Тепловозы. Основные процессы - Шелест А.Н.

Автор: Шелест А.Н.

Теги: машиностроение тепловозы

Год: 1957

Похожие

Тепловозы. Назначение и устройство

Советские тепловозы.

Устройство и ремонт тепловозов

Тепловозы

Текст

A. H. ШЕЛЕСТ
Заслуженный деятель науки и техники,
д-р техн, наук проф.
ТЕПЛОВОЗЫ
ОСНОВНЫЕ ПРОЦЕССЫ
Под общей редакцией
канд. техн, наук доц. П. А. Шелеста
ГОСУДАРСТВЕННОЕ НАУЧНО-ТЕХНИЧЕСКОЕ ИЗДАТЕЛЬСТВО
МАШИНОСТРОИТЕЛЬНОЙ ЛИТЕРАТУРЫ
Москва 1957
Настоящая книга содержит основные сведения по
расчету тепловозов и их элементов. Подробно разобра-
ны тепловозы с механической, гидравлической и газо-
вой передачами. Дается расчет газотурбовозов с меха-
ническими генераторами газов.
В книге освещаются вопросы особенности работы на
тепловозах дизелей, расчет тепловозных охлаждающих
устройств и компрессоров и дается методика опреде-
ления основных размеров тепловозов.
Книга предназначена для инженерно-технических ра-
ботников транспортного машиностроения и студентов,
машиностроительных и транспортных институтов.
Рецензент канд. техн. наук. доц. П. В. Якобсон
Редактор инж. Н. Н. ВОСКРЕСЕНСКИЙ
Редакция литературы по транспортному, дорожному
и энергетическому машиностроению
Зав. редакцией инж. Н. Н. ВОСКРЕСЕНСКИЙ
ПРЕДИСЛОВИЕ
Проф. А. Н. Шелестом длительное время подготовлялся материал
для монографии «Тепловозы» (основные процессы). С этой целью им были
изучены в лаборатории МВТУ имени Баумана следующие вопросы:
1) работа дизеля в тепловозных условиях при нормальном режиме и с
наддувом;
2) причины частых неполадок в тепловозных дизелях;
3) возможность работы дизелей с температурой охлаждающей воды
выше 100°С;
4) наиболее простой и надежный метод расчета холодильников для
масла и воды;
5) метод построения характеристик дизелей и компрессоров при раз-
личных условиях работы;
6) создание теории тепловозов с механическими генераторами газов
и другие.
Смерть помешала проф. А. Н. Шелесту закончить указанную работу.
Материалом для настоящей книги послужили опубликованные труды
А. Н. Шелеста. Некоторые из них остались без изменения («Характери-
стика дизелей при переменном режиме работы», «Охлаждающее устрой-
ство тепловозных машин» и др.), а некоторые были несколько расширены
(«Поршневой компрессор и его характеристики» и др.).

ГЛАВА I
РАЗВИТИЕ ТЕПЛОВОЗОСТРОЕНИЯ В СССР
ПРИЧИНЫ РОЖДЕНИЯ ТЕПЛОВОЗА
Развитие отечественной промышленности связано с увеличением же-
лезнодорожных путей и подвижного состава. Расход топлива железно-
дорожным транспортом достигает 25—30% всей его добычи.
Удаленность мест добычи топлива от железнодорожных районов стра-
ны создает весьма невыгодные условия транспортировки топлива для
железных дорог этих районов. Например, для Октябрьской железной
дороги уголь доставляется за 1500 км, нефть за 2700 км. Ташкентская
и Среднеазиатские дороги удалены от нефти на 1600 км.
В общем можно считать, что 10—12% всех грузовых перевозок наших
железных дорог поглощается подвозкой топлива для паровозов. Стоимость
топлива для паровозов слагается из расходов по закупке, подвозке, раз-
грузке, хранению и подаче на локомотив. Род топлива вызывает дополни-
тельные расходы по обслуживающему персоналу, по оборудованию и ре-
монту топки паровоза, а также влияет на количество грузовых вагонов
для перевозки его.
В среднем нужно считать, что дополнительные расходы повышают
закупочную стоимость угля на 45—50%, нефтяных продуктов на 23—25%.
В лучших по конструкции паровозах расходы по топливу составляют
около 45% всех расходов по эксплуатации паровозов. Поэтому малая
экономичность паровозов вызывала стремление создать для транспорта
новый вид локомотива — тепловоз.
Свою работу двигатель тепловоза передает колесам экипажа при по-
мощи передач электрической, кривошипно-шатунной, зубчато-механиче-
ской, газовой, гидро-механической и др.
ПОПЫТКИ СОЗДАНИЯ ТЕПЛОВОЗОВ В ЦАРСКОЙ РОССИИ
Высокая экономичность тепловоза и большое сбережение топлива,
расходуемого железными дорогами, побуждала русских инженеров к соз-
данию нового типа локомотива для обслуживания грузовых и пассажир-
ских поездов.
В 1894 г. в правлении Владикавказской железной дороги были раз-
работаны несколько вариантов тепловозов, названных нефтевозами.
Впоследствии идею нефтевозов использовал Путиловский завод (в на-
стоящее время Кировский завод в Ленинграде) при создании проекта
тепловоза 2—4—1 с четырехосным тендером [35].
Инж. Н. Г. Кузнецов и полковник А. И. Одинцов 27 октября 1905 г.
выступили в IV Отделе Императорского Русского Технического Общества
5
Фиг. 1. Тепловоз с электрической передачей инж. Н. Г. Кузнецова:
генератор; 2 — вентилятор; 3 — резервуар для нефти; 4 — прожектор; 5 — шит распределительный; 6 — глушители; 7 — батарея аккумуляторов; 8 — ре-
зервуары для воздуха; 9 — электродвигатели; 10 — возбудители для генератора; И — насосы для воздуха.
с докладом о проекте тепловоза с электрической передачей. Тепловоз
назывался автономным электровозом с калорическими двигателями [9].
Тепловоз, разработанный инж. Н. Г. Кузнецовым совместно с пол-
ковником А. И. Одинцовым (который первый подал мысль о применении
для локомотивов дизелей), спроектирован с двумя дизелями судового
типа (какие были установлены на самоходной барже Бр. Нобель «Сар-
мат»). Мощность каждого дизеля 180 л. с. Дизели соединены непосред-
ственно с генераторами трехфазного тока 1 (фиг. 1). Ток от этих генера-
торов передается четырем электродвигателям, помещенным на осях
ведущих колес. В верхней части тепловоза расположены радиаторы,
в которых циркулирует вода, служащая для охлаждения рабочих цилин-
дров; в корпусе тепловоза помещается электрический вентилятор 2 для
более успешного охлаждения циркулирующей воды. По концам тепло-
воза установлены распределительные щиты 5, на которых помещены все
необходимые аппараты, дающие возможность следить за правильностью
работы дизелей, генераторов и всех дополнительных механизмов, какими
являются тормоз, батарея аккумуляторов 7, насосы 11 и т. п.
Далее инж. Н. Г. Кузнецов в своем докладе сравнивает работу своего
тепловоза с паровозом.
«Для большей наглядности приведу краткий расчет. Тепловоз предлагаемого нами
типа мощностью 360 л. с. с шестью гружеными вагонами может пройти из Петербурга
в Москву и обратно, ни разу не останавливаясь для пополнения топлива, израсходо-
вав «всего на весь прогон
1 200
0,2 X 360 X---— = 1 440 кг=1,44 т нефти (66,5 пудов).
60
Такого же запаса топлива для обыкновенного паровоза одинаковой мощности хва-
тило бы всего на 2,5 часа хода, или на 150 верст. Обыкновенный паровоз должен сде-
лать за это время, по крайней мере, 15 остановок для пополнения запаса воды. Таким
образом, при введении на линиях тепловозов вместо паровозов не потребуется
устройства «водоснабжения и запасов топлива на промежуточных станциях.
При устройстве двух четырехосных тележек и при «весе дизелей специальной кон-
струкции до 48 кг/л. с., весе генераторов специальной конструкции, с применением
стали, до 20 кг!л. с. и весе электродвигателей специальной конструкции до 10 кг{л. с.
получим вес всей системы тепловоза до 80 кг/л. с. Таким образом, в настоящее
время не представляется затруднительной постройка тепловоза 1000 л. с. весом не
более 120—130 т, т. е. с давлением на ось, не превосходящим допускаемого предела
15 т. Такой тепловоз может вести поезд из 10 вагонов со скоростью 80 верст в час,
6 вагонов со скоростью 100 верст в час и 2 вагонов со скоростью 120 верст в час».
Проект инж. Н. Г. Кузнецова и А. И. Одинцова явился прообразом
современных тепловозов с электрической передачей, нашедших в настоя-
щее время наибольшее распространение.
Коломенским заводом в 1909 г. был разработан проект тепловоза
с электрической передачей с двумя четырехосными тележками, на кото-
рые опиралась главная балка тепловоза. На балке были расположены
два трехцилиндровых дизеля. Между дизелями находился генератор. Ток
генератора питал четыре тяговых электродвигателя, расположенных на
средних осях тележек. Общий вес тепловоза по проекту 120 т. Нагрузка
на ведущие оси 16, на поддерживающие оси 14 т.
Группой инженеров Харьковского паровозостроительного завода были
рассмотрены проекты тепловозов с механической передачей, не нашедшие
дальнейшего распространения.
РАБОТА ПО ТЕПЛОВОЗАМ В МВТУ
В Московском Высшем Техническом училище в период 1912—1919 гг.
велась большая работа по созданию теории, -конструкции и экономиче-
ского обоснования мощного тепловоза.
Перед создателями тепловоза нового типа стояла задача обосновать
экономичную машину, отвечающую условиям работы на железнодорожном
7
транспорте. С этой целью надо было выяснить, каким должен быть тепло-
воз в идеальном случае. Для того чтобы тепловоз мог везти состав ваго-
нов, он должен развивать определенную силу тяги при определенной
скорости. Мощность тепловоза N определяется произведением сил тяги F
на скорость движения V км/час:
N=F-^.c.
270
Любой двигатель работает наиболее экономично при полной нагрузке.
Двигатель идеального тепловоза должен работать в таких условиях, что-
бы его мощность оставалась постоянной при всех скоростях движения
тепловоза. При этом условии произведение силы тяги тепловоза на
скорость его движения есть величина постоянная. В этом случае зависи-
мость между силой тяги и скоростью движения тепловоза выражается
равнобокой гиперболой: чем больше скорость, тем меньше должна быть
сила тяги. При установке любого двигателя на тепловоз надо стремиться
обеспечить идеальную тяговую характеристику тепловоза.
У паровозов сила тяги с увеличением скорости уменьшается примерно
в соответствии с основным требованием к идеальной тяговой характери-
стике. Этим отчасти можно объяснить тот факт, что, имея очень низкий
к.п.д., паровозы так долго обслуживают железные дороги.
При проектировании тепловозов надо было создать двигатель, обеспе-
чивающий необходимую тяговую характеристику, или создать между
колесами тепловоза и существующими двигателями внутреннего сгорания
специальное устройство — передачу, исправляющую тяговую характери-
стику двигателя. Конструкторы пошли по этим двум путям параллельно.
По заказу прусских железных дорог в 1913 г. строился первый (и един-
ственный) тепловоз мощностью 1000 л. с. на заводе бр. Зульцер в Швей-
царии. Тепловоз бр. Зульцер был непосредственного действия, т. е. колеса
тепловоза вращались от вала двигателя внутреннего сгорания при помощи
шатунов. Для разгона тепловоза использовался сжатый воздух от вспо-
могательного дизель-компрессора. Переход с работы сжатым воздухом на
нормальную работу двигателя внутреннего сгорания происходил при ско-
рости тепловоза 10 км/час.
Тепловоз бр. Зульцер находился еще в постройке, а в МВТУ теоретиче-
ски были исследованы свойства этого тепловоза. По совету проф.
В. И. Гриневецкого в 1914 г. А. Н. Шелест передал свое исследование
в журнал «Вестник инженеров» [22]. В работе дается полный анализ теп-
ловоза непосредственного действия и заложены основы тяговых расчетов
тепловоза.
В отношении тепловоза бр. Зульцер было указано, что тяговая харак-
теристика тепловоза непосредственного действия далека от идеальной,
указанная мощность тепловоза не может служить критерием сравнитель-
ной его оценки с паровозом, разгон сжатым воздухом не отвечает усло-
виям железнодорожной службы и работа тепловоза в пути слишком не-
устойчива и потому тепловозы типа бр. Зульцер непригодны для работы
на железной дороге.
Появившиеся в немецком журнале (август 1913 г.) сведения о тепло-
возе бр. Зульцер подтвердили теоретические исследования МВТУ о прин-
ципиальной ошибке в конструкции и расчете тепловоза.
Проведенный всесторонний анализ тепловозов непосредственного дей-
ствия показал, что необходимо создание специальной передачи между
двигателями и ведущими колесами, которая изменяла бы силу тяги по
равнобокой гиперболе, так как только в этом случае тепловоз может
работать с постоянной мощностью при различных скоростях.
В качестве таких передач были рассмотрены механическая, электриче-
ская, пневматическая и гидравлическая передачи.
8
Состояние промышленности того времени не позволяло осуществить,
вполне надежный и выгодный в эксплуатационном отношении тепловоз-
с одной из этих передач, поэтому А. Н. Шелест предложил в 1912 г. новый
принцип работы машины, назвав свою машину механическим генератором*
сжатых газов [23].
Сущность открытия заключается в том, что двигатель внутреннего-
сгорания, работая совместно с компрессором, образует механический
генератор газов, который свою энергию в виде продуктов сгорания высо-
кого давления и высокой температуры, соответствующих давлению и тем*
пературе перегретого пара, подает в газовый ресивер, откуда газ расхо-
дуется поршневым двигателем или турбиной. При этом давление и тем-
пература газов независимо от их расхода поддерживаются постоянными
с помощью особого регулятора.
Фиг. 2. Схема тепловоза с механическим генератором сжатых газов системы
А. Н. Шелеста:
J — воздушный компрессор; 2 — ресивер; 3 — цилиндр сгорания; 4 — ресивер газов; 5 — рабочая
машина.
Для изготовления такого механического генератора газов может
быть взят любой двигатель, работающий на произвольном топливе и
по любому циклу. Этот двигатель механически связывается с компрес-
сором.
Принцип работы механического генератора газов по четырехтактному
циклу заключается в следующем. Воздух, сжатый в компрессоре 1
(фиг. 2) до давления 2—6 ат, подается в ресивер 2, откуда в период
всасывания поступает в цилиндр сгорания 3. Происходит ход сжатия,
сгорания и расширения. Выхлопные газы при давлении 6—9 ат выталки-
ваются в ресивер 4, откуда поступают в нижнюю рабочую машину 5,
которая может быть поршневого или турбинного типа. Тепловозы с меха-
ническими генераторами газов образуют особый тип тепловозов с рабо-
чим телом—газом. Здесь особенно интересно провести параллель с паро-
возом. В паровозе энергия пара создается в котле. В тепловозе А. Н. Ше-
леста вместо котла поставлен механический генератор газов. В паровозе
рабочим телом является водяной пар с большой скрытой теплотой паро-
образования. Тепловоз с газовой передачей обладает более совершенным
рабочим телом—газом, полученным из продуктов сгорания топлива. Теп-
ловоз с газовой передачей также имел бы тяговую характеристику,
близкую к идеальной, так как механический генератор газов автоматиче-
ски выполняет функции своеобразного котла. Преимуществом тепловоза
А. Н. Шелеста по сравнению с паровозом является более экономное рас-
ходование топлива (примерно в 5 раз меньшее, чем лучший современный
паровоз).
9
Проект тепловоза А. Н. Шелест разрабатывал в Московском Высшем
Техническом училище в 1912—1915 гг.
Несколько позже проф. В. И. Гриневецкий поручил Б. М. Ошуркову
совместно с Е. Н. Тихомировым сконструировать тепловоз непосредствен’
ного действия с двигателем В. И. Гриневецкого, разработанным им перво-
начально для теплоходов речного транспорта, а потом переработанным
для тепловозов.
В первоначальной заявке от 13 октября 1906 г. (охранное свидетель-
ство № 30481) В. И. Гриневецкий дал описание двигателя и указал
область его применения на теплоходах и тепловозах.
Двигатель В. И. Гриневецкого—двухтактный, двойного действия и
двойного расширения. Полный рабочий цикл двигателя осуществляется
в трех связанных общим валом цилиндрах, в воздушном и расширитель'
ном цилиндрах и цилиндре сгорания.
Как и другие тепловозы непосредственного действия, тепловоз
В. И. Гриневецкого имел плохую тяговую характеристику.
Не ограничиваясь стенами Московского Высшего Технического учи-
лища, энтузиасты новой техники проф. В. И. Гриневецкий, Е. Г. Кестнер.
Б. М. Ошурков и А. Н. Шелест в тесном содружестве со студентами
К. А. Шишкиным и А. Б. Домбровским открыли широкую техническую
пропаганду для постройки опытного тепловоза.
Однако в условиях царизма проекты русских инженеров и ученых так
и не были реализованы. Прошло несколько лет, и победа Октябрьской
революции создала условия для строительства тепловозов.
РАЗВИТИЕ ТЕПЛОВОЗОСТРОЕНИЯ В СССР
На Всероссийском съезде железнодорожников в 1918 г. были сделаны
доклады о тепловозах В. И. Гриневецким и А. Н. Шелестом. Съезд
одобрил проекты тепловозов и рекомендовал их к постройке.
Однако условий для постройки новых мощных тепловозов не было:
в стране разгоралась гражданская война.
В Московском Высшем Техническом училище ввели тепловозострое-
ние, как обязательный курс для студентов паровозной специальности.
Таким образом здесь готовили кадры для будущей промышленности.
