или на 1 м3 его внутреннего объёма также
является постоянной величиной. Удельный
1000 1500 2000
Полезный объем
2500 литры
Фиг. 73. Значения теплопроходимости kF охлаждаемых
прилавков с витриной при изоляции толщиной 75 мм.
геплоприток на единицу объёма для прилавков
типа / колеблется от 9 до 10 ккал\мг час°С;
для прилавков типа // эта величина равна
7,5—8 ккал/м% час °С. На фиг. 73 приведены
значения теплопроходимости kF для прилав-
ков типа //; значения суммарного теплопри-
тока для прилавков типа // с полезным объё-
мом 1400 л указаны на фиг. 74. Общий те-
час
200
\ 160
\
420
80
Температур
в прилавке
а во
здух
С
У
а
16 18 20 22 2U
Температура окружающего fintdtixn
Фиг. 74. Суммарный теплоприток к прилавку с витриной
типа // ёмкостью 1400 л при изоляции толщиной 75 мм.
плоприток на 1 пог. м длины прилавка соста-
вляет: для прилавка с витриной типа / —
7 ккал/ЧоС°С; для прилавков с витриной
типа II— 10 ккал/час °С.
П р и л а в к и - контейнеры применяются
для хранения и продажи замороженных про-
дуктов. Средняя температура воздуха в них
равна — 12 -! 15 °С. Охлаждение произво-
дится автоматизированными холодильными
машинами или сухим льдом. Прилавки для
низких температур изготавливают без витрины

ГЛ. XVI]
ОХЛАЖДАЕМЫЕ ОБЪЕКТЫ ЗАВОДСКОГО ИЗГОТОВЛЕНИЯ
713
во избежание конденсации водяных паров
на стёклах („отпотевание стёкол").
В прилавках-контейнерах охлаждение про-
изводится испарительными змеевиками, при-
паянными к наружной поверхности внутрен-
него кожуха прилавка. Таким образом, охла-
ждающей поверхностью здесь является поверх-
ность стенок внутреннего кожуха. Для полу-
чения равномерной температуры воздуха по
высоте прилавка обычно располагают змее-
вики испарителя по поверхности стенок на
две трети их высоты (от верха прилавка).
Расфасованное мороженое в прилавке необ-
ходимо укладывать в формы, выполненные
из стальных лужёных прутков или из листо-
вого алюминия. При продаже мороженого из
Тип! 6j
888
Ш
лоб
т
щ
V//777777///777///////////,
•
Фиг. 75. Типовые конструкции прилавков-контейнеров
с вмонтированными холодильными машинами.
гильз последние ставят обычно на деревян-
ную решётку дна внутреннего кожуха, под-
держивая их хомутами, опирающимися на
кронштейны, припаянные к боковым стенкам
кожуха.
На фиг. 75 приведены типовые схемы при-
лавков-контейнеров с вмонтированными в них
холодильными машинами. Агрегат „компрес-
сор—конденсатор" располагается в прилавках
типа / под охлаждаемым объёмом в нижней
части прилавка (фиг. 75, 1а и 16), а в прилав-
ках типа // сбоку, рядом с охлаждаемой
частью (//а и 116). В последнем случае та часть
прилавка, где находится агрегат, делается
отъёмной.
Прилавок может иметь один контейнер
1а, Па) или несколько отдельных гнёзд A6,
A16) для продажи различных видов товаров.
Б последнем случае испарители, охлаждающие
каждое гнездо, соединяются между собой по-
следовательно.
Каркас прилавка-контейнера (фиг. 76) де-
лается обычно деревянным, но может быть
выполнен и из металлических угольников;
в последнем случае из дерева изготовляется
только верхняя рамка, образующая борты
прилавка. Внутренний и наружный кожухи
прилавка-контейнера прикрепляются к кар-
касу. Пространство между кожухами запол-
няется изоляцией: непосредственно к испари-
тельным змеевикам прикладывается изоля-'
ционная плита; остальное пространство мо-
жет быть заполнено такими же плитами или
изоляцией иного типа (альфоль, рогозит).
Внутренний кожух выполняется из оцинко-
ванного железа с пропайкой швов. Наруж-
ный кожух эмалируется или покрывается бе-
лым лаком. Верхнюю поверхность прилавка
составляет стальная плита (хромированная или
никелированная). Дверца контейнера состоит
из деревянной обитой резиной рамки, двух
металлических панелей и изоляции.