1921 —1922 гг. были тяжелым временем для молодой Советской
Республики. Только что закончилась гражданская война в центральных
районах страны. Народное хозяйство было разрушено. Заводы и фабрики
стояли. Железнодорожный транспорт находился в плачевном состоянии:
свыше 60% паровозов были неработоспособны. В стране ощущалась не-
хватка топлива и самых необходимых товаров. Перед молодой Советской
Республикой остро стоял вопрос восстановления народного хозяйства
и в первую очередь железнодорожного транспорта.
В. И. Ленин лично уделял большое внимание транспорту [24]. По
инициативе В. И. Ленина Совет Труда и Обороны 4 января 1922 г. при-
нял историческое решение, в котором придавалось особо важное значе-
ние развитию тепловозостроения. Для оздоровления тягового хозяйства
железных дорог Совет Труда и Обороны постановил:
«Поручить Теплотехническому Институту организовать эскизную раз-
работку проектов и технических условий для тепловозов путем привлече-
ния Технического Комитета НКПС и использования работ проф. В. И.
Гриневецкого и его сотрудников и закончить эту работу в месячный
срок». (Протоколы № 200 и 35).
В. И. Ленин непрерывно интересовался вопросами тепловозостроения.
«Крайне желательно, — писал Владимир Ильич в директиве Наркомату
путей сообщения и Госплану 27 января 1922 года,—не упустить время
для использования сумм, могущих оказаться свободными по ходу испол-
10
Фиг. 3. Схема тепловоза с газовой турбиной системы
А. Н. Шелеста:
/ — газовая турбина; 2 — компрессор; 3 — камера сгорания;
4 — ресивер; 5 — рабочая машина.
нения заказов на паровозы, для получения гораздо более целесообразных
для нас тепловозов» («Гудок» № 21 (7316) 18 февраля 1948 г.). Состоя-
лось совещание под председательством Ф. Э. Дзержинского, которое по-
становило:
«НКПС считает целесообразным и практичным немедленно приступить
к сооружению взамен трех паровозов Э м — трех тепловозов: одного по
типу Шелеста, второго с электрической передачей и третьего — автомо-
бильного типа с автоматической передачей» (совещание от 30/1 1922 г.).
Вскоре после поста-
новления о постройке
трех мощных теплово-
зов Я. М. Гаккель
предложил через Теп-
лотехнический институт
построить тепловоз с
электрической пере-
дачей на заводах
Красный Путиловец,
Балтийском Судостро-
ительном и заводе
«Электрик». Предло-
жение Я. М. Гаккеля
было одобрено, и был
создан Технический со-
вет, руководивший по-
стройкой тепловоза в Ленинграде. В работе Технического совета прини-
мали участие видные представители технической мысли того времени:
проф. Н. Л. Щукин, Л. К. Рамзин, А. С. Раевский и др. Руково-
дил работами проф. Я. М. Гаккель.
Работа по созданию мощных тепловозов развернулась полным ходом.
К этому времени русские тепловозостроители уже имели первые научные
работы по тепловозам. В. И. Гриневецкий написал «Проблема тепловоза
и ее значение для России». В этой книге было показано громадное эконо-
мическое значение тепловозов для нашей родины. Работая с редкой на-
стойчивостью над разрешением проблем использования двигателей внут-
реннего сгорания в России, он последовательно включал в сферу распро-
странения их также и железнодорожный транспорт. В конце книги
давался краткий анализ различных проектов тепловозов [4].
В 1923 г. вышла книга А. Н. Шелеста «Проблемы экономичных локо-
мотивов», которую перевели на немецкий язык [25]. Здесь давалась
характеристика главнейших машин: паровой турбины, двигателя внут-
реннего сгорания, поршневого компрессора, турбокомпрессора. Делался
анализ существующих и экспериментальных локомотивов. Подробно
описывался термодинамический расчет тепловозов с поршневыми генера-
торами газов системы А. Н. Шелеста и проектные тепловозы А. Н. Ше-
леста с генератором газа турбинного типа. В книге давалось описание
газотурбовоза, к строительству которого подходит современная техника.
Газовая турбина для тепловозов была предложена автором в 1921 г.
Газовая турбина 1 (фиг. 3) приводит в действие компрессор 2, нагне-
тающий воздух в камеру сгорания 3. Продукты сгорания переходят во
вторую половину камеры сгорания, где смешиваются с холодным сжатым
воздухом или водой, вследствие чего температура газов понижается до
требуемой. Дальнейшее понижение температуры газов происходит за счет
расширения в газовой турбине /, приводящей в действие компрессор 2.
Охлажденный газ поступает в ресивер 4, откуда попадает затем в цилинд-
ры рабочей машины 5. Непрерывность процесса сгорания в таком генера-
торе позволяет сжигать в порошкообразном виде любое твердое топливо.
11
Несмотря на тяжелое хозяйственное положение молодой Советской
Республики, Совет Народных Комиссаров по предложению В. И. Ленина
постановил построить за границей три опытных тепловоза: один с элект-
рической передачей, один с механической передачей и один с механиче-
ским генератором газов системы А. Н. Шелеста. Мощность каждого теп-
а — общий вид; б — продольный разрез и план; 1 — жесткая сцепка тележек; 2 —тяговые электродвига-
тели; 3 — поддерживающая тележка; 4 — хребтовая балка; 5 — контроллер управления; 6 —ручной тор-
моз; 7 — пневматический привод реверсора; 8 — во^будитель; 9 — вентиляторы холодильника; 10 —хо-
лодильники; 11 — вертикальные стойки; 12 — муфта дизеля; 13 — генератор; 14 — водяной бак;
15 — дизель; 16 — пусковая аккумуляторная батарея; 17 — топливные баки; 18 — масляные баки; 19—цир-
куляционный центробежный насос; 20 — холодильники; 21 — котел отопления; 22—тормозной компрессор.
ловоза должна была быть эквивалентна паровозу серии Э, в связи с чем
тепловозы получили обозначения Э2 и Эз .
Первые в мире мощные тепловозы Щ?л и Э2л были готовы почти
одновременно: 6 ноября 1924 г. вышел на рельсовую сеть СССР тепловоз
Щ?л , и в тот же день был торжественно подписан протокол испытания
тепловоза Э2Л. В последнем параграфе протокола написано: «Создание
этого тепловоза и опыты с ним вывели идею тепловоза из стадии акаде-
мического изучения и воплотили ее в формы, пригодные для несения
регулярной товарной службы.
Последний факт заслуживает быть отмеченным на страницах истории
железнодорожной техники».
Вместе с советскими инженерами этот протокол испытаний тепловоза
советской конструкции подписали представители германской науки, дорог
Голландии, английской технической прессы и другие представители
иностранной науки и техники.

На фиг. 4 показан общий вид и разрезы тепловоза Щ?л . На глав-
ной хребтовой балке 4 тепловоза размещена силовая установка, состоя-
щая из четырехтактного нереверсивного десятицилиндрового бескомпрес-
сорного дизеля 15, взятого с подводной лодки, и двух генераторов 13.
Мощность главного дизеля равна 1000 л. с. при 395 об/мин. Каждый
генератор развивает при максимальном (независимом) возбуждении на-
пряжение 360 в и ток 1500 а.
Схема электрического управления тепловозом, предложенная Я. М.
Гаккелем, позволяет соединять генераторы параллельно при токе до
3000 а. Напряжение генератора регулируется возбуждением 30—360 в.
При движении с большими скоростями генераторы соединяются последо-
вательно, давая ток до 1500 а при напряжении 360—720 в. Тяговые
электродвигатели 2 соединены параллельно и работают при напряжении
30—720 в. Прямой и обратный ход тепловоза осуществляется путем пере-
ключения направления тока в якорях тяговых электродвигателей. Пуск
главного дизеля производится от аккумуляторной батареи 16 при помощи
одного из генераторов, который в момент пуска работает как электро-
двигатель.
Секции водяных и маляных холодильников размещены на крыше
кузова. Холодильники оборудованы четырьмя четырехлопастными венти-
ляторами, делающими 1200 об/мин.
Масляные 18. и топливные 17 баки, а также пусковая аккумуляторная
батарея расположены на кронштейнах главной балки. Водяные баки 14
помещены внутри кузова. По концам кузова расположены посты управ-
ления, отделенные перегородками от машинного помещения.
Главная балка опирается на три тележки при помощи 12 рессор
и секторовидных устройств. На средней тележке расположены четыре
электродвигателя, а на концевых тележках — по три.
Наибольшая скорость движения тепловоза при включенном дизеле
V = 50 км/час. Полный вес тепловоза равен 180 т.
Тепловоз Щ?л совершил пробег из Ленинграда в Москву.
После пробега в Москву тепловоз Щ?л был возвращен на завод
для конструктивной доработки, и к эксплуатации на железных дорогах
СССР допущен не был.
Тепловоз Э2Л оказался работоспособным тепловозом. Он исправно
работал на путях Союза свыше 20 лет.
На фиг. 5 показан разрез тепловоза ЭгЛ • В качестве главного дви-
гателя для тепловоза был использован дизель подводной лодки мощ-
ностью 1200 л. с. при 450 об/мин. Дизель 5 шестицилиндровый, четырех-
тактный, вращает генератор 8 электрического тока. Наибольшее напря-
жение генератора 1100 в и наибольший ток 1300 а.
Тепловоз имеет наружную листовую раму, опирающуюся на пять
сцепных осей и на два бегунка. На междурамных креплениях тепловоза
установлен своим картером вдоль рамы главный дизель. При помощи
полужесткой муфты 7 задний конец вала дизеля соединен с генератором 8,
получающим возбуждение от двух последовательно расположенных воз-
будителей 9 и 10. Первый возбудитель питается от аккумуляторной
батареи и служит для возбуждения второго возбудителя. Для плавной
регулировки возбуждения второго возбудителя в цепи его возбуждения
имеется переменное сопротивление, регулируемое контроллером маши-
ниста.
Тяговые электродвигатели 6 подвесного типа расположены против
хода тепловоза и приводят в движение оси тепловоза через двустороннюю
зубчатую передачу.
От переднего конца вала дизеля приводится воздушный компрессор 4,
служащий для распыливания топлива, для воздушного тормоза и сигналь-
13
ного свистка. Рядом с компрессором находится водяной насос 3 дизеля,
предназначенный для охлаждения водой цилиндров и поршней дизеля.
Спереди тепловоза расположен холодильник 1 с вентиляторным колесом 2,
приводимым в движение от вала дизеля.
Общий вес тепловоза Э^Л 118,3 т. Наибольшая скорость
V = 50 км!час. К. п. д. тепловоза, отнесенный к ободу движущихся колес,
26% при к. п. д. дизеля 33%. Таким образом, энергия дизеля в виде силы
тяги на колесах получилась уменьшенной на 20% за счет трансформации
о)
? 2 3 4 5 6 7 8
Фиг. 5. Тепловоз Ээл:
а — общий вид; б — продольный разрез; 7 — секции холодильника; 2 — колесо вентилятора;
3 — водяной насос; 4 — воздушный компрессор; 5 — дизель; 6 — тяговый электродвигатель;
7 — соединительная муфта; 8 — генератор; 9 — малый возбудитель; 10 — большой возбудитель.
механической энергии в электрическую и обратно в механическую. Это-
является одним из недостатков электрической передачи в тепловозах.
Вторым недостатком электрической передачи является большая стоимость
электрического оборудования. Несмотря на это, тепловозы с электриче-
ской передачей получили в настоящее время наибольшее распространение.
Тепловоз с механической передачей ЭзАХ типа 2—5—1 был построен
в период 1924—1926 гг. по заказу Советского правительства в Германии
по проекту русских инженеров. Основной трудностью при постройке этого-
тепловоза явилось осуществление коробки скоростей 1 (фиг. 6).
Листовая рама тепловоза покоится на пяти сцепных осях, передней
двухосной тележке и одной поддерживающей оси. На раме тепловоза
14
установлен шестицилиндровый четырехтактный реверсивный дизель <?,.
развивающий мощность 1200 л. с. при 450 об/мин.
Между валом дизеля и коробкой скоростей помещается главная муф-
та 2. На противоположном конце дизеля установлен воздушный ком-
прессор 4, предназначенный для пуска дизеля, распыливания топлива,
воздушного тормоза и сигнального свистка. Спереди тепловоза располо-
жен холодильник 8 с вентилятором, который приводится во вращение от
вала дизеля через коробку скоростей. От тягового вала 11 коробки скоро-
стей вращающий момент дизеля передается при помощи шатунов и спар-
ников 10 движущим осям тепловоза.
Коробка скоростей имеет три скорости с передаточными числами 6,923;
3.966 и 2,053.
Коробка скоростей позволяет менять силу тяги ступенями. Вместо’
идеальной тяговой характеристики, когда сила тяги уменьшается с увели-
чением скорости движения тепловоза по равнобокой гиперболе, у тепло-
воза Э™хсила тяги уменьшается с увеличением скорости движения
тремя ступенями, соответственно переходу на новое передаточное число.
В данном случае механическая передача приспосабливает дизель к по-
лучению необходимой тяговой характеристики.
Полный вес тепловоза Эз*х составляет 131 т. Предельная скорость
тепловоза при 400 об/мин дизеля составляет на
I ступени .......... 14,4 км/час
II .................25,0 .
III ................48,0 9
Тепловоз системы А. Н. Шелеста был заказан НКПС 11 октября 1923 г.
в Англии заводу Армстронг — Витворт и К0 (в Нью-Кастле на Тайне).
Постройка началась с механического генератора газов. К концу 1926 г.
генератор был пущен в ход и начал давать газ при давлении 9 ат тем-
пературой около 400°С. На фиг. 7 показан общий вид экспериментальной
установки механического генератора газов на заводском стенде. Генера-
тор был рассчитан для тепловоза мощностью 1000 к. л. с. При скорости
50 км/час сила тяги тепловоза должна быть 5400 кг. К. п. д. такого тепло-
воза около 30%.
В начале 1927 г. НКПС решил организовать постройку тепловоза
в Москве, для чего было постановлено организовать лабораторию тепло-
возных машин системы А. Н. Шелеста при Московском Высшем Техни-
ческом училище, отпустив для этого соответствующие средства на допол-
нительное оборудование и переоборудование здания под лабораторию.
Принцип механического генератора может быть осуществлен с че-
тырехтактным двигателем и компрессором, с двухтактным двигателем
и компрессором, с газовой турбиной и компрессором поршневого или
турбинного типа.
Основная цель тепловозной лаборатории в первый период ее суще-
ствования — выяснить экспериментально, какая из возможных комбина-
ций машин даст наилучшие результаты, отвечающие всем условиям же-
лезнодорожного транспорта, не прибегая к постройке дорогостоящего
тепловоза.
Создание лаборатории диктовалось также целью служить учебным
пособием для студентов, которые будут оканчивать МВТУ по тепловозной
специальности. Отсутствие специальной лаборатории чувствовалось уже
в период организации постройки первых тепловозов и болезненно отража-
лось на правильном развитии тепловозостроения в СССР.
Для ознакомления широких кругов инженеров и техников с достиже-
ниями в области локомотивостроения тепловозная лаборатория с 1931 г.
начала издавать журнал союзного значения «Локомотивостроение».
15
В 1930 г. тепловозная лаборатория из НКПС была передана в ВСНХ
СССР. В том же году лаборатория перешла в паровозо-вагоно-дизельное
объединение, которое приказом от 11 ноября 193£) г. постановило: «Суще-
ствующие лаборатории НКПС на территории Коломенского завода и на
территории ^Механико-машиностроительного института в Москве объеди-
нить при Парвагдизе под названием: «Лаборатория тепловозных машин
но системе А. Н. Шелеста».
Для привлечения к тепловозостроению широкого круга инженеров
Совет Труда и Обороны постановлением от 15 апреля 1925 г. объявил
Всесоюзный конкурс проектов тепловозов, к участию в котором допуска-
лись как отдельные изобретатели, в том числе и иностранные граждане,
так и группы, организации, учреждения и заводы.
Технические условия конкурса проектов тепловозов были опубликова-
ны в «Вестнике Путей Сообщения» № 18 14 апреля 1926 г.
Всего к конкурсу было допущено 51 проект тепловозов, в том числе
30 проектов из СССР, 15 проектов из Германии, 2 проекта из США, и по
одному проекту из Австрии, Данцига, Болгарии и Уругвая.
Жюри Всесоюзного Конкурса, после детального изучения каждого из
представленных на конкурс проектов тепловозов, пришло к заключению,
что ни один из конкурирующих проектов не удовлетворяет полностью
всем требованиям технических условий конкурса, так как не соответствует
условиям конкурса или содержат элементы конструкций, либо процессы,
не обеспечивающие надежности действия, долговечности и экономичности
работы, а потому Жюри постановило признать, что из представленных на
Всесоюзный Конкурс проектов тепловозов ни один не может быть пре-
мирован.
Результаты конкурса показали, что успехи, достигнутые при постройке
первых советских тепловозов, сделали проблему тепловозостроения очень
актуальной.
Из краткого обзора истории тепловозостроения видно, что в области
теоретической разработки самой идеи тепловозостроения, в развертывании
научно-исследовательских работ по тепловозам, в практическом осуществ-
лении опытных экземпляров тепловозов бесспорный приоритет принад-
лежит Советскому Союзу, значительно опередившему в то время в этом
отношении все другие страны мира.
В январе 1926 г. тепловозное хозяйство было выделено в отдельный
тепловозный участок, а впоследствии опытную тепловозную базу НКПС
на правах дороги, к которой были приписаны все имевшиеся на сети теп-
ловозы серий щ?л, Э2эл, эГХ И автомотрисы. Территориально опыт-
ная база была расположена при ст. Люблино.
С начала 1926 г. начались регулярные поездки тепловозов серии Э2 л
с товарными поездами на участке Москва—Курск. Совершая регулярные
рейсы, тепловоз Э2 л прошел за год 50 000 км с поездом средним весом
855 т, расходуя 47,6 кг натурального топлива на 10 000 ткм. Эти показа-
тели свидетельствовали о высокой эффективности тепловозной тяги [14].
Первые результаты эксплуатации тепловозов показали значительную
экономичность их, выносливость и возможность работы в безводных райо-
нах страны благодаря ничтожно малому расходу воды. Начальный период
эксплуатации тепловозов помог устранить отдельные конструктивные не-
достатки, имевшиеся в первых образцах. Все это создало условия для
дальнейшего развития тепловозной тяги и организации тепловозостроения
на отечественных заводах. Базой для строительства тепловозов был Коло-
менской машиностроительный завод, который, занимаясь постройкой
дизелей и паровозов, был наиболее подготовлен для выпуска тепло-
возов.
Используя имевшийся уже в 1928 г. опыт по эксплуатации тепловозов
в СССР, Коломенский завод в конце 1928 г. приступил к разработке проек-
16
тов и постройке новых тепловозов. В конце 1930 г. выпускается тепловоз
СуЛ с электрической передачей. Он является тепловозом средней мощ-
ности и предназначен для маневровой работы на крупных железнодо-
рожных узлах и для поездной работы на второстепенных линиях. На теп-
ловозе установлен шестицилиндровый дизель мощностью 600 л. с.
Первый тепловоз ЭэЛ был выпущен Коломенским заводом в конце
1932 г. Тепловоз Э^л имел мощный дизель 1200 л. с. и индивидуаль-
Фиг. 7. Механический генератор газов А. Н. Шелеста
на заводском стенде.
ный привод движущих осей от электродвигателей. Колесная формула
тепловоза 2—5—1. Впоследствии этот тепловоз с некоторыми изменения-
ми был принят в качестве серийного тепловоза для наших дорог. К 1933 г.
Коломенский завод успешно освоил выпуск дизелей марки 42БМК-6 и с
этого времени приступил к планомерному выпуску тепловозов серии Ээл.
Над созданием этих тепловозов работали конструкторы Коломенского
завода Малышев В. А., Поздняков Б. С. и др.
Строительство серийных тепловозов производилось совместно тремя
машиностроительными заводами: Харьковским электромеханическим, по-
ставлявшим генераторы постоянного тока с возбудителями, Московским
электромашиностроительным «Динамо», поставлявшим тяговые электро-
двигатели и всю электроаппаратуру, и Коломенским имени В. В. Куйбы-
шева, строившим дизели, холодильники, экипажную часть и производив-
шим установку всего оборудования.
На фиг. 8 показан общий вид серийного тепловоза 2—5—1 и его раз-
резы. На главной раме тепловоза, состоящей из двух стальных листов,
расположен шестицилиндровый четырехтактный дизель 14 мощностью
1050 л. с. при 425 об/мин. Дизель через упругую муфту 13 вращает глав-
ный генератор 11. На одном валу с генератором находится возбуди-
17
тель 10, дающий постоянный ток напряжением 135 в для зарядки акку-
муляторной батареи, для освещения, а также для питания вспомогатель-
ных устройств. Противоположный конец вала дизеля приводит в действие
двухступенчатый вспомогательный компрессор, предназначенный для
Фиг. 8. Серийный тепловоз Ээл типа 2—5—1:
а — общий вид; б — продольный разрез и план; 1 — вентилятор; 2 — холодильник; 3 — привод вен-
тилятора; -/ — водяной бак; 5 — главный тормозной резервуар; 6 — передняя тележка; 7 — тяговой
электродвигатель; 8 — зубчатая передача; 9 — задняя тележка; /0 — возбудитель; // — главный
генератор; /2 — кузов тепловоза; 13 — упругая муфта; /-/ — дизель; /5 — топливный бак;
16 и 17 — масляные баки; 18 — секции холодильника; 19 — контроллер управления; 20 — вевтилятор
для охлаждения тяговых электродвигателей.
аварийного пуска дизеля и обеспечения сжатым воздухом тормозов тепло-
воза и поезда.
На переднем конце тепловоза установлен холодильник 2, состоящий
из пяти водяных и шести масляных секций. Секции охлаждаются возду-
хом, всасываемым пятилопастным вентилятором /, делающим 1200 об/мин.
Главная рама тепловоза опирается на восемь осей. Две передние оси
соединены в тележку. Пять движущих осей снабжены индивидуальными
18
тяговыми электродвигателями 7. Задняя поддерживающая ось выпол-
нена в виде одноосной тележки.
Управление тепловоза производится при помощи главного контрол-
лера 19 и контроллера возбуждения, которые позволяют менять напря-
жение главного генератора изменением тока в обмотке независимого
возбуждения генератора. Число оборотов тяговых электродвигателей
изменяется при перемене подводимого напряжения. Напряжение генера-
тора составляет при номинальном числе оборотов дизеля 450 в при токе
1750 а.
Тяговые электродвигатели приводят во вращение колеса тепловоза
через зубчатую передачу 8 с передаточным числом 5,73. Полный вес
серийного тепловоза составляет 138 т. Наибольшая скорость движения
55 км/час [11].
Важным этапом в развитии тепловозной тяги явился перевод тепло-
возов в 1931 г. из опытно-эксплуатационной люблинской базы на нор-
мальную эксплуатацию на Ашхабадской железной дороге. Это мероприя-
тие, предпринятое в целях реализации решения июльского Пленума ЦК
ВКП(б) от 1931 г., сыграло большую роль в деле внедрения тяги нового
типа на наших железных дорогах. Тепловозы были сосредоточены на
наших железных дорогах. Тепловозы были сосредоточены на Ашхабад-
ской железной дороге, испытывающей особенные трудности с водоснаб-
жением и вместе с тем базировавшейся на жидком топливе. Тепловозы
повели поезда на участки Вами—Ашхабад—Душак общим протяжением
350 км.
В 1933 г. конструкторами локомотивпроекта был разработан деталь-
ный проект одного из самых мощных в то время в мире тепловозов
с электрической передачей — сдвоенного тепловоза ВМ — «Вячеслав
Молотов».
Тепловоз ВМ запроектирован из двух отдельных секций, из которых
каждая может работать самостоятельно. Обе секции между собой соеди-
няются специальной сцепкой. Каждая секция имеет свой пост машиниста,
допускающий управление обеими секциями, что устраняет необходимость
поворота тепловоза в оборотном депо. Посты управления сблокированы
так, что с одного поста управления можно воздействовать одновременно
на обе секции.
Главная силовая установка каждой секции состоит из шестицилиндро-
вого дизеля Коломенского завода марки 42БМК-6 мощностью 1050 л. с.
при 425 об/мин. Дизель вращает генератор постоянного тока, от которого
идет ток к тяговым электродвигателям, нормально включенным парал-
лельно. Колесная формула тепловоза ВМ 2 — 4 — 1 + 1 — 4 — 2. Пол-
ный вес тепловоза равен 245,58 т. Наибольшая проектная скорость дви-
жения 72 км/час.
В связи с ростом эксплуатационного парка тепловозов все острее стала
ощущаться необходимость постройки специальных ремонтных тепловоз-
ных мастерских. Строительство их было начато в 1934 г. в Ашхабаде,
который стал центром эксплуатации тепловозов. Ашхабадским мастер-
ским было поручено производство среднего и капитального ремонта теп-
ловозов. Наличие специальной ремонтной базы позволило в короткий
срок резко снизить процент больных тепловозов и резко улучшить эксплу-
атацию тепловозов.
Эксплуатация тепловозов на участках Ашхабад—Душак и Ашхабад—
Вами показала их значительное преимущество перед паровозной тягой
в тех же условиях. В тяжелых условиях Средней Азии первые тепловозы
советской конструкции показали выносливость и высокую работоспособ-
ность. Среднемесячный пробег тепловозов Ээл достигал 14 000 км, при-
чем не на двухпутном, а на однопутном участке. Среднесуточный пробег
доходил до 600—650 км.
19
Тепловозы нигде по пути не набирали воду, а периодически сменяли
ее лишь в основном депо — Ашхабаде. Пятитонного запаса топлива на
тепловозе хватало на 800 км пробега. Тепловозы систематически из меся-
ца в месяц перевыполняли заданную им по графику техническую ско-
рость движения с поездами. За это время, пока паровоз совершал на тя-
говом участке один полный оборот, тепловоз успевал сделать до двух
оборотов [10].
Эксплуатационная характеристика и особенность тепловозов: быстрая
готовность к работе, легкое управление, надежное использование мощ-
ности на затяжных подъемах, легкие условия для работы поездных
бригад. Эти особенности сказались сильно в период Отечественной войны,
когда тепловозы перебрасывались с Ашхабадской дороги на участки, где
образовывались пробки. В 1942 г. на железной дороге имени В. В. Куй-
бышева создалось большое затруднение с доставкой жидкого топлива
в Москву. Две колонны тепловозов из 10 единиц каждая, посланные на
эти дороги, оказали им громадную помощь и быстро улучшили по-
ложение. При этом, сделав пробеги от Ашхабада до Куйбышева и Са-
ратова и проработав в течение трех месяцев, тепловозы, не требуя
ремонта, вернулись, в Ашхабад и вступили в регулярную эксплуата-
цию [37].
Результаты эксплуатации тепловозов показали, что основные труд-
ности в освоении тепловозов уже преодолены, что тепловоз по своим экс-
плуатационным качествам значительно выше паровоза.
С окончанием Великой Отечественной войны начался мирный период
в жизни советского государства и советского народа по восстановлению
и развитию народного хозяйства.
В связи с этим в первом послевоенном пятилетием плане развитию и
восстановлению железнодорожного транспорта уделено большое внима-
ние. План предусматривал постройку 865 мощных тепловозов с тем, что-
бы к 1950 г. перевести на тепловозную тягу около 7000 км магистральных
дорог.
В годы послевоенной пятилетки на базе Харьковского паровозострои-
тельного завода, разрушенного немецко-фашистскими захватчиками,
вырос новый завод-гигант советского тепловозостроения.
Одновременно с восстановлением завода коллектив инженеров-кон-
структоров под руководством главного конструктора завода М. Н. Щу-
кина разработал проект нового тепловоза с электрической передачей.
В середине 1947 г. Харьковским заводом были выпущены первые два
тепловоза серии ТЭ1, которые после длительных испытаний были приня-
ты к серийной постройке. На тепловозе установлен усовершенствованный
шестицилиндровый четырехтактный бескомпрессорный быстроходный
дизель марки Д50 мощностью 1000 л. с. при 740 об/мин.
Дизель 15 (фиг. 9) с главным генератором 21 представляют единый
агрегат, который устанавливается на раме тепловоза. Ток от главного
генератора идет к шести тяговым электродвигателям 17, расположенным
па двух трехосных тележках. Тяговые электродвигатели могут включать-
ся последовательно-параллельно и последовательно-параллельно с ослаб-
лением поля. Переключение электродвигателей производится автоматиче-
ски. Трогание и разгон поезда производится при последовательном вклю-
чении всех шести тяговых электродвигателей. При скорости движения
тепловоза 9—11 км/час происходит автоматический переход на последо-
вательно-параллельное соединение. При этом три электродвигателя сое-
динены последовательно в одной группе. При скорости тепловоза
20—25 км/час автоматически включается шунтировка поля тяговых элек-
тродвигателей.
Приборы автоматического управления тепловозОхМ расположены в за-
крытой высоковольтной камере 10.
20
Фиг. 9. Тепловоз серии ТЭ1.
а — общий вид; б — продольный раз-
рез и план; 1 — ступени площадки
тепловоза; 2 — розетка межтепловоз-
ного соединения; 3 —барьер площадки;
4— бункер задней песочницы; 5 — ак-
кумуляторная батарея; 6 — верхний
топливный бак; 7 — пульт управления
8 — кабина машиниста; 9 — воздушный
сигнал (тифон); 10 — высоковольтная
камера; 11 — вспомогательный генера-
тор; 12 — компрессор; 13 — выхлоп-
ная труба; 14— турбовоздуходувка;
15 — дизель; 16 — вентилятор; 17 — тя-
говый электродвигатель; 18— главный
воздушный резервуар; 19 — нижний
топливный бак; 20 — привод вспомо-
гательного генератора; 21 — главный
генератор; 22 — масляные фильтры;
23 — секции холодильника; 24 — вен-
тилятор тяговых электродвигателей;
25 — вспомогательный топливный на-
сос; 26 — калорифер.
Наибольшее напряжение главного генератора постоянного тока 900 в.
Генератор имеет независимую обмотку возбуждения, получающую ток
от возбудителя с расщепленными полюсами. Вспомогательный генератор
И дает постоянное напряжение, равное 76 в, и служит для питания цепей
управления и освещения. Вспомогательный генератор выполнен в одном
агрегате с возбудителем.
Пуск дизеля производится при помощи главного генератора, который
при этом работает как сериесный электродвигатель и питается от аккуму-
ляторной батареи 5, расположенной сзади кабины 8 машиниста.
Силовая установка защищена капотом, обеспечивающим машинисту
хорошую видимость в обе стороны, что значительно труднее достигнуть
при кузовном типе тепловоза.
Холодильник для воды и масла, расположенный в передней части
тепловоза, состоит из 21 водяной и 5 масляных секций.
Управление тепловозом производится машинистом при помощи руко-
ятки контроллера. Режим работы силовой установки и скорость движе-
ния тепловоза устанавливается автоматически в соответствии с профилем
пути. Машинист тепловоза следит за показаниями приборов на посту
управления и воздействует на контроллер в соответствии с заданной ско-
ростью на данном участке пути.
Задний ход тепловоза осуществляется при помощи реверсора, который
дает возможность изменять направление тока в обмотке возбуждения тя-
говых электродвигателей.
Дизель тепловоза ТЭ1 снабжен турбовоздуходувкой для зарядки ра-
бочих цилиндров воздухом повышенного давления и лучшей очистки их
от остаточных газов после сгорания.
Турбовоздуходувка приводится во вращение отработавшими газами
дизеля. Применение быстроходных дизелей с наддувом дало возможность
создать магистральный тепловоз при значительно меньших габаритных
размерах самого дизеля, главного генератора, тяговых электродвигате-
лей и сравнительно меньшем весе тепловоза.
Вес дизеля марки Д50 тепловоза ТЭ1 мощностью 1000 л. с. с турбо-
воздуходувкой на 9,5 т меньше веса дизеля марки 42БМК-6 тепловоза
Ээл . За счет повышения числа оборотов дизеля с 450 до 740 в минуту
удалось снизить вес главного генератора на 10,3 т. Общий вес тепловоза
ТЭ1, при увеличенном почти в 2 раза запасе топлива и масла, снижен по
сравнению с весом тепловоза Ээл на 16 т, а сцепной вес тепловоза при
этом возрос на 29 т и составляет 120 т, т. е. весь вес тепловоза распреде-
лялся только на оси, приводимые во вращение тяговыми электродвигате-
лями.
В тепловозах серии ТЭ1 коренным образом переработаны система и
конструкция охлаждения дизеля, применена усовершенствованная кон-
струкция тормозного компрессора и возбудителя и внедрен ряд других
усовершенствований и достижений передовой техники.
Полная автоматизация управления тепловозом, отделение поста управ-
ления от машинного отделения создали хорошие условия для работы
обслуживающего персонала и упростили управление тепловозом. Благо-
даря этому стало возможным обслуживать тепловоз ТЭ1 бригадой, со-
стоящей всего из двух человек — машиниста и его помощника.
Уменьшение веса различных деталей, дизеля, главного генератора, тя-
говых электродвигателей, тележечной и экипажной части — все это в зна-
чительной степени упростило эксплуатацию тепловозов и позволило со-
кратить объем трудоемких работ при ремонтах.
Надежная работа и более совершенная конструкция дизеля, трубо-
воздуходувки, главного генератора, холодильной камеры и других узлов
тепловоза ТЭ1 позволили увеличить в полтора раза пробеги между оче-
22
редными ремонтами их в эксплуатации, улучшить их использование и
снизить эксплуатационные расходы.
Расходы на текущий ремонт и содержание тепловозов ТЭ1 в процессе
эксплуатации, несмотря на кажущуюся их сложность и применение каче-
ственных сталей для изготовления деталей, значительно сокращены
по сравнению с расходами на текущий ремонт и содержание тепловозов
Ээл Например, стоимость текущего ремонта тепловоза Ээл после про-
бега 10 000 км составляет 9692 руб., а стоимость этого же ремонта тепло-
воза ТЭ1 после пробега 15 000 км — 2900 руб., т. е. в 3,2 раза меньше.
Таблица 1
Сравнительные данные по стоимости ремонта тепловозов
Показатели Тепловозы Снижение в %
ээл I ТЭ1
Стоимость периодического ремонта тепло- воза после 1000 км пробега в руб 21,0 4,74 77,5
в том числе:
стоимость рабочей силы 12,8 2,68 1 79,0
стоимость материалов и запасных деталей 8,0 1 2,00 75,0
Прочие расходы 0,2 0,06 66,0
Затраты на производство периодического ремонта также сильно со-
кратились. Стоимость периодического ремонта тепловозов Ээл после про-
бега 50 000 км составляет 21 000 руб., а стоимость ремонта тепловоза ТЭ1
после пробега 75 000 км — 6838 руб., т. е. в 3 раза ниже.
В табл. 1 представлены сравнительные данные по стоимости ремонта
тепловозов Ээл и ТЭ1, которые наглядно свидетельствуют о возросшем
качестве тепловозов ТЭ1 по сравнению с тепловозами довоенной по-
стройки [8].
Практика эксплуатации тепловозов серии ТЭ1 показала, что они
являются вполне работоспособными тепловозами, обеспечивающими про-
движение поездов весом 1500 т. Ценным свойством этих тепловозов
является то, что они приспособлены для работы двойной тягой (совмест-
ная работа двух тепловозов), что обеспечивает возможность продвижения
тяжеловесных поездов.
В 1950 г. мощность тепловозного парка по сравнению с довоенным
1940 г. возросла в 18 раз, протяженность линий, обслуживаемых тепло-
возной тягой, увеличилась в 12 раз, а число выдач тепловозов под по-
езда — в 20 раз [15].