В современных прилавках-контейнерах
дверцы делаются из одного куска литой ре-
зины. С внутренней стороны изоляция дверцы
прикрывается стальным щитком. Иногда
Таблица 5
Основные параметры прилавков-контейнеров
Тип пр
лавка
1а
1а
16
Па
Па
116
116
зЕ
со 5
|1
С о
56
Ю7
155
90
20О
200
59°
Количе-
ство гнёзд
2
3
4
2
4
4
12
Наружные размеры в мм
длина (с
машинной
частью)
8ю
IIOO
9?о
1240
1300
I30O
2460
ширина
55°
55°
8ш
боа
760
840
840
высота
955
935
9.55
830
830,
875
875
Вес в кг
(без ма-
шины)
17О
23°
285
15°
Х7°
35°
560
дверцы прилавков делаются откидными, двой-
ными. Края верхней плиты в местах прилега-
ния дверец обиты резиной [26].
В табл. 5 приведены основные параметры
прилавков-контейнеров, имеющих изоляцию
толщиной 100 мм.
В тепловом расчёте прилавков-контейне-
ров следует учитывать влияние углов на те-
плоприток сквозь изоляцию.
Охладители воды
Охладители воды, снабжённые вмонтиро-
ванными автоматизированными холодильными
машинами, используются для охлаждения
питьевой воды * или воды для производствен-
ных нужд (фотолаборатории и пр.).
Производительность охладителя опреде-
ляется из расчёта 0,4 л/час на одного чело-
века. Охладители строятся в виде колонок
или цилиндрических бачков. В зависимости
Температура охлаждённой воды около +10° С.

714
ХОЛОДИЛЬНЫЕ АГРЕГАТЫ
[РАЗД. IV
Фиг. 76. Прилавок-контейнер
марки ПМ-30 с полезным вну-
тренним объёмом 300 л, вме-
щающий 80 кг мороженого:
1 — каркас; 2 — внутренний
кожух; 3 — наружный кожух;
4 — изоляция; 5 — дверца; 6 —
верхняя плита; 7 — испари-
тельные змеевики; 8— термо-
регулирующий вентиль.
Тип!
Tun U
ТипШ
Фиг. 77. Типовые конструкции
охладителей воды.
Фиг. 78. Основные конструкции охлаждающих устройств: а) 1 — змеевик с испаряющимся холодильным аген-
том; 2 — змеевик с охлаждаемой водой; 3 — теплообменник; 4 — трубка с водой, сливающейся из раковины
охладителя; 5 — трубка с водой из водопровода; 6 — трубка подачи охлаждённой воды; б) 1 — резервуар
с двойными стенками; 2 — жидкостная трубка; 3 — всасывающая трубка; 4 — кран охлаждённой воды;
в) / змееьик с охлаждаемой водой; 2 — резервуар с незамерзающим раствором; 3 — трубки со сливающейся
водой; 4 - трубка с водой, поступающей на охлаждение; 5—змеевик с испаряющимся холодильным агентом.

ГЛ. XVI]
ОХЛАЖДАЕМЫЕ ОБЪЕКТЬЬЗАВОДСКОГО ИЗГОТОВЛЕНИЯ
715
от способа питания водой и от места распо-
ложения отверстия для выхода воды разли-
чают следующие типовые конструкции охла-
дителей (фиг. 77): колонки с выходом воды
сбоку (тип 1а и 16), либо имеющие в своей
верхней части резервуар, либо присоединяю-
щиеся к водопроводной линии; колонки с вы-
Фиг. 79. Охлаждающая колонка: / — штуцер для
поступающей водопроводной воды; 2 — тепло-
обменник; 3— бачок, в котором охлаждается вода;
4—испарительный змеевик; 5— штуцер для отвода
холодной воды; 6 кран, управляемый педалью;
7 — педаль; #—регулятор высоты струи; 9—сопло
фонтанчика; 10 — приёмник неисно 1ьзов иной
воды; // - штуцер для отвода неиспользованной
воды; 12 - стоик! для мытья стаканов; 13 —
фреоновый агрегат .компрессор—конденсатор";
/4 — фреоновый- теплообмнник; /5—поплавко-
вый регулирующий вентиль; 16 — фреоновая
всасывающая линия; 17 — термостат.