В конце 1948 г. харьковским заводом была закончена постройка пер-
вого сочлененного тепловоза ТЭ2 с электрической передачей мощностью
2000 л. с. (фиг. 10).
Силовая установка каждой секции состоит из дизеля 5 (фиг. 10) Д50
харьковского тепловозостроительного завода и генератора 4 харьковского
электромеханического завода (ХЭМЗ). Дизель и генератор однотипны с
установленными на тепловозах ТЭ1.
В передней части кузова расположена кабина 1 машиниста; такая же
кабина расположена в задней части второй секции тепловоза, вдоль
верхней части боковых стенок расположены секции холодильников 19.
Под холодильником устроен переход в соседнюю секцию тепловоза.
Соединение секций производится жесткой сцепкой, не допускающей
использования отдельных секций, как самостоятельного тепловоза.
23
По сравнению с тепловозом ТЭ1 тепловоз ТЭ2 имеет ряд преимуществ.
Длина по автосцепке составляет 23,89 м, тогда как длина сдвоенного те-
пловоза ТЭ1 33,8 м. Расстояние между шкворнями тележек уменьшено
Фиг. 10. Тепловоз серии ТЭ2:
а — общий вил; б — продольный разрез одной секции; 1 — кабина машиниста; 2 — двухма-
шинный агрегат; 3 — входная дверь; 4 — главный генератор; 5 — дизель; 6 — водяной бак,
7 — вентилятор; 8 — привод вентилятора; 9 — тяговый электродвигатель; 10 — тележка;
77 — топливный бак; 12 — пульт управления; 13 — сиденье машиниста; 14 — компрессор;
75 - привод двухмашинного агрегата; 16—аккумуляторная батарея; 17 — сетка у входа
охлаждающего воздуха; 18 — вентилятор для охлаждения тяговых электродвигателей;
19 — секции холотильника; 20 — дверь для перехода между секциями; 27 — вентилятор для
охлаждения тяговых электродвигателей; 22 — высоковольтная камера.
с 9,45 до 6.2 м. Вес одной секции тепловоза ТЭ2 равен 83 т, т. е. легче
одной секции тепловоза ТЭ1 на 41 т при одной и той же мощности дизе-
ля. Облегчен иг вс са было достигнуто за счет замены трехосных тележек
двухосными, снятия двух тяговых электродвигателей с каждой секции,
уменьшения расстояния между тележками и сокращения длины рамы.
24
Трудоемкость каждой изготовленной секции тепловоза ТЭ2 на 10—15%
ниже, чем у тепловоза ТЭ1 [16].
Общий вес двух секций 170 т. Конструктивная скорость движения те-
пловоза ТЭ2 составляет 95 км/час.
Тепловоз ТЭ2 представляет собой оригинальную конструкцию, соче-
тающую в одном агрегате не только большую мощность, компактное и
удобное размещение оборудования, но и высокую проходимость. По тяго-
вому усилию он почти эквивалентен паровозам серии СО и Л. Опыт
эксплуатации тепловоза ТЭ2 показал, что он может водить такие же поез-
да, как и паровозы. Это обстоятельство очень важно с точки зрения со-
хранения унифицированных весовых норм товарных поездов при перехо-
де на тепловозную тягу.
Особым преимуществом тепловозов является реализация высокой си-
лы тяги на малых скоростях, что дает возможность полностью исключить
растяжки поездов на подъемах, имеющих место при паровой тяге в силу
ряда ограничений по котлу, по паровой машине и сцепному весу.
Запас топлива на тепловозе ТЭ2 равен 7000 кг, что позволяет делать
безостановочный пробег тепловоза 1000 км при весе поезда 1600 т. Запа-
са воды хватает для пробега тепловозом 2000 км.
Внедрение тепловозов ТЭ2 на наших железных дорогах показало их
бесспорное преимущество по сравнению с тепловозами ТЭ1. Стоимость
пробега тепловоза ТЭ2 примерно на 20% меньше, чем стоимость того же
пробега двумя тепловозами ТЭ1.
Экономическое сравнение тепловозов и паровозов показывает значИ’
тельное преимущество тепловозног! тяги в сокращении расходов по эксплу-
атации тепловозов и по ремонту. В табл. 2 показано, что расходы при те-
пловозной тяге сокращаются примерно в 2,5 раза по сравнению с паро-
возной тягой. Эти данные позволяют утверждать, что первоначальные за*
траты на постройку тепловоза покрываются не более как в 2—2,5 года [36].
Таблица 2
Стоимость эксплуатации паровозов и тепловозов
Наименование расходов Паровозы Тепловозы
на 1000 км пробега на 10 г00 /71/^Л</брутТО на 1000 км пробега на 10 000 тпкж/брутто
Общие расходы в руб 7866 85,8 3113 33,3
В том числе:
содержание локомотивных бригад 1962 18,5 1120 11,9
стоимость топлива .... 5216 56,9 1444 15,4
стоимость ремонта в депо . 852 9,3 455 4,9
стоимость смазки и освеще- ния 106 1,1 94 1,1
Среднесуточный пробег тепловозов в грузовом движении на 30—40%
выше, чем у паровозов, т. е. один тепловоз может заменить примерно 1,4
паровоза.
Совершенствование тепловозов идет по пути уменьшения веса тепло-
воза, приходящегося на 1 э. л. с., о чем свидетельствуют следующие
цифры:
_ ...ЭЛ Тепловоз Uli 1924 г. 180,0 кг/э. л. с.
. ээл 1932 . 131,4
ТЭ1 1947 . 129,9
. ТЭ2 1949 . 88,0
. ТЭЗ 1955 . 63,0
25
Цифры показывают, что служебный вес тепловоза, приходящийся на
1 э. л. с., уменьшился более чем в 2 раза и имеет тенденцию к дальнейше-
му снижению. Вес электрооборудования в 1924 г. составлял 23—24 кг!л. с.,
а в 1950 г. 10—11 кг/л. с. Но это заслуга не столько электриков, сколько
двигателистов, повысивших обороты мощных дизелей с 450 до 650—750 в
минуту. Дальнейшее снижение веса и стоимости электрической передачи
должно идти за счет применения более высокого качества изоляции и бо-
лее тщательного конструирования электродвигателей и генераторов.
Говоря о развитии тепловозной тяги, необходимо коснуться научно-
исследовательских работ, проводимых в СССР целым рядом организа-
ций, в том числе и Всесоюзным научно-исследовательским институтом же-
лезнодорожного транспорта (ЦНИИ).
Важнейшими научно-исследовательскими работами являются тяго-
вые, теплотехнические и энергетические испытания новых типов локомоти-
вов, в том числе и тепловозов. В результате этих испытаний каждый те-
пловоз получает научно обоснованный паспорт, являющийся основным
документом для тяговых расчетов при составлении расписания поездов и
при определении расхода топлива, воды и смазки.
Подобные паспорта для локомотивов впервые были введены на отече-
ственных железных дорогах, и наш опыт был заимствован другими стра-
нами. Советскими учеными были созданы специальная лаборатория для
испытания тепловозов и динамометрический вагон [20].
БЛИЖАЙШИЕ ПЕРСПЕКТИВЫ РАЗВИТИЯ ТЕПЛОВОЗОВ В СССР
Бурный рост промышленности и возрастающая продукция колхозного
хозяйства предъявляют к железнодорожному транспорту требование даль-
нейшего увеличения перевозок грузов и пассажиров, в связи с чем должна
увеличиваться мощность тепловозов.
В директивах XIX Съезда партии по пятому пятилетнему плану разви-
тия народного хозяйства СССР на 1951 —1955 гг. указано: «Полностью
обеспечить потребность железнодорожного транспорта в магистральных
паровозах, электровозах, тепловозах, грузовых, изотермических и пасса-
жирских вагонах».
«Приступить к производству новых мощных паровозов, электровозов
и тепловозов, в том числе газогенераторных». Харьковский завод транс-
портного машиностроения работает над созданием тепловоза ТЭЗ с элек-
трической передачей мощностью 2000 л. с. в одном экипаже. Сдвоенный
тепловоз будет иметь 4000 л. с. Тип тепловоза 30 — 30 + 30 — 30,
вес 252 т или удельный вес 63 кг/л. с., нагрузка на ось 21,5 т. Диаметр
колес 1050 мм. По сравнению с тепловозом ТЭ2 вес тепловоза ТЭЗ мощ-
ностью 2000 л. с. уменьшится на 35 т, что соответственно отразится и на
строительной стоимости единицы мощности.
Такой тепловоз будет развивать на руководящем подъеме силу тяги
около 40 т при скорости 20 км/час. На участках с подъемами 6—7% двух-
секционный тепловоз обеспечит вождение поездов весом 4,5—5,0 тыс. т.
На сдвоенном тепловозе ТЭЗ может быть повышена производитель-
ность бригады в 2 раза по сравнению с производительностью бригады
паровоза серии Лив 1,75 раза по сравнению с производительностью
бригады паровоза ФД. Годовая экономия одного тепловоза более
500 тыс. руб. При 8000 тепловозах мощностью 2000 л. с. общая экономия
может превысить 4 млрд. руб. в год.
Расчеты показывают, что при коэффициенте использования мощности
тепловоза с дизелем 2 000 л. с. в пути 0,7 и коэффициенте использования
рабочего времени 0,75 и среднегодовом удельном расходе топлива
270 г/л. с. ч. годовая потребность жидкого топлива на 1000 тепловозов со-
ставит примерно 2 500 000 т.
26
Фиг. 11. Схема газогенераторной установки
на тепловозе:
1 — турбовоздуходувка; 2 — дизель; 3 — воздушный
коллектор; 4 — трубопровод; 5 — газогенератор;
6 — фильтр грубой очистки; 7 — трубчатые холодиль-
ники; 8 — фильтр тонкой очистки.
и газом происходит отдельно через
Таким образом, уже в ближайшие годы перед железнодорожным
транспортом стоит задача обеспечить транспорт топливом, используя его
с наивысшим к. п. д.
Решение этой задачи можно осуществить различными способами: пу-
тем производства искусственного жидкого топлива с использованием бу-
рых углей, торфа или сланцев, использования естественного газа или
твердого топлива с предварительной газификацией и непосредственным
сжиганием твердого топлива в виде пыли.
В период 1950—1953 гг. ЦНИИ провел ряд испытаний тепловозов ТЭ1
на газогенераторном газе из антрацита, использовав его в дизеле Д50.
По предложению кандида-
тов техн, наук А. А. Пой-
до, Н. Р. Фуфрянского и
П. В. Якобсона в 1950 г. был
построен опытный тепловоз на
базе тепловоза ТЭ1 с газоге-
нераторным тендером. Дизель
работает на газе из антрацита
с присадкой 25—35% жидкого
топлива, служащего для вос-
пламенения газовоздушной
смеси в дизеле и одновременно
для компенсации потери мощ-
ности при работе на чистом
газе. Питание дизеля воздухом
впускные клапаны дизеля. Смешение воздуха с газом происходит в ци-
линдрах дизеля. Принципиальная схема тепловоза ТЭ1 н.а смешанном
топливе показана на фиг. 11.
Воздух, нагнетаемый турбовоздуходувкой /, разделяется на два пото-
ка, один из которых поступает в ресивер и через воздушный коллектор 3
по патрубкам направляется в цилиндры дизеля 2; другой поток проходит
по трубопроводу 4 в генератор газов 5 под колосниковую решетку. Воз-
дух предварительно увлажняется парами воды. Происходит газификация
топлива. Полученный газ поступает в фильтр грубой очистки 6 и дальше
в трубчатый холодильник 7, в фильтр тонкой очистки 8 и в газовый реси-
вер, откуда через вторые впускные клапаны — в цилиндры дизеля. На
воздушном и газовых трубопроводах установлены запорные клапаны, ко-
торые открыты при работе на смешанном топливе и закрыты при работе
на жидком топливе.
Антрацит марки AM помещается <в бункере и шахте газогене-
ратора. Запас твердого топлива обеспечивают пробег тепловоза
500—750 км.
В 1952 г. Харьковский завод транспортного машиностроения выпустил
новый экспериментальный газогенераторный тепловоз ТЭ4. Этот тепловоз
состоит из трех частей: по концам размещены секции 1 (фиг. 12, см.
вклейку) тепловоза ТЭ2, соответственно оборудованные; в середине на
четырехосном тендере 2 помещается газогенераторная установка с запа-
сом воды и топлива. Газогенераторные тепловозы находятся в периоде
эксплуатационных испытаний.
Кафедра тепловозостроения Московского Высшего Технического учи-
лища имени Баумана разработала два варианта тепловозов с механиче-
ским генератором газов.
В 1937 г. появился интересный безвальный дизель-компрессор, Песка-
ра, подготовляющий сжатый воздух для нужд промышленности.
Заводы Швейцарии и Франции использовали эту конструкцию для
осуществления механического генератора газов, принцип действия которо-
го был установлен А. Н. Шелестом еще в 1913 г.
27
Безвальный механический генератор газов состоит из двухтакт-
ного дизеля с симметрично движущимися в разные стороны поршнями.
Рубашку дизеля окружает ресивер 3 (фиг. 13) продувочного воздуха.
Работа дизеля передается непосредственно компрессорам 2, расположен-
ным по обеим сторонам ресивера 3.
Внешнюю сторону компрессоров замыкают воздушные буферы /, в ко-
торых сжатый воздух попеременно сжимается и расширяется.
Сжатый воздух из компрессора выталкивается в общий ресивер 3, от-
куда поступает в период продувки в цилиндр сгорания 4, а выходит сов-
Фиг. 13. Схема безвального механического
генератора:
1 — воздушный буфер; 2 — компрессор; 3 — ресивер;
4 — цилиндр сгорания.
зовоздушной смеси колеблется даже
до 110% нормальной мощности рабочей
местно с отработанными
газами из цилиндра в ре-
сивер перед рабочей маши-
ной поршневого или турбин-
ного типа.
Изменением подачи топ-
лива регулируется число
циклов механического гене-
ратора газов. Синхронность
работы обоих поршней обес-
печивается особым синхрон-
ным механизмом, связываю-
щим кинематически поршни
обоих компрессоров 2.
Регулирование подачи га-
в одном агрегате от 17
машины. Дальнейшую регу-
лировку можно осуществить путем применения нескольких гене-
раторов, включая и выключая их по мере надобности. Как показал опыт,
на включение или выключение агрегата затрачивается около 20 сек.
На фиг. 14 показан продольный разрез тепловоза МВТУ имени
Н. Э. Баумана с четырьмя механическими генераторами 5, подающими
газ газовой турбине 3. Свою работу газовая турбина передает генератору
постоянного тока 2 через редуктор 4. От главного генератра приводится в
действие возбудитель и вспомогательный генератор, а также тормозной
компрессор 1. Газовая турбина реактивная, степень реакции 0,5; мощность
на валу 3000 л. с. при 7200 об/мин.
В кузове тепловоза размещена холодильная камера 6 ребристого типа
с плоскими трубками. Водяных секций 56, масляных секций 36. Поверх-
ность охлаждения водяных секций 719 ж2, масляных 538 ж2. Мощность,
затрачиваемая на вентилятор, равна 85 э, л. с. Все надрессорное строение
опирается на две трехосные тележки типа тепловоза ТЭЗ. Каждая ось те-
лежки приводится в движение индивидуальным электродвигателем с
трамвайной подвеской. Служебный вес тепловоза около 126 г, нагрузка
на ось 21 т. Конструктивная скорость 100 км!час. Касательная мощность
равна 2 400 л. с. Она является примерно постоянной. Мощность сдвоен-
ного тепловоза равна 4 800 к. л. с. Служебный к. п. д. составляет около
30%.
С целью освобождения тепловоза от электрической передачи и удешев-
ления строительной стоимости тепловоза кафедрой тепловозостроения
МВТУ спроектирован второй тепловоз с механическим генератором га-
зов, с турбиной и редуктором группового привода, касательной мощ-
ностью 2 500 к. л. с. (фиг. 15). Кузов через хребтовые балки опирается на
две трехосные тележки. Рамы тележек брусковые. На конце рамы с внутрен-
ней части тележки помещается газовая турбина 6 с редуктором 8. Мощ-
ность турбины 1 500 л. с. при 9000 об/мин. Число оборотов колеса тележ-
ки составляет 253 в минуту, передаточное число /=35,6. Это число разби-
то на 3 передачи при прямом и обратном ходе: Z! = 3,9; z2 = 3,24; z3 = 2,82.
28
Фиг. 11. Тепловоз МВТУ имени Н. Э. Баумана с механическим генератором газов и электрической передачей:
1 — компрессор; 2 — генератор постоянного тока; 3 — газовая турбина; 4 — редуктор; 5 — механический генератор сжатых газов; 6 — холодильная камера.
Фиг. 15. Тепловоз МВТУ имени Н. Э. Баумана с механическим генератором газов, газовой турбиной
и редуктором:
1 — механический генератор газов; 2 — компрессор; 3 — вспомогательный дизель; 4 — вспомогательный генератор для освещения тепловоза;
5 — холодильная камера; 6 — газовая турбина; 7 — тяговый вал; 8 — редуктор.
Тяговый вал 7 передает свое вращение шатунами средней оси тележки,
откуда спарниками передается вращение другим колесам тележки.
Вспомогательный дизель Д6 мощностью 150 л. с. при 1500 об/мин
приводит в движение компрессор 2 для тормозов и пуска генераторов, а
также вспомогательный генератор 4 для освещения. Холодильная каме-
ра 5 остается без изменения, как и в предыдущем тепловозе. Служебный
вес тепловоза 120 т. Экономический к. п. д. тепловоза на расчетном ре-
жиме 32%. Мощность сдвоенного тепловоза по рабочим турбинам
4X1500 = 6000 л. с., или касательная мощность равна 5000 л. с.
Этот тепловоз в единичном исполнении на 70 т легче эквивалентных
паровозов ФД или ИС с тендером, по строительной стоимости не дороже
их, по экономичности в 5 раз выше наилучших паровозов.
Если 8000 тепловозов ТЭЗ могут дать ежегодно экономии около
4 млрд, руб., то последние тепловозы повысят ежегодную экономию до
5 млрд. руб.
Сопоставляя проекты тепловозов МВТУ (фиг. 14 и 15) с тепловозом
ТЭЗ, приходим к выводу, что оба эскизных проекта разработаны на базе
ходовых частей и кузова тепловоза ТЭЗ мощностью 2000 л. с,, построен-
ного харьковским заводом транспортного машинострония.
Данные проекты предусматривают возможность осуществить первый
экспериментальный тепловоз, использовав кузов, тележки и все электри-
ческое оборудование тепловоза ТЭЗ, т. е. с наименьшими затратами. Для
использования полной производительности механического генератора га-
зов в дальнейшем необходимо будет заменять электрическое оборудова-
ние другим большей мощности соответственно мощности механических ге-
нераторов газов, установленных на тепловозе.
После освоения в эксплуатации механического генератора газов на
тепловозах с электрической передачей целесообразно перейти к постройке
экспериментального тепловоза с газовой турбиной и механическим редук-
тором, при этом ни конструкция, ни размеры механических генераторов не
меняются.
ГЛАВА II
ИССЛЕДОВАНИЕ РАБОТЫ ТЕПЛОВОЗА бр. ЗУЛЬЦЕР
В ШВЕЙЦАРИИ
Вопрос о замене паровоза более экономичными локомотивами инте-
ресовал техников параллельно с развитием силовых стационарных уста-
новок и особенно с появлением двигателей внутреннего сгорания.
В настоящее время лучшие паровозы работают с давлением пара
12—16 кг/см2 при температуре до 400° С. Дальнейшее повышение этих
показателей ведет к увеличению веса котла, быстрому износу перегрева-
теля, что поглощает всю выгоду лучшего использования тепла, почему
практика и остановилась именно на этих пределах.
Ограниченность паровоза в габарите и весе не позволяет думать
о применении экономайзеров и конденсаторов, вследствие чего отпадает
возможность повысить экономичность паровоза за счет последних факто-
ров, играющих в стационарных силовых установках столь важную роль.
Что касается рациональности управления паровоза в смысле лучшего
использования пара, то в этом направлении за последнее время у нас
произведены многочисленные опыты над паровозами различных типов.
Для каждого из них составлены характеристики сил тяги, расхода пара
и топлива, определена зависимость между интенсивностью горения и ин-
тенсивностью парообразования и найдено удельное сопротивление паро-
воза с тендером при движении. В этом отношении паровозная техника
идет впереди техники стационарных силовых установок, чему способ-
ствует крупный масштаб железнодорожных предприятий.
Замена конуса паровым или воздушным дутьем улучшила бы исполь-
зование тепла. Замена конуса отразится, несомненно, на увеличении
индикаторного давления рабочих цилиндров и, следовательно, на увели-
чении индикаторного коэффициента паровой машины. Последний в ста-
ционарных машинах простого расширения без конденсации и с перегревом
принимается тц = 0,75 н- 0,90. В паровозах на эту величину не обраща-
лось должного внимания.
Судя по немногим индикаторным диаграммам, снятым с паровоза
серии КуМосковско-Казанской железной дороги (фиг. 16), индикаторный
к. п. д. зависит от скорости паровоза.
При вполне открытом регуляторе р = 1, отсечке е= 0,2, при давлении
пара в котле 14 кг/см2 и температуре его 380°С получаем из энтропийной
диаграммы располагаемое тепло для работы ALq = 139 ккал. Расход
632
пара на 1 и. л. с. ч. в идеальном процессе d0 = — = 4,55 кг, в действи-
тельном же процессе он является величиной переменной.
Скорость в км/час . 20 32 60 85 102 112
Расход пара кг на и. л. с. ч. dQ . 9,9 9,0 7,4 6,7 6,5 6,4
Индикаторный к. п. д. т] 0,46 0,51 0,62 0,68 0,7 0,71
зг.
Противодавление выхлопа, как видно из диаграмм, колеблется от 0,4
до 0,6 кг!см2. Предполагая его равным 0,1 кг!см2, получим увеличение
индикаторного к. п. д. на 8—15%.
Для создания в зольнике давления пользуются или пароструйными
приборами, расходующими 5—15% всего получаемого пара в котле, или,
при воздушном дутье, вентилятором, расходующим 1—2% пар.а при
условии работы вентилятора от электродвигателя с получением дешевой
электрической энергии в крупных стационарных силовых установках.
О 6) О
Фиг, 16. Индикаторные диаграммы паровоза серии Ку при различных скоростях:
а — 20 км!час, Р. - 5,06 кг 1см2; (5 — 32 км/час, Р. = 4,47 кг/см-; в — 60 км!час, Р. = 3,73 кг'см'2;
г — 85 км[час, Р- - 3,21 кг,см!2; д — 102 км, час, Р. = 2,80 кг,'см'2; е — 112 км)час, Р^ = 2,69 кг!см*.
Следовательно, замена конуса паровым дутьем никакой выгоды не
принесет. При воздушном дутье с малым коэффициентом отдачи турбо-
компрессора также трудно ожидать сильного повышения экономичности
паровоза.
Таким образом, видим, что современные паровозы с экономически
тепловой точки зрения дошли до высшего развития, и в дальнейшем
существенных улучшений ожидать нельзя. Если учесть постепенный рост
цен топлива и все увеличивающийся расход его паровозами вследствие
развития железнодорожной сети, то станет понятным стремление желез-
нодорожных специалистов заменить паровоз более экономичным локомо-
тивом с двигателем внутреннего сгорания.
Первый опыт в крупном масштабе предприняла фирма бр. Зульцер
в Швейцарии по заказу прусских казенных железных дорог. Сведения
о новом тепловозе первоначально появились в американском журнале
«News» в мае 1912 г. из доклада Р. Дизеля Обществу Американских
инженеров-механиков в Нью-Йорке.
32
По мнению докладчика специальные свойства дизелей имеют большее
значение для транспортных машин, чем для стационарных силовых уста-
новок.
На фиг. 17 показаны продольный и поперечный разрезы тепловоза
мощностью 1000—1200 э. л. с., приведенные в вышеуказанном журнале.
Экипажная часть выполнена фирмой А. Борзиг в Берлине. Главный
дизель 3 двухтактный четырехцилиндровый. Каждая пара цилиндров
расположена под углом 90° одна к другой и действует на одно колено
главного тягового вала 11. От двух пальцев кривошипов, размещенных
по концам вала, идут дышла к ведущим колесам. Между цилиндрами ди-
1 — пульт управления; 2 вспомогательный двухтактный дизель; 3 — главный четырехцилиндровый дизель;
4 — выхлопной патрубок; 5 — продувочные насосы; 6 — баллоны для пускового воздуха; 7—поддержи-
вающие оси; 8 — ведущие оси; У — компрессор; 10 — резервуары для воды и топлива; 11 — тяговый вал
зеля помещены два продувочных насоса 5 и трехступенчатый компрессор
для воздуха, распыливающего нефть.
Кроме главного дизеля, имеется еще вспомогательный дизель-компрес-
сор, состоящий из двухцилиндрового двухтактного дизеля 2 и двух ком-
прессоров 9. При помощи особого устройства эти компрессоры служат
для увеличения силы тяги тепловоза при трогании с места, на маневрах
и крутых подъемах. Для этого в цилиндры главного дизеля во время рас-
ширения вводится еще некоторое количество воздуха от вспомогатель-
ного дизель-компрессора, благодаря чему индикаторные диаграммы по-
лучаются полнее.
В журнале «Z. d. V. D. I.» (1913 г. стр. 1325) появились известия об
опытной поездке тепловоза с курьерским поездом, причем на некоторых
перегонах скорость доходила до 70 км/час. В журнале были указаны
основные размеры тепловоза. Диаметр ведущих колес D = 1750 мм, раз-
меры цилиндров главного дизеля d = 380 мм, h = 550 мм, размеры ци-
линдров вспомогательного дизеля d = 350 мм, h = 380 мм.
Вспомогательный дизель развивает 250 э. л. с. при 350 об/мин. Наи-
меньшее число оборотов 200 в минуту. Распыливающий воздух подводит-
ся к форсунке под давлением 50—70 кг/см2 в зависимости от развиваемой
тепловозом работы. У пускового воздуха давление 50 кг/см2, у продувоч-
ного 1,4 кг/см2. Переход с работы сжатым воздухом на нормальную
работу дизеля происходит при скорости 10 км/час.
зз
К сожалению, совсем отсутствует указание о мощности тепловоза
и не описано также, каким образом производится указанное Р. Дизелем
пополнение на индикаторной диаграмме и выполнено ли оно вообще. Из
имеющегося описания регулирования форсунки этого заключить нельзя.
Такое регулирование производится и в стационарных дизелях больших
мощностей. Умалчивают бр. Зульцер и о расходе топлива.
Обыкновенно принято считать расход топлива четырехтактным дизе-
лем 180—185 и двухтактным 200—220 г/л. с. ч.
Для тепловоза бр. Зульцер применен двухтактный дизель, поэтому
расход топлива приходится оценивать по двухтактному дизелю.
Указанный расход 200—220 г/л. с. ч. относится к стационарным дизе-
лям с малым числом оборотов (150—180) при давлении продувочного
воздуха 1,2—1,3 кг!см2 и при нормальной нагрузке. Расход этот немного
увеличивается при возрастании числа оборотов дизеля, но сильно воз-
растает с уменьшением нагрузки.
Если же число оборотов падает пропорционально мощности и среднее
индикаторное давление остается постоянным, то и расход на 1 э. л. с. ч.
почти не меняется.
Повышение давления продувочного воздуха также отражается на
увеличении расхода топлива. В тепловозной службе благодаря большому
числу оборотов ведущих колес и частой перегрузке необходимо, как и в
пароходных дизелях, вести продувку при повышенном давлении, поэтому
служебный расход топлива можно принять приблизительно 250 г/э. л. с. ч.
Расход этот относится к валу дизеля. Чтобы отнести его к ободу колеса,
необходимо ввести механический коэффициент передачи. Оценивая по-
следний = 0,9, получим
250 о_о ,
g = — 278 г э. л. с. ч.
& 0,9
К нему нужно прибавить расход на вспомогательный дизель-компрес-
сор, который усиленно работает при разгоне поезда и при зарядке
пусковых баллонов сжатым воздухом, а также на подъемах при усло-
вии выполнения указанного Р. Дизелем особого устройства для увеличе-
ния площадей индикаторных диаграмм.
Остальное время дизель-компрессор служит для сжатия воздуха, рас-
пыливающего нефть, т. е. работает при большой недогрузке. Принимая
расход вспомогательного дизеля равным 15% расхода главного дизеля,
получим полный расход, отнесенный к ободу колеса,
g = 278-1,15 = 320 г/э. л. с. ч.
Как увидим впоследствии, расход этот на тепловозе бр. Зульцер
должен быть еще большим. Все же, сравнивая его со служебным расхо-
дом топлива лучших паровозов с высоким перегревом пара
d = 0,9-^- 1,0 кг/э. л, с. ч., получаем громадную экономию в топливе. По-
этому интересно выяснить те составы, для которых пригоден тепловоз
указанной мощности, и в каких условиях он будет работать рационально.
Для нас важно выяснить, насколько удовлетворительно выполняет
свое назначение дизель как локомотивная машина.
В дальнейшем будем считать выполненным особое устройство, даю-
щее дизелю гибкость паровой машины, и примем мощность тепловоза,
согласно заявлению Р. Дизеля, 1 100 э. л. с., относя ее к валу дизеля,
вследствие отсутствия более точного указания.
Паровоз серии КУ Московско-Казанской железной дороги мощностью
1 400 и. л. с. водит на участке Москва — Рязань курьерские поезда в
48 осей по 10 т каждая.
34
Исходя из этого, состав поезда для тепловоза бр. Зульцер будет
1 100
48-----= 38 осей, или
1 400
вес вагонов......................... Q = 380 т
вес тепловоза в рабочем состоянии . Р = 95 „
Общий вес поезда P+Q = 475 т
НАХОЖДЕНИЕ ОБЩЕЙ ХАРАКТЕРИСТИКИ РАБОТЫ ТЕПЛОВОЗА
бр. ЗУЛЬЦЕР С ПОЕЗДОМ В 38 ВАГОННЫХ ОСЕЙ
Примем сопротивление тепловоза по формуле Лебедева
w'Q = 1,3 + 0,02 V + 0,0005 V2 ^г/т, (1)
сопротивление пассажирских четырехосных вагонов также по формуле
Лебедева
w' = 1,5 + 0,5VV+1° кг/т. (2)
Тогда сопротивление поезда, как ряда вагонов на горизонтальном
пути, будет
1ГО= 1г;+ uz; = p^ + q^ = (P + q)^0^, (3)
где w'o — удельное сопротивление в кг на 1 т веса тепловоза
Wq — » » » » » » вагонов
w0 — » » » » » » всего поезда
V — скорость поезда в км/час.
Подсчитывая эти значения для различных скоростей, получим табл. 3.
Таблица 3
Сопротивление поезда при различных скоростях
V в км/час wo в кг/т и/ в кг Wq в кг/т WnQ в кг WQ в кг в кг/т
1 1,30 124 1,50 570 694 1,46
10 1,55 147 1,60 608 755 1,59
20 1,90 180 1,80 685 865 1,82
30 2,35 223 2,10 800 1023 2,16
40 2,90 275 2,50 950 1225 2,58
50 3,55 337 3,00 1140 1477 3,11
60 4,30 480 3,60 1370 1778 3,74
70 5,15 490 4,30 1630 2120 4,47
80 6,10 580 5,10 1940 2520 5,30
90 7,15 680 6,00 2280 2960 6,23
100 8,30 790 7,00 2660 3450 7,26
Для определения силы тяги тепловоза воспользуемся формулой для
паровозов простого расширения
= (4)
где FK—сила тяги на ободе колеса в кг\
—среднее индикаторное давление в кг/см2}
d — диаметр цилиндра в см\
h — ход поршня в см\
т — число цилиндров машины;
D — диаметр ведущих колес в см.
35
Применяя эту формулу и для двухтактных дизелей, нужно иметь в ви-
ду, что за один оборот колеса паровая машина дает две рабочие индика-
торные диаграммы, а двухтактный дизель одну, т. е. четыре цилиндра
дизеля соответствуют двум цилиндрам паровой машины.
Все размеры машины были указаны выше. Остаются не выясненными
Pt и 7j. Индикаторное давление Pt можно найти из формулы для эффек-
тивной мощности двухтактного дизеля
'60-75
откуда
р _ Л^бО-75
1 Fh п
где z — число цилиндров дизеля (г = 4);
т]—механический к.п.д., отнесенный к валу дизеля (?) = 0,7);
F— площадь поршня (F = 1134 см2)',
h — ход поршня (Л = 0,55 м);
п — число оборотов вала в минуту (п = 304).
Следовательно, индикаторное давление, отнесенное ко всему
поршня,
(5)
ходу
п 1100-60.75 по. , ,
Р, =-------------------= 9,34 кг см2.
1 4-0,70.1 134-0,55-304
В практике построения двухтактных дизелей обыкновенно =
= 6,5 кг/см2, причем допускается кратковременная перегрузка 20—25%.
Дальнейшая перегрузка вызывает сильное возрастание температуры
сгорания, а следовательно, расширения и выхлопа, что обусловливает
повышение температуры всего процесса, и работа дизеля становится не-
надежной.
Само сгорание происходит в худших условиях, при меньшем количе-
стве избыточного воздуха, повышая расход топлива.
Если примем за нормальное среднее индикаторное давление РL =
6,5 кг!см2, то указанная Р. Дизелем мощность тепловоза 1100 э.л.с. от-
носится к перегрузке
9,34 6.5.100 = 44%>
6,5
что едва ли выполнимо. Правда, в судовых дизелях такая перегрузка
встречается, но за счет более низкого среднего индикаторного давления
при нормальной нагрузке.
Допустим, однако, что при нормальной работе тепловоза бр. Зульцер
дизель развивает среднее индикаторное давление Р t = 8 кг!см2, что со-
ответствует перегрузке в стационарных условиях
8~6,5 • 100 = 23%.
6,5
Тогда мощность дизеля на валу будет
ЛГе = 1 100— = 945 э. л. с.,
9,34
а мощность тепловоза, отнесенная к ободу колеса,
NK = 0,9 -945 = 850 3. л. с.
Сила тяги на ободе колеса
0,9-0,7-8 1444~55'2_ = 2 280 кг.
к ’ 2-175
36
Удельная сила тяги
х 2 280 л о ,
fK =------= 4,8 кг т.
JK 475
Если пренебречь малым изменением механического к.п.д. дизеля
с увеличением числа оборотов, то полученную силу тяги можно принять
постоянной, независимой от скорости тепловоза.
При отсутствии добавочного впуска воздуха она выражает и ту наи-
большую силу тяги, которую может развить тепловоз, работая с надеж-
ной продолжительной перегрузкой. Допуская, однако, впуск воздуха
осуществленным, дадим дизелю, за счет возможного при этом сжигания
некоторого количества топлива, дальнейшую перегрузку еще на 30%, что
соответствует:
среднему индикаторному давлению.................. Р/= 10,4 кг/ои2;
наибольшей мощности.....................• . . . . Ne = 1100 э. л. с.;
наибольшей силе тяги.............................. FK = 2960 кг;
наибольшей удельной силе тяги.......................Д = 6,23 кг/пг.
Чтобы учесть пополнение работы главного дизеля добавочным дизель*
компрессором, определим среднее индикаторное давление добавочного
дизеля при его наибольшей мощности Nе = 250 э.л.с.\
п Л^-60-75 250-60-75 о п
Р; =-----------=---------------------— 8,9 Кг,
1 2r\mFhn 2-0,65-730,6-0,58-350
Следовательно, мощность и этого дизеля показана не при нормальной
нагрузке, а при перегрузке
8’9~6’5 -100 = 37%.