ходом воды в виде фонтанчика (тип // *);
бачки (тип III).
Основные параметры охладителей воды
указаны в табл. 6.
Колонка состоит из корпуса, агрегата
.компрессор — конденсатор", охлаждающего
устройства и арматуры.
Корпус обычно выполняется из штам-
пованных стальных листов; каркас со-
стоит из угольников (некоторые облегчённые
модели не имеют каркаса). Арматура (крышка
ручки, розетки и пр.) — бронзовая, хромиро-
ванная. Пуск воды производится при по-
мощи кнопки (фиг. 77, 1а), крана (фиг. 77,16)
или педали (фиг. 79).
* Некоторые модели колонок имеют в корпусе,
кроме то.о, небольшой холодильный шкафчик ёмкостью
5-7 л.
На фиг. 78 и 79 показаны основные кон-
струкции охлаждающих устройств.
В охладителях, где питьевая вода выходит
в виде фонтанчика, сливающаяся обратно хо-
лодная вода (её количество составляет около2/3
производительности охладителя) используется
в теплообменнике для предварительного
Таблица 6
Основные параметры охладителей воды
Тип
la
la без резер-
вуара
16 без резер-
вуара
II
III
III
III
1— t~ Ю
13.5
13,5
6.7
6,7
45
94.5
170
Наружные
?
S
Ч
Ч
485
485
—
—
635
—
в
шри
а
я х
485
485
—
—
47°
—
—
габарчты
мм
*?
S «
—
460
460
—
93»
355
38о
ысо:
м
IIOO
1400
ю-о
97°
460
52O
74O
аз
о
Si
и г
15°
i5o
5°
15°
5Э
Зо
45
8о .
* Производительность указана при охлаждении воды
с +27 до +10° С и при температуре окружающего воз-
духа +27° С.
охлаждения поступающей питьевой воды.
Теплообменник выполняется из двойных труб
в виде змеевика. В колонках небольшого раз-
мера (производительностью до 10 л/час) для
охлаждения применяются агрегаты „компрес-
20
i
S
1 1
вс
я охлаждён
да ucno/ibsyt
Г
Ч
Температура водопроводной "^
чая
JII!CH
~*^
'26 28 30 32 31* 35 "С
Температура окружающего Воздуха
52
4U
36
28
20 0 20 W 60 80 100%
Количество неиспользованной воды,
стенающей 8 теплообменник
Фиг. 80 Типовые графики производи-
тельности колонки для охлаждения
питьевой воды.
сор — конденсатор" с электродвигателем мощ-
ностью 60 вт. В колонках производитель-
ностью выше 10 л/час применяются агрегаты
с двигателем мощностью около 3U0 вт. Ма-
!
Г
Тем
Л
перату
воды 27,
У
ja 6
7°С
У
ода
\
Г
1
проводной ,
Температура окру
' го 6оздуха+27°С
S
—

716
ХОЛОДИЛЬНЫЕ АГРЕГАТЫ
[РАЗД. IV
шина снабжается автоматическими приборами:
терморегулирующим вентилем; термостатом
для регулирования температуры охлаждаемой
воды; регулятором высоты струи (в колонках
типа II).
Графики производительности колонки
(в л\час) в зависимости от температуры окру-
жающего воздуха и от количества стекаю-
щей в теплообменник неиспользованной воды
представлены на фиг. 80.
ЛИТЕРАТУРА И ИСТОЧНИКИ
1. Вейнберг Б. С, „Холодильное дело" № 10. 1936.
2. Вейнберг Б. С, „Холодильная промышленность*
№ 6, 1^37.
3. Вейнберг Б. С, .Холодильная промышленность*
№ 1. 1939
4. Вейнберг Б. С, „Холодильная промышленность"
№ 3 и 4, 1939.
5. Кейнберг Б. С., „Холодильная промышленность*
№5. 19W.
6. Вейнберг Б. С, Теория цикличной работы холо-
дильных машин. Tj-уды МВТУ им. Баумана, „Исследо-
вания рабочих процессов холодильных машин", Машгиз,
1948.