6,5
Развиваемое дизель-компрессором индикаторное давление полностью
нельзя использовать в главном дизеле, благодаря механическим потерям
в дизеле 0,65 и в компрессоре = 0,90, а также при протекании
сжатого воздуха из цилиндра компрессора в цилиндр главного дизеля
и сильном его дросселировании 3 = 0,7.
Общий коэффициент передачи
^2 ri3 = 0,65 - 0,90 0,7 = 0,41.
Среднее индикаторное давление, которое можно использовать в глав-
ном дизеле от вспомогательного, будет
р. = 0,41 -8,9 = 3,65 кг/см2.
Эта величина выражала бы собой приращение индикаторного давле-
ния главного дизеля при условии одного и того же числа оборотов и ра-
венства объемов рабочих цилиндров главного и вспомогательного
дизелей.
В данном случае эти величины разные, и поэтому действительное по-
вышение среднего индикаторного давления в главном дизеле при скоро-
сти 100 км/час
APZ = 3,65- -------------= 0,945 кг см2.
4-382-55-304 1
Прибавляя APZ к Pz, равному 10,4 кг/см2, получим среднее индика-
торное давление, которое может получиться при наибольшей перегрузке
главного дизеля и при одновременной работе добавочного дизель-ком-
прессора. Зависимость силы тяги тепловоза от скорости дана в табл. 4.
37
Таблица 4
Зависимость силы тяги тепловоза от скорости
Показа- тели Скорость движения V в км!час
15 20 30 40 50 75 100
ДР/ 6,3 4,72 3,14 2,36 1,89 1,26 0,945
Pi 16,7 15,12 13,54 12,76 12,29 11,66 11,345
р* 4750 4310 3860 3630 3500 3320 3230
fK 10,00 9,08 8,13 7,65 7,38 7,00 6,81
Сравнивая полученные подсчетом средние индикаторные давления
с действительными (фиг. 18), видим, что первые значительно выше вто-
рых. Так, при скорости поезда 15 км!час получается среднее индикатор-
Фиг. 18. Зависимость индикаторных диаграмм тепловоза бр. Зульцер
от скорости:
а — 75 км[час, Р- — 2,5 кг'см2; б — 50 км!час, = 5,5 кг!см2\ в — 40 км!час, Р^ — 8,0 кг!см2^
г - 30 км!час, Р. = 9,0 кг)см-, д — 20 км!час, Р= 10,5 кг!см2\ £—15 км!час, Р- = 12,0 кг [см1.
ное давление 16,7 кг!см2, тогда как в действительности оно не превышает
12 кг/см2 (фиг. 18,е). Это указывает отчасти на осторожность оценки
причин, влияющих на потери, а отчасти на невыполнимость добавочного
сгорания жидкого топлива за счет впуска воздуха в главные дизели из
дизель-компрессора.
Таблица 5
Подсчет силы тяги тепловоза при разгоне
Диаграммы Наполне- ние в °/0 хода Площадь диаграммы в мм1 Р1 в кг!см2 FK в кг f в кг/т
Наибольшее наполнение без редукции 80,0 720 20,00 5700 12,0
Наибольшее наполнение с редук- цией 42,0 600 16,65 4750 10,0
Среднее наполнение с редукцией . 31,0 490 13,60 5880 8,18
Наименьшее наполнение с редук- цией 16,6 330 9,20 2620 5,52
38
Наконец, для определения наибольшей силы тяги при разгоне сжатым
воздухом воспользуемся теоретическими, пусковыми диаграммами
(фиг. 19). Плапиметрируя их, получим табл. 5.
Из указанных диаграмм (фиг. 19) примем для дальнейшего исследо-
вания только первую с наибольшим наполнением без редукции, так как
для нас важно получить ту наиболь-
шую работу, которую может дать ди-
зель в тепловозе; при этом предпола-
гаем достаточность
воздуха
10 км!час.
Тогда
FK = 5700
оси найдем по
для
при
кг
откуда
запаса сжатого
разгона поезда до
наибольшей силе тяги
нагрузку на ведущие
формуле
FK = 1 ООО^РК,
(6)
Р.
где — коэффициент сцепления (для
средних условий = Ve);
Рк— нагрузка на оси в т.
Сцепных осей тепловоз бр. Зульцер
имеет две, а потому нагрузка на каж-
дую должна быть
р____ к
к 2-1 000
= 17,1 т.
р
V
вит
Фиг. 19. Теоретические пусковые
диаграмхмы:
Из этого следует, что сцепной вес
вполне соответствует мощности глав-
ного дизеля.
Нанося в координатах V км/час и
FK кг, найденные ранее величины,
1 — выхлопные окна; 2 — наибольшее напол-
нение без редукции; 3 — наибольшее наполне-
ние с редукцией; 4 — среднее наполнение
с редукцией; 5 — наименьшее наполнение.
получим (фиг. 20) общую характеристику работы тепловоза бр. Зульцер
с поездом в 38 вагонных осей,
где IF0 — кривая сопротивления поезда;
FK
1 000 ф* ’
i — уклон в % о;
F к — сила тяги при нормальной нагрузке главного дизеля;
F'K — сила тяги при перегрузке главного дизеля;
F"K — суммарная сила тяги главного и вспомогательного дизелей,
соответствующая разгону поезда.
Ордината, проведенная через точку V = 15 км/час, разграничивает
работу сжатым воздухом при разгоне и дальнейшую работу основным
циклом дизелей. Эту скорость можно принять надежной в смысле обес-
печения вспышки жидкого топлива без пропусков.
Точки пересечения сил тяги и сопротивления указывают равенство
этих сил, а соответствующие абсциссы определяют те скорости, при
которых это равенство наступает. Для данного состава наибольшая
скорость на горизонтальном участке 75 км/час (фиг. 20), но она быстро
падает при переходе на подъемы. Так, на затяжном подъеме i = +2%о
скорость падает до 43 км/час, а на затяжном подъеме i = +3%о скорость
падает до 18 км/час, т. е. почти до предела, при котором получается еще
надежная вспышка в дизелях.
39
Поэтому приходится часто прибегать к перегрузкам, неохотно допу-
скаемым в стационарных установках. Последние, как было указано выше,
работают при среднем индикаторном давлении 6,5 кг/сж2, в тепловозе же
бр. Зульцер нормальная работа отнесена к давлению 8 кг! см2, т. е. к пере-
грузке на 23%.
Подъем i = 8%о является для данного состава наибольшим затяжным,
который может преодолеть тепловоз при допущении перегрузки еще на
30% и при добавочной работе вспомогательного дизель-компрессора. На
коротких подъемах такого колебания скорости не будет вследствие при-
ращения живой силы поезда, приобретенного на горизонтальном участке.
Фиг. 20. Общая характеристика тепловоза бр. Зульцер: Фиг. 21. Цилиндровые силы
/ — суммарная сила тяги от главного и вспомогательного дизелей; ТЯ1 И паровоза серии
2 — перегрузка главного дизеля на 30%; 3 — нормальная нагрузка (р = 1 ,0).
главного дизеля.
Но все же по сравнению с паровозом результат получится значительно
хуже. На фиг. 21 показаны цилиндровые силы тяги пассажирского паро-
тл У
воза серии К .
Цифры на кривых указывают отсчеку пара при вполне открытом
регуляторе р = 1,0.
На кривых фиг. 21 наглядно выражены те условия, которым должен
удовлетворять тепловозный дизель, чтобы он мог заменить паровую ма-
шину. При одной и той же отсечке, например, з = 0,2, сама паровая
машина, помимо воли машиниста, только за счет уменьшения мятия пара
быстро увеличивает силу тяги с уменьшением скорости, доводя при ма-
лых скоростях перегрузку до 100%, чем не обладает ни один из существу-
ющих двигателей, за исключением электродвигателей, о которых будет
сказано особо.
Следовательно, при переходе поезда на подъем возрастает сопротив-
ление, скорость поезда падает, но в то же время возрастает сила тяги,
что способствует увеличению скорости. Это обстоятельство позволяет ма-
шинистам ставить рычаг после разгона на определенный зуб, указываю-
щий соответствующую отсечку, и ехать с этой отсечкой весь перегон, чем
многие машинисты пользуются в большинстве не сознательно. Все суще-
ствующие двигатели внутреннего сгорания этим свойством не обладают.
Сила тяги при них остается постоянной и не зависит от скорости, если
пренебречь малым изменением механического к. п. д. Поэтому на тепло-
40
возе бр. Зульцер машинист должен очень внимательно следить за изме-
нением профиля пути и изменять соответственно ему подачу топлива
в дизель.
РАЗГОН ПОЕЗДА В 38 ВАГОННЫХ ОСЕЙ ТЕПЛОВОЗОМ бр. ЗУЛЬЦЕР
Пользуясь методом Дедуи, определим время, в которое поезд достиг-
нет нормальной скорости 75 км/час с момента трогания, а также и путь,
пройденный за это время. Дифференциальное уравнение движения
поезда выражается
^±5-(1+Т)^- = ^-^0, (7)
g dt2
где Р 4- Q — вес поезда в кг\
Fк — сила тяги на ободе колеса;
Wo — сопротивление всего поезда;
у—коэффициент, зависящий от вращающихся скатов
/ yj_\
I 1 № I
Р+ QJ
Это уравнение движения может быть представлено так:
d^S =dv= Z \
dt2 dt 1+7 \ P+Q Р+Q/
или, относя к единице веса поезда 1 т, получим
— =----------------------(fK — w0) = С (А — ^о) м/сек2, (8)
dt 1 000 (1 + 7) 07 мк о/ / , \ I
где С—постоянный коэффициент (см. ниже).
Чтобы уравнение относилось к единицам (километр и час), принятым
в железнодорожной практике, нужно ускорение перевести в эти единицы:
g = 9,81 м^сек2 = —-------= 127 000 кмчас2.
6 ’ 1000
Тогда
y g 127 , о
; =----------=------км час2.
1 000 (1+7) 1 + 7
Для пассажирских восьмиколесных вагонов у = 0,04, а потому для
пассажирских поездов
С = 122 км[Час\
в приближенных же расчетах принимают
С = 120 км!час2,
следовательно, уравнение движения поезда в системе км/час2 для пасса-
жирских поездов будет
d2S dv 1 I Г V , \
— = — = 120 (Д — wj, (9)
di2 dt °7’ v 7
где fK и — удельная сила тяги и удельное сопротивление, отнесенные
к ободу колеса и к 1 т веса поезда.
Если теперь нанесем в координатах V км/час и кг/т найденные ранее
величины, то получим кривые w0, f к, f'K и f'K (фиг. 22).
Вычитая из наибольшей силы тяги удельное сопротивление w0,
получим кривую f "к — Wq. Разбиваем эту кривую на произвольное число
41
мя г, выражается площадью, ограниченной
Фиг. 22. Графическое построение скорости для тепловоза
бр. Зульцер.
равных частей и предполагаем, что в пределах каждой из них разность
fK — оуо = const и равна средней ординате, т. е. предполагаем, что за
рассматриваемый промежуток поезд имеет равномерно-ускоренное дви-
жение. При таком предположении кривая скоростей в координатах t и V
обладает тем свойством, что пространство, проходимое поездом за вре-
кривой скоростей, осью
абсцисс и крайней ор-
динатой V. Ускорение
же выражается тан-
генсом угла наклона,
который образует с
осью абсцисс касатель-
ная к кривой скоростей
в точке, соответствую-
щей рассматриваемому
моменту.
Поэтому для пас-
сажирского поезда
уравнение движения
tga= 120(A-uQ. (10)
По-строение кривой
скоростей по этой фор-
муле способом Дедуи
чрезвычайно простое
[2].
По фиг. 22 нахо-
дим, что поезд с тепловозом бр. Зульцер достигнет своей предельной
скорости через t = 7 мин. 56 сек. и пройдет от начала разгона путь
S = 6,24 км.
Такой медленный разгон недопустим для курьерских поездов, а тем
более для дачных с частыми остановками. Раньше было указано, что
затяжной подъем 8%о является предельным для данного состава, причем
предполагалась работа главного дизеля с дополнительной перегрузкой
30%, т. е. всего 53% против нормальной перегрузки стационарных дизелей
и с добавочной нагрузкой от вспомогательного дизель-компрессора.
Короткие подъемы могут преодолеваться за счет живой силы поезда.
ПРЕОДОЛЕНИЕ КРУТЫХ ПОДЪЕМОВ ТЕПЛОВОЗОМ бр. ЗУЛЬЦЕР
С ПОЕЗДОМ В 38 ВАГОННЫХ ОСЕЙ
Определим наибольшую длину подъема в 12%о, которая может быть
преодолена тепловозом бр. Зульцер отчасти за счет живой силы поезда,
а отчасти за счет наибольшей работы тепловоза, считая началом этой
работы момент вступления поезда на подъем.
Для этого воспользуемся способом Липеца, основанным на том, что
касательная к кривой V = ?(£) образует с осью S угол, тангенс которого
dV
dS ’
или
Из уравнения движения поезда имеем
= и/.
42
а потому
tga = c(^).
(Н)
Первоначально строим (как и на фиг. 22) кривую fK — wOr выражаю-
щую избыток силы тяги тепловоза при наибольшей перегрузке на гори-
зонтальном участке. Проводим прямую i = 12%о параллельно оси абсцисс
(фиг. 23).
Отрезки ординат между прямой /=12%о и кривой f”K—w0 указывают,
какое сопротивление нужно преодолеть исключительно за счет живой
силы поезда, а отрезки между той же кривой и осью абсцисс дают сопро-
главного „дизеля и добавочной работе дизель-компрессора. Разбиваем
кривую — w0 на равные части и предполагаем в пределах каждой из
них fK — Wq — const, т. е. допускаем равномерно-замедленное движение.
Точку пересечения оси ординат с прямой + i = 12%о принимаем за начало
координат, из которого проводим линии к серединам частей кривой
fK — w0. Перпендикуляры к лучам являются касательными к кривой
V = <p (S), огибаемая их дает кривую. Предполагая падение скорости до
15 км/час, при котором можно считать вспышку жидкого топлива еще
вполне обеспеченной, проводим через эту точку прямую, параллельную
оси S, до пересечения с кривой V = у (S). Полученный отрезок в опре-
деленном масштабе выразит длину 12%о подъема, преодолеваемого
поездом. На фиг. 23 видно, что если перед подъемом машинист держал
скорость 75 км/час, предельную для нормальной нагрузки тепловоза,
и в момент входа на подъем перевел главный дизель на дополнительную
перегрузку 30%, или общую перегрузку 53%, дав еще добавочную на-
грузку от дизель-компрессора, то поезд может преодолеть подъем 12%о
длиной 2,97 км.
43
Трудно, однако, рассчитывать на такую внимательность машиниста,
почему надежнее принять начальную скорость перед подъемом 50 км/час.
Тогда наибольшая длина подъема, преодолеваемая поездом, будет
1,52 км.
Учитывая сильное повышение сопротивления пути и поезда зимой,
а также сопротивление ветра, можно ожидать, что тепловоз не в состоя-
нии будет преодолеть даже более короткого подъема.
ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТЫ ТЕПЛОВОЗА бр. ЗУЛЬЦЕР
С ПОЕЗДОМ В 27 ВАГОННЫХ ОСЕЙ
Немного в лучших условиях тепловоз будет работать при составе
поезда из 6 пассажирских и 1 багажного вагонов. Всего 27 осей по Ют.
Общий вес вагонов..................... Q = 270 т
, „ тепловоза........................ Р= 95 ,
Общий вес поезда Р + Q = 365 т
Этому составу будет соответствовать сопротивление на горизонталь-
ном участке, указанное в табл. 6.
Таблица 6
Сопротивление поезда при различных скоростях
V в км]час w,; в кг пг w' в кг в кг m в кг в кг w() в кг тп
0 1,30 124 1,50 406 530 1,45
10 1,55 147 1,60 433 580 1,58
20 1,90 180 1,80 487 667 1,82
30 2,35 223 2,10 567 790 2,16
40 2,90 275 2,50 676 951 2,60
50 3,55 337 3,00 811 1148 3,15
60 4,30 408 3,60 972 1380 3,78
70 5,15 490 4,30 1160 1650 4,52
80 6,10 580 5,10 1376 1956 5,37
90 7,15 680 6,00 1620 2300 6,30
100 8,30 790 1 7,00 1890 2680 7,35
Сила тяги на ободе колес: F к = 2280 кг.
Удельная сила тяги, отнесенная к 1 т веса поезда, fк = 6,25 кг/т.
Наибольшая сила тяги F'K = 2690 кг.
Наибольшая удельная сила тяги f'K = 8,12 кг/т.
Таблица 7
Зависимость силы тяги от скорости
Величины Скорость поезда в км!час
15 1 20 30 40 | 50 I 100
п F в кг к 4750 4310 3860 3630 3500 3320 3230
f в кг/ m к 12,98 11,80 10,56 9,96 9,60 9,10 8,85
44
Повышение среднего индикаторного давления главного дизеля от
добавочного дизель-компрессора, а следовательно, полное индикаторное
давление и сила тяги при разгоне остаются такими
в табл. 5, удельная же
в табл. 7.
Строим, как и рань-
ше, общую характери-
стику (фиг. 24) рабо-
ты тепловоза бр. Зуль-
цер с поездом в 27 ва-
гонных осей. Из харак-
теристики следует, что
предельная скорость
на горизонтальном уча-
стке для взятого соста-
ва будет 90 км/час.
Затяжной подъем 11 % о
можно считать допу-
стимым. Но и с этим
же, как указаны
сила тяги в зависимости от скорости приведена
составом при нормаль-
ной нагрузке тепловоза
скорость быстро падает
с переходом поезда на
подъем.
Так, на подъеме
4 % о скорость падает
до 33 км/час. Следова-
тельно, и при этом со-
ставе нужно часто
прибегать к перегруз-
ке.
Кривая разгона по-
езда (фиг. 25) указы-
вает, что тепловоз мо-
жет развить на гори-
зонтальном участке
предельную скорость
90 км/час за 7 мин.
20 сек. на протяжении
6,85 км, а скорость
75 км/час за 5 мин.
10 сек. на протяжении
3,83 км, т. е. и при этих
условиях разгон полу-
Фиг. 24. Общая характеристика работы тепловоза
бр. Зульцер с поездом в 27 вагонных осей:
1 — суммарная сила тяги от главного и вспомогательного дизелей;
2 — перегрузка главного дизеля на 30%; 3 — нормальная нагрузка
главного дизеля.
Фиг. 25. Кривые разгона поезда
с тепловозом бр. Зульцер.
чается слишком мед-
ленным.
Для зарядки же
пусковых баллонов
сжатым воздухом требуется
6—10 мин. Следовательно, если поезд
остановился раньше указанного промежутка времени, то он принужден
будет стоять до полной зарядки баллонов. Вспомогательный дизель-
компрессор сравнительно малой мощности с невыгодным использова-
нием сжатого воздуха не может служить непосредственно для разгона
поезда.
Таким образом, тепловоз бр. Зульцер пригоден для курьерских поез-
дов малого состава с редкими остановками.
Сравнивая тепловоз по мощности с паровозом серии Ку Московско-
45
Казанской железной дороги (фиг. 26), с успехом обслуживающим ско-
рые, почтовые, товаро-пассажирские, а в некоторых случаях и товарные
поезда, видим существенную разницу между ними. Характерной особен-
Фиг. 26. Сравнение зависимости мощности
от скорости для паровоза и тепловоза:
у
7 — паровоз К ; 2 — тепловоз бр. Зульцер при ра-
боте главного и вспомогательного дизелей; 3 — тепло-
воз бр. Зульцер при работе главного дизеля с 30%-ной
перегрузкой; 4 — тепловоз бр. Зульцер при работе
главного дизеля с нормальной нагрузкой.
Фиг. 27. Кривые силы тяги в функции
от скорости:
у
1 — паровоз К при различной форсировке;
2 — тепловоз бр. Зульцер при работе главного
и вспомогательного дизелей; 3 — тепловоз при
работе главного дизеля с 30%-ной перегрузкой;
4 — тепловоз при работе главного дизеля с нор-
мальной нагрузкой.
ностью паровоза является равно-
мерное протекание кривых мощ-
ностей в функции от скорости
при напряжении котла Z = 40 и
50 кг пара в час с 1 м2 поверхно-
сти нагрева. Кривые эти, имея
максимум при скорости 70—
80 км!час, мало уклоняются от
него при увеличении и уменьше-
нии скорости до 40 км!час, в то
время как мощность тепловоза с
дизелем выражается наклонными
линиями, исходящими из начала
координат. При скорости 90 км!час
мощности паровоза и тепловоза
уравниваются. С повышением
скорости тепловоз сильнее паро-
воза, зато с уменьшением скоро-
сти паровоз имеет большие пре-
имущества, что весьма важно
для работы при разгоне и на
подъемах. Это ценное качество
паровоза достигается независя-
щей от скорости генерацией
энергии в котле и почти полным
ее использованием в паровой ма-
шине согласно меняющимся ус-
ловиям пути.
Сравнение сил тяги в функции
от скорости, показанное на фиг.
27, еще нагляднее выясняет раз-
ницу в работе паровоза и тепло-
воза. Если не учитывать ухуд-
шения механического к.п.д. тепло-
воза с увеличением скорости, си-
ла тяги его выразится прямой,
параллельной оси абсцисс. В па-
ровозе же кривые силы тяги про-
текают примерно по закону гипер-
бол высших порядков. При малых
скоростях сила тяги паровоза
почти в 3 раза больше силы тяги
тепловоза. Она резко уменьшает-
ся с увеличением скорости, что
позволяет паровозу мало изме-
нять скорость с увеличением со-
противления пути, тогда как
скорость тепловоза быстро па-
дает.
На основании вышеизложенного можно прийти к заключению, что
главное достоинство паровой машины паровоза — изменение среднего
индикаторного давления не только за счет отсечки, но и за счет большего
или меньшего мятия пара при различных скоростях — в дизелях совер-
шенно отсутствует. В последних среднее индикаторное давление зависит
46
исключительно от количества подаваемого жидкого топлива, т. е. увели-
чение силы тяги в тепловозах рассматриваемой системы достигается
только перегрузкой, причем возможная наибольшая перегрузка не дает
того увеличения силы тяги, какое получается в паровозах даже при одной
и той же отсечке за счет уменьшения мятия пара.
Указание по мощности тепловоза не может служить критерием сравни-
тельной оценки с паровозом.
Разгон тепловоза сжатым воздухом не отвечает условиям железно-
дорожной службы. Наибольшая сила тяги, развиваемая паровозом при
разгоне, получается за счет использования всей энергии котла, генери-
руемой параллельно с ее расходованием. Для выполнения той же роли
дизель-компрессором необходимо, чтобы мощность его была приблизи-
тельно в 2 раза больше мощности главного дизеля вследствие плохого
использования сжатого воздуха при сильном дросселировании. Такая
громоздкая вспомогательная машина практически не выполнима. Ди-
зель-компрессор значительно меньшей мощности для непосредственного
разгона не пригоден. Приходится прибегать к запасным баллонам сжа-
того воздуха, которого с трудом хватает на один разгон, причем для по-
полнения расхода требуется непрерывная работа дизель-компрессора в
течение 6—10 мин. Если остановка произошла раньше этого периода, то
поезд принужден стоять до полной зарядки баллонов, вследствие чего
тепловоз рассматриваемой системы не пригоден для почтовых и дачных
поездов с частыми остановками и совершенно не разрешает проблем
товарного движения, где требуется наибольшая сила тяги при малых
скоростях и частая перемена хода с остановками на маневрах.
Паровая машина паровоза является, следовательно, наиболее совер-
шенным двигателем по эластичности ее действия, плавности перемен
движения и растяжимости в смысле увеличения среднего индикаторного
давления не только за счет отсечки, но и за счет мятия пара. Она яв-
ляется основой паровоза, и за свое вековое существование не была заме-
нена до сих пор никаким другим двигателем, прочно уже завоевавшим
себе место в стационарных и судовых установках.
Такая картина представилась автору, взявшемуся за разработку
тепловоза в марте 1913 г. Данных об опытной поездке тогда еще не
было, но исследование показало, что ожидать хороших результатов от
такого разрешения задачи нельзя, что вопрос о замене паровоза более
экономичным тепловозом остается не разрешенным, несмотря на громад-
ный опыт лучших европейских заводов и на участие крупных специали-
стов. Из этого следует, что центр тяжести лежит не в конструктивной
разработке существующих двигателей в применении их к тепловозам,
а требуются другие пути для разрешения столь важной задачи.
Появившиеся в «Журнале Немецких Инженеров» за август 1913 г.
сведения об опытной поездке тепловоза с указанием, что на некоторых
перегонах тепловоз вез поезд со скоростью 70 км/час с замалчиванием
о составе поезда и о расходе топлива, только подтвердили выведенное
заключение.
ГЛАВА III
К. П.д. МАШИН
Под к. п. д. машин понимается отношение энергии полученной к за-
траченной.
Величина 1 —характеризует потери в рассматриваемом процессе.
Под термическим и индикаторным к. п. д. разные авторы разумеют
разные значения, чем вносят путаницу при оценке процесса. Читателю
приходится каждый раз вдумываться в смысл обозначения к. п. д. и тра-
тить на это время.
Поэтому терминология к. п. д. машин должна быть унифицирована.
В дальнейшем условимся понимать под различными к. п. д. те значе-
ния, которые уже приняты некоторыми авторитетами как за границей,
так и в СССР.
При установлении терминологии к. п. д. машин разобьем их на три
класса.
К первому классу отнесем паровые и воздушные машины, рабочее
тело которых подготовляется вне машины, например, водяной пар для
паровых машин и турбин.
Ко второму классу отнесем машины, внутри которых происходит об-
разование рабочего тела — газа — за счет сгорания топлива, например,
двигателя внутреннего сгорания и газовой турбины.
К третьему классу отнесем установки с несколькими машинами, ра-
ботающими с разными к. п. д.
к. П.д. ПАРОВЫХ И ВОЗДУШНЫХ МАШИН
В машинах первого класса основным коэффициентом является тер-
мический к. пд., обозначенный
Термический к. п.д. —есть отношение тепловой энергии, распола-
гаемой для работы в идеальной машине, к подведенному теплу, содер-
жащемуся в рабочем теле — паре, воздухе или газе, т. е.
__ D (h~zo) zi го
Z <7) <7
где D — количество рабочего тела, участвующего в процессе, в кг;
q — теплосодержание жидкости, подаваемой в котел за счет подо-
грева отработанным теплом, в ккал!кг.
Графически располагаемая для работы в идеальной машине энергия
1 кг рабочего тела — пара, воздуха или газа выражается в тепловых
диаграммах JS отрезком АВ (фиг. 28), а в индикаторных диаграммах —
площадью ACDB (фиг. 29), где CD — линия адиабатического расши-
рения.
48
На фиг. 29 непосредственно имеем работу 1 кг пара, воздуха или
газа:
=Pi^i VLad-p0V0,
НО
^=^.(Л-Т0); PiV1=RT1 ирйУ0=ЯТ0,
Л
поэтому
AL = AR (7\ - То) + Cv (7\ - То) = [AR + Су) (7\ - То) =
Фиг. 30. Графическое представление
об использовании энергии в индика-
торной работе.
Фиг. 28. Изображение располагаемой энер-
гии в тепловой диаграмме.
Фиг. 29. Изображение располагаемой энергии
в координатах Р — V.
Следовательно, площадь
ACDB (фиг. 29) эквивалентна
отрезку АВ (фиг. 28).
Термический к. п. д. повы-
шается с расширением границ
теплопадения, т. е. с повыше-
нием верхних границ давления
Pi и температуры Лис пони-
жением нижней границы Ро.
Термический к. п. д. маши-
ны не зависит от характера
и величины нагрузки ма-
шины.
Величина 1 — tj, дает представление о потерях в идеальном цикле за
счет потерь с отходящим рабочим телом. Если рабочим телом является
пар, то в величину 1 — tj, входят также потери от скрытой теплоты паро-
образования. В воздухе скрытая теплота не содержится, и потому потери
с отходящим воздухом в воздушной машине значительно меньше, чем
в паровой. При /0 0° мы имеем отрицательную величину — Zo, вслед-
ствие чего в воздушных машинах использованная тепловая энергия уве-
личивается за счет притока тепла извне
Л ( *о) Ч “Ь Ль
Вторым коэффициентом, характеризующим работу машины, является
индикаторный к. п. д.
49
Индикаторный к. п. д. tjz — есть отношение тепла, использованного в
индикаторной работе, к теплу, располагаемому для работы в идеальной
машине.
Графическое представление об использовании энергии в индикатор-
ной работе дает отрезок AM (фиг. 30) в тепловых диаграммах и неза-
Фиг. 31. Индикаторная диаграмма.
штрихованная площадь
ACXEFMNX (фиг. 31) в
индикаторных диаграм-
мах.
Условились считать,
что все потери в индика-
торной работе протекают
при постоянном теплосо-
держании (iM = const)
(фиг. 30).
Пересечение линии
iM= const с линией ко-
нечного давления Pq =
= const дает точку ЛГ,
характеризующую состоя-
ние пара, воздуха или
газа при выхлопе.
Линия AM характеризует средний политропический процесс расши-
рения рабочего тела в машине.
Из фиг. 30 непосредственно имеем
Из фиг. 31 получим
АВ z’i—z0
= АСг EFMNj
ACDB
(U)
(14')
В тех случаях, когда т}, определяется при испытаниях машин, нахо-
дят расход пара, газа или воздуха на индикаторную силу в час:
1 и. л. с. ч.
Расход пара или воздуха в идеальной машине выразится
, 632
«о — ~ ~ >
(15)
75-3 600
где 632 = ——--------термический эквивалент одного
Индикаторный к. п. д. в данном случае выразится
dQ
Если в формулу (16) подставим значение d0 из
получим
сило-часа.
(16)
формулы (15), то
на 1 кг пара, газа
632
ТЦ = ----------.
632
Но — есть число тепловых единиц, приходящихся
или воздуха, использованных в индикаторной работе, т. е.
632
— = i — i
1 1 м 1
50
откуда
h zo
Этим подтверждается однородность формул (14) и (16).
Величина 1 — характеризует потери в поршневой машине от дрос-
солирования при впуске [площадка I (фиг. 31)], от охлаждения и про-
пусков при расширении (площадка II), от незаконченного расширения
(площадка III), от сопротивления при выхлопе пара, газа или воздуха
(площадка IV), от охлаждения и притока свежего рабочего тела, через
неплотности золотника в период сжатия (площадка V, где линия MN
идет по адиабате).
Что касается площадки NMM\B, то она уменьшает площадь диа-
граммы, т. е. влияет на увеличение размеров машины, но не влияет
на если давление сжатия равно начальному давлению Р\, в против-
ном случае получаются потери за счет дополнительного заполнения
вредного пространства машины. Эта площадка на фиг. 31 указывает
на возможность избежать стуков в машине вследствие наличия инер-
ционных сил, выраженных кривой ab.
Обычно выполняют машину так, чтобы при построении фиг. 31 линия
сжатия пара, воздуха или газа не пересекала линию ab.
Отрезок AM в паровых турбинах (фиг. 30) дает представление об
использованной энергии пара, воздуха или газа в турбине, а отрезок
М'В = (1 — АВ выражает потери в соплах, лопатках, направляю-
щих аппаратах, потери от трения дисков колес, потери скоростной энер-
гии при выхлопе, потери от вентиляции и потери от пропусков рабочего
тела через лабиринтовые уплотнения — вообще все внутренние потери
в турбине.
Поэтому коэффициент =- , называемый в некоторой литера-
Z1 “ zo
туре «внутренним относительным к. п. д. турбины», можно назвать по
аналогии с поршневой машиной индикаторным к. п. д. турбины.
Если производится расчет машины, то индикаторный к. п. д. оцени-
вается на основании опытных данных хорошо выполненных машин.
В среднем можно считать в паровых машинах и турбинах, работающих
с перегретым паром и с конденсацией, = 0,65-4-0,85.
В машинах, работающих на выхлоп в атмосферу в турбинных, т^=
= 0,70 -4-0,85, в поршневых = 0,75-4-0,90.
В паровозах индикаторный к. п. д. зависит от скорости, уменьшаясь
с уменьшением последней. Для средних скоростей работы паровозов
простого расширения ть = 0,65 -4- 0,70; для паровозов компаунд ть =
= 0,70 + 0,75.
В тепловозных воздушных машинах простого расширения = 0,80.
Для оценки работы машины с механической стороны установлено
понятие о механическом к. п. д.
Механический к. п. д. машины —отношение энергии, полученной
на валу машины, к энергии индикаторной, т. е.
= (17)
Если известны расходы пара или воздуха на индикаторную силу-час
dj кг и на эффективную de кг, то
(18)
Величина механического к. п. д. для поршневых. машин с конденса-
цией т|и = 0,85 ч- 0,90; без конденсации = 0,88 ч- 0,92; для турбин с
конденсацией = 0,95 ч- 0,98; без конденсации t]M = 0,97 ч- 0,99.
51
Величины эти относятся к нормальной нагрузке при нормальном чис-
ле оборотов. Вообще же есть величина переменная.
Если число оборотов машины поддерживается постоянным, а на-
грузка меняется, то характер изменения т]м выразится кривой (фиг. 32).
При постоянном эффективном давлении Ре и переменном числе обо-
ротов характер изменения выразится кривой (фиг. 33). Кривая для
большого, а кривая ц'м — для меньшего эффективного давления Ре.
1 — характеризует потери как чисто механические, происходящие
от трения деталей между собой, так и гидравлические, создающие сопро-
тивление рабочим деталям при их поступательном и вращательном дви-
жении.
Фиг. 32. Изменение механического
к. п. д. в зависимости от нагрузки
при постоянном числе оборотов.
Фиг. 33. Изменение механического
к. п. д. в зависимости от числа
оборотов при Ре = const.
Для суждения об экономичности работы всей машины установлен
эффективный к. п. д.
Эффективный к. п. д. машин —отношение энергии, полученной на
валу машины, к энергии, затраченной в рабочем теле:
(19)
п J 632 , 632
Подставляя вместо а0 значение -------7 и обозначая— = Zj — ie энер-
Z1 zo de
гию 1 кг пара, газа или воздуха, использованной на валу машины, по-
лучим
(20)
li~q
что характеризует работу машины, включая и рабочее тело. Машина
может быть выполнена прекрасно, но при малой величине получится
малая величина ?ie. С целью сравнения качества выполнения машин меж-
ду собой установлен относительный эффективный к. п. д.
Относительный эффективный к. п д. — отношение энергии, полу-
ченной на валу машины, к энергии, располагаемой для работы в идеаль-
ной машине:
tZo d® 632 — ie
= ^^ = -7-^-7- =-r = ~ J~ •
di de de (Zj Iq) de ii t0
Он характеризует степень выполнения машины как с тепловой, так
и с механической стороны.
Для оценки расхода топлива необходимо учесть к. п. д. котельной
установки.
К. п. д. котельной установки — отношение полученной тепловой
энергии пара к затраченной в топливе.
52
Если израсходовано В кг топлива низшей теплотворной способности
Нн, получается D кг пара теплосодержания Л, причем теплота воды
д, то
= D (г'1 — д)
ВНн
(22)
Величина у]к зависит от теплового напряжения колосниковой решетки
— или объема топки —, т. е. от количества тепла Q, выделенного топ-
R V
ливом в час с 1 м2 колосниковой решетки R м2, или от теплового напря-
жения объема камеры сгорания или топки, т. е. от количества тепла Qr
выделенного топливом в час на 1 м3 камеры сгорания V м3.
К. п. д. котла с экономайзером и перегревателем достигает =
= 0,75 н- 0,90.