7. Ген и. с А. А иЗамлерП. М., „Холодильная про-
мыш енно ть- № 3, 1939.
8. Г о г о л и н А. А., Аммиачные поп тавковые регули-
рующие вентили, „Холодильная техника", сборник
работ ВН,)ХИ, Пищепромиздат, 1910
9. Дегтярев Н, И., Г о г о л и н А. А- и др., Конда
ционирование воздуха. Госстройиздат 1939.
10. Ефремов А., „Амер техн. и пром.* № 4, 1916.
11. За в аров, Чернореченский химкомбинат, отчёт,
1936 (рукопись).
12. К а м е н с к и й В. и Е ф р е м о в А., „Амер. техн. и
пром." № 6,1914.
13. Плесков В., Физико-химический институт им. Кар-
пова, тема № 89, 1933 (рукопись).
14. Р о з и н и Петронелли, Электрохолодильник
ХТЗ-120. Машгиз. 1941.
15. Ц ы д з и к В. ?., Б а р м и н В. П., Вейн-
берг Б. С, Холодильные машины и аппараты, Маш-
гиз, 1946.
16. Anderson W. В., Refrig. Engineering, v. 41, № 5,
V, 1941.
17. American society of refrigerating engineers, Codes and
standarJs, r^ew-York, 1942.
18. В e r g d о 11 J. G., Refrig. Engineering, v. 45, № I,
январь, 1943.
19. С a r t e r F. J., Refrig. Engineering, v. 50, № i
июль, 1945.
20. Commercial electric refrigerator condensing units.
( omm. Standard (hmergency) CS (E) 107—43, Reirig.
Engineerirg v. 45. № 4, апрель, 19K.
21. Jones W., Refrig. Engineering, v. 41, Ш 6, июнь,
1941.
22. NewtonA. В., Refrig. Engineering, v. 47, № 6,
июнь, 19'4.
23. Refrigerating Data Book, Am. Sod. of refr. evg., 5-е изд.,
New-Vcrk. 1942.
24. R h о d e s W. W., Refrig. Engineering, v. 53, № 5,
май, 1^47.
25. Staebler L A., Refrig. Engineering, v. 55, № 1.
январь, 1948.
26. W i 1 e D. D., Refrig. Engineering, v. 41, Л6 4, апрель.,
1941.
27. Zwicki J., Refrig. Engineerin?, v. 45, J* 5, май

ЗАМЕЧЕННЫЕ ОПЕЧАТКИ
Стр.
Строка
Напечатано
Должно быть
По чье
вине
32
46
99
102
132
132
132
302
305
310
323
323
326
327
333
337
375
382
399
401
462
491
494
19-я снизу, правая
Табл. 26, 2-я графа*
3-я стр. снизу
Фиг. 41
8-я сверху, левая
колонка
12-я сверху, левая
колонка
14-я сверху, левая
колонка
16-я сверху, левая
колонка
6-я снизу, левая
колонка
3-я сверху, левая
колонка
17-я снизу, правая
колонка
7-я сверху, левая
колонка
Подпись под фиг. 98
21-я сверху, правая
колонка
12-я сверху, левая
колонка
10-я сверху, левая
колонка
12-я сверху, левая
колонка
32-я снизу, левая
колонка
27-я сверху, левая
колонка
18-я снизу, правая
колонка
4-я сверху, левая
колонка
9-я снизу, правая
колонка
Подпись под фиг. 17
11-я снизу, левая
колонка
Н
1,4-0,5
а) б) в) г) д)
3
G
ct>D3
°г (А — А.)=
+0,001 do(i"n — /°V
фиг. 78,
включением,
механизма неравномерности.
R ¦ 60
V
AN,-
устанок
газов
sin <?—/
'1-7Г,-Л2~"( к]
кавитацию.
(см. также фиг. 24).
(см. фиг. 24).
И
1,4-1,6
а) в) д) б) г)
(Л -
= *,.
фиг. 77,
выключением,
"W,<V°~3
VCH
механизма изменения времени
изодрома.
/?-60
nmkhg '
уставок
паров
¦ (Fr<o sin <?—fvK)
экономику.
(см. также фиг. 26).
(см. фиг. 26).
Авт.
Тип.
Авт.
Ред.
Авт.
Том 12. Зак. 3336