В паровозах, работающих на нефти, = 0,75; на угле = 0,65.
ГТ Q Q
При уменьшении напряжения — или к. п. д. котла слегка уве-
личивается, потом быстро уменьшается и пересекает ось абсцисс вправо
от нуля, что характеризует расход тепла на поддержание котельной
установки в горячем состоянии при постоянном давлении.
Примерный характер изменения у показан на фиг. 34. С повыше-
Q Q
нием напряжения — или — к. п. д. падает за счет увеличения потерь
с отходящими газами, большого уноса топлива в дымоходы и в дымо-
вую трубу, а также вследствие недогорания топлива.
Зная к. п. д. т]., можем определить и экономический к. п. д.
установки.
Экономический к. п. д. установки ?]э — отношение энергии, использо-
ванной на валу машины, к энергии, затраченной в топливе, т. е.

(z'i - g)D (h — ie)
D __ 632 NK
BHH BHh '
(23)
ВНн (/, - д)
где NK—тормозная или касательная мощность машины. К. п. д. характе-
ризует экономичность всей установки в период проведения опытов. Та-
кой коэффициент называется парадным экономическим к. п. д. установки
Указанный экономический к. п. д. от-
носится к установкам с весьма коротким,
хорошо изолированным пароподводящим
трубопроводом, в котором потери тепла
можно принять равными нулю (напри-
мер, локомобиль). В противном случае
необходимо вводить к. п. д. трубопрово-
да т]т. В этом случае
*1т 'Пм- (24)
Величина =1,0-н0,85 в зависимо-
сти от длины трубопровода и тщатель-
ности его изолирования.
В процессе эксплуатации котла при-
ходится расходовать топливо на поддер-
жание котла в нерабочем состоянии, на Фиг. 34. К. п.д. парового котла,
растопку, на чистку котла и дымоходов,
на чистку колосниковой решетки, на рас-
топку при остановке котла. Кроме того, при испытаниях обслуживающий1
персонал работает с большим напряжением и с большим вниманием, что
также влияет на экономичность установки.
53
Величина этих потерь зависит от числа часов полезной работы котла
в сутки, технической подготовки обслуживающего персонала, правиль-
ности технического надзора и учета работы паровых машин и котлов и
правильности учета топлива. Все это учитывается к. п. д. эксплуатации
установки.
К. п.д. эксплуатации установки т] —отношение количества топлива
Вп , израсходованного на полезную работу, к общему расходу топлива
Во, т. е.
(25)
Величина к. п. д. эксплуатации riy в стационарных условиях изменяет-
ся от 0,95 до 0,85 в зависимости от вышеуказанных условий работы
котла:
для пассажирских паровозов t]v=0,80,
„ грузовых „ ^=0,75.
Зная все вышеуказанные к. п. д., можно найти служебный экономиче-
ский к. п. д. установки.
Служебный экономический к. п.д. установки т]э,е—отношение тепло-
вой энергии, полученной на валу машины, к действительно затраченной
в топливе, т. е.
632 NK
Чэ.с = Ч Ъ 'Пм =
н
632 NK
BQHH ’
(26)
к. П.д. ДВИГАТЕЛЕЙ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ
Как было отмечено выше, к машинам второго класса относятся дви-
гатели, внутри которых происходит образование рабочего тела — газа —
за счет сгорания топлива.
В этих двигателях границей низшего использования энергии газов
является атмосферное давление.
Теплосодержание рабочего тела зависит от многих причин, и поэтому
не существует готовых таблиц, подобных для пара и воздуха, позволяю-
щих быстро определить термический к. п. д. двигателя.
На этом основании часто с термическим к. п. д. двигателя не счи-
таются, а определяют абсолютный индикаторный к. п. д.
Индикаторный к. п.д. двигателей внутреннего сгорания v]z —отноше-
ние энергии, использованной в индикаторной работе, к энергии, затра-
ченной топливом.
Если расход на индикаторную силу bt кг, а низшая теплотворная
способность топлива Н н, то
По существу т], двигателей внутреннего сгорания содержит в себе
произведение двигателях с рабочим телом, подготовленным
вне двигателя.
Величины в двигателях, работающих по циклу Дизеля, достигают
44—47% в зависимости от степени сжатия.
Эта величина немного увеличивается до 45—48% с уменьшением на-
грузки.
Величина 1— v]z характеризует потери от неполноты расширения и
сгорания, от охлаждения, от утечек газов и от потерь с отходящими
газами.
54
экономи-
получен-
(30)
Для полной оценки работы введен, как и в машинах первого рода,
механический к. п. д.
Механический к. п. д. двигателей внутреннего сгорания — отноше-
ние энергии, полученной на валу двигателя, к энергии индикаторной, т. е.
<28>
Если известен расход топлива на индикаторную и на эффективную
л. с. ч., то
4. = -^. (29)
Величина этого к. п. д. для дизелей
четырехтактных ^=0,75-4-0,80;
двухтактных т]и=0,70-^0,75.
Низший предел — для дизелей большой мощности с воздушным рас-
пиливанием топлива, верхний — для дизелей с механическим распили-
ванием.
Характер протекания механических к. п. д. в двигателях внутреннего
сгорания остается почти тот же, что и для машин первого рода (см.
фиг. 32—33).
Для суждения об экономичности работы двигателей введен
ческий к. п. д.
Экономический к. п. д. установки — отношение энергии,
ной на валу двигателя, к энергии, затраченной с топливом:
632 bi 632
- glH“ Ье - Ьенн-
Этот к. п. д. характеризует парадную работу двигателя внутреннего
сгорания.
В условиях эксплуатации часть энергии тратится на пуск двигателя,
кроме того, рабочие детали — клапаны, поршневые кольца, насос и фор-
сунка могут быть в худшем состоянии, чем при опытах. Все это учиты-
вается, как и в машинах первого рода, к. п. д. эксплуатации установки.
К. п. д. эксплуатации установки —отношение топлива Вп, израс-
ходованного на полезную работу, к топливу, затраченному Во, т. е.
(31)
по
Величина этого к. п. д. берется для стационарных и тепловозных дви-
гателей iqv = 0,95 -4-0,90.
Служебный экономический к. п. д. установки — отношение тепловой
энергии, полученной на валу двигателя, к действительно затраченной в
топливе, т. е.
Чэ-с = ^у 71/ *1лс (32)
Найденный таким образом экономический к. п. д. установки относится
к той нагрузке, на которую рассчитан двигатель. В действительности
двигатель работает с переменной нагрузкой. В зависимости от величины
нагрузки изменяются и к. п. д. двигателей.
Для рассмотрения этих значений необходимо знать характеристику
работы двигателя.
ОБЩИЙ К. П.Д. УСТАНОВКИ С НЕСКОЛЬКИМИ МАШИНАМИ
В том случае, когда установка обслуживается несколькими маши-
нами, работающими с разными к. п. д., общий к. п. д. установки ^э.с.о
55
находится из понятия о к. п. д., т. е. отношение энергии полученной к за-
траченной:
_ ________632_______ _
Ь-с-о— 632 632 б32 —
%.---Ну---+г----!-•••
_____________‘ •С-2g)
Л'’Ъ«б‘-2 Чэ.с.з-' • 4“ У^э-с.! ^э.с.з' • • + ?71э.с.1 с-2'''
где х, у, z — соответствующие части мощностей отдельных машин в до-
лях от общей мощности.
Пример 1. Определить служебную экономичность паровоза СО без
конденсации и с конденсацией пара при рабочих напряжениях z = 40,
55 и 60 кг/м2 и скорости V = 40 км/час. Основные характеристики паро-
возов приведены в табл. 8.
Таблица 8
Основные характеристики паровоза СО
Показатели Без конден- сации С конден- сацией Разность
Вес паровоза в порожнем состоянии в т . . 87,0 97,0 +ю,о
Вес тендера в порожнем состоянии в т . . . 24,0 49,5 +25,5
Общий вес в рабочем состоянии в т ... . 145,0 170,0 +25,0
Питательные приборы Инжекторы Насосы —
Площадь колосниковой решетки в м2 . . . . 6,0 6,0 0,0
Давление пара в котле в ати • . 14,0 14,0 0,0
Испаряющая поверхность нагрева котла в м2 . 230,0 227,4 2,6
Необходимые величины берем из соответствующих паспортов паро-
возов.
Результат подсчетов заносим в табл. 9.
Из табл. 9 можно установить, что паровозы с конденсацией пара при
среднем напряжении поверхности нагрева z = 50 кг/м2 час работают при
открытом байпасе газососной турбины более экономично (примерно на
10%), чем паровозы без конденсации, а при закрытом байпасе менее
экономично (примерно на 6%). В среднем можно принять, что в эксплуа-
тации на некоторых участках паровозы с конденсацией пара работают
половину пути с открытым байпасом и половину пути с закрытым. В
этом случае экономичность паровозов с конденсацией только на 2%
выше паровозов без конденсации, что не превышает точности проведения
опытов. Мощность же паровозов с конденсацией примерно на 12% ниже
мощности паровозов без конденсации.
Сравниваем паровозы с конденсацией пара с паровозами без конден-
сации и без подогрева воды. Если же на паровозах 1—5—0 серии СО
введем подогрев воды за счет отходящего пара или газов, то по данным
табл. 9 для среднего рабочего напряжения z = 50 кг/м2 получим (обо-
значения см. в табл. 9).
Паровоз без конденсации
и без подогрева........... 0,624
Паровоз без конденсации
с водоподогревом........... 0,624
Паровоз с конденсацией при
закрытом байпасе........... 0,625
Паровоз с конденсацией при
открытом байпасе........... 0,720
Ч fli flM fla
0,98 0,181 0,673 0,954 0,0714
0,98 0,206 0,673 0,954 0,0814
0,99 0,206 0,600 0,879 0,0671
0,99 0,205 0,612 0,879 0,0785
56
т. е. паровоз без конденсации пара, но с подогревом: воды, оказывается,
будет на 3,7% экономичнее паровоза с конденсацией даже при всегда
открытом байпасе газососной турбины и на 12% экономичнее при сред-
них условиях эксплуатации паровозов с конденсацией пара.
Пример 2. Определить служебный к. п. д. теплопаровоза системы
Майзеля в конструктивном оформлении Ворошиловоградским заводом.
Бескомпрессорный двухтактный дизель может расходовать около ge =
= 0,190 кг жидкого топлива на 1 к. л. с. ч. Следовательно, его парадный
к. п. д. будет
632 632 п оо
Vi =------=------------ = 0,33.
geHH 0,19-10 000
п. д. эксплуатации т]у = 0,9, получим служебный к. п. д.
7^ = 0,9-0,33 = 0,30.
используется теплота всей воды, охлаждающей дизель,
Оценивая к.
В тепловозе
и примерно 0,5—0,6 теплоты отработанных газов. Общий к. п. д. регене-
рации можно принять ч]г = 0,75.
Таким образом, получаем дополнительного тепла по двигателю
Яг = ge Нн (1 — = 0, 19 • Ю 000 • 0,67-0,75 - 960 ккал.
Это тепло пошло на приготовление пара, используемого с эффектив-
ным к. п.д. машины ?ie = 0,11 (табл. 9).
Следовательно, локомотив может совершить дополнительную работу,
равную
q = q2 = 960- 0,11 = 106 ккал.
Парадный экономичный к. п. д. дизеля с регенерацией будет при нор-
мальной нагрузке
= g32+W6, =
3 0,19-10000
Служебный к. п. д. соответственно выразится
= 0,9-0,39 = 0,35.
Паровоз же будет работать со служебным к. п.д.
= 0,055.
Обозначим мощность, развиваемую тепловозной частью теплопаро-
воза, в долях от полной мощности локомотива Т, и развиваемую паро-
возной частью теплопаровоза П.
Если в развиваемой мощности теплопаровоза часть, приходящаяся
на тепловоз Т = 0,5, и часть, приходящаяся на паровоз П = 0,5, то по
формуле (33) находим
0,35-0,055
т]э.с.о =------------------= 0,095.
3 0,5-0,055+0,5-0,35
При других значениях Т и П получаем
Т = 0,8 0,7 0,6 0,5 0,4 0,3 0,2
/7 = 0,2 0,3 0,4 0,5 0,6 0,7 0,8
11э.с.о = 0,169 0,133 0,111 0,095 0,083 0,074 0,066
Если паровозную часть будем использовать исключительно для раз-
гона поезда, то получим паротепловоз со служебной экономичностью
16,9%, т. е. в 3—4 раза экономичнее современных паровозов. Если же
паровозную часть будем использовать на половину работы локомотива,
то получим теплопаровоз, как называют его авторы проектов, со служеб-
ной экономичностью 9,5%, т. е. в 1,73 раза экономичнее паровоза. По
57
Подсчет экономичности паровозов
Таблица 9
Величины Обозначение Размерность Паровоз 1—5—0 серии СО Паровоз 1—5—0 серии СОК с конденсацией
закрытый байпас газососной турбины открытый байпас газососной турбины
Интенсивность парообразо- вания машины N II кг/м2 час 40 50 60 40 50 60 40 50 60
Интенсивность парообразо- вания котла zK = ^- кг/м2 час 42,9 54,0 65,7 43,1 53,5 65,0 43,8 54,1 64,8
Напряжение колосниковой решетки весовое в R кг/м2 час 261 352 472 249 335 440 224 285 358
Напряжение колосниковой решетки тепловое Q R ккал 1м2 час 1740 2320 3120 1575 2145 2820 1445 1850 2310
Расход пара на машину . . DM кг/час 9200 11500 13800 9096 11370 13644 9096 11370 13644
Часовой расход топлива . . В кг/час 1566 2112 2832 1494 2010 2640 1344 1710 2148
Тепло, внесенное топливом Q = BHH ккал/час 10415 14000 18755 9460 12000 16820 8660 11100 13850
Температура перегретого пара при выходе из котла . . t„ и °C 356 372 383 377 398 402 364 387 402
Теплосодержание перегре- того пара при выходе из котла i.. и ккал/кг 757,1 765,3 770,9 767,8 778,5 780,5 761,2 772,9 780,5
Теплосодержание питатель- ной воды 4 ккал/кг 6 6 6 75 75 75 75 75 75
К. п. д. котла брутто .... 0,662 0,624 0,563 0,666 0,625 0,573 0,721 0,720 0,695
ВНн
Температура перегретого пара в золотниковой коробке ч °C 330 346 357 368 390 395 357 378 395
Теплосодержание перегре- того пара в золотниковой ко- робке ккал/кг 743,6 751,9 757,6 763,3 774,4 777,0 757,6 768,4 777,0
К. п. д. трубопровода . . . Теплосодержание отходяще- го пара в идеальной машине . 1л zo ккал/кг
Перепад тепла, использо- ккал/кг
ванный в идеальной машине . 11 zo
Термический к. п. д. маши-
ны —
Расход пара в идеальной 632 кг/л.с.ч.
машине ^0 = ; I 1 4 А
Расход пара на индикатор- 1 О
ную л. с. ч d ‘ ~ N;
Расход пара на касательную D,,
л. с. ч I*’- II X?
Индикаторный к. п. д. . . . = 'Т П : —
Касательная сила тяги
при V = 40 км/час Индикаторная сила тяги FK кг
при V = 40 км/час Касательная мощность Fl кг
при V = 40 км/час Индикаторная мощность NK л. с.
при У = № км/час Ni л. с.
Механический к. п. д. маши- FK
ны при V = 40 км/час .... Т|л1 = Fi —
Эффективный к. п. д. маши- 1 I
ны Экономический к. п. д. па- Ve = m Ъ Ум
ровоза на ободе колеса . . . Служебный экономический Ъ = 'г1К^т fie —•
к. п. д. паровоза Чэ'С — “Ga
0,98 0,98 0,98 0,99 0,99 0,99 0,99 0,99 0,99
611,7 616,9 620,4 623,5 630,2 631,7 620,4 626,6 631,7
131,9 135,0 137,2 139,8 144,4 145,3 137,2 141,8 145,3
0,179 0,181 0,183 0,203 0,206 0,207 0,201 0,205 0,207
4,79 4,68 4,60 4,52 4,38 4,35 4,60 4,46 4,35
6,83 6,90 6,91 6,90 7,30 7,75 6,90 7,30 7,75
7,45 7,25 7,15 7,92 8,18 8,70 7,92 8,18 8,70
0,701 0,673 0,666 0,655 0,600 0,561 0,667 0,612 0,561
8400 10800 13080 7750 9300 10650 7750 9300 10650
9000 11209 13550 8880 10580 11700 8880 10580 11700
1240 1590 1940 1160 1390 1570 1160 1390 1570
1340 1660 2070 1315 1555 1740 1315 1555 1740
0,932 0,954 0,965 0,873 0,879 0,911 0,873 0,879 0,911
0,117 0,117 0,117 0,116 0,109 0,106 0,117 0,110 0,106
0,0760 0,0714 0,0645 0,0765 0,0671 0,0640 0,0600 0,0785 0,0730
0,0565 0,0539 0,0493 0,0581 0,0515 0,0442 0,635 0,0596 0,0538
мере увеличения нагрузки паровозной части теплопаровоз понижает свою-
экономичность. При использовании только паровозной части получим
паровоз со служебным к. п. д. 5,5%.
Из этого ясно, что новый локомотив нужно эксплуатировать как парен
тепловоз, используя паровую часть исключительно для разгона поезда
и для преодоления тяжелых подъемов.
В этом случае его можно упростить за счет применения жидкого топ-
лива (мазута) и для паровозной части, что уменьшит его вес, стоимость
и одновременно повысит его эксплуатационные качества.
ПЕРСПЕКТИВЫ ПОВЫШЕНИЯ К. П. Д. ПАРОВОЗОВ
После исследования тепловоза бр. Зульцер автором были рассмот-
рены перспективные возможности повышения экономичности паровозов.
На фиг. 35 представлен тепловой баланс паровоза серии Ку — одного
из экономичных паровозов того времени.
Из баланса видно, что главные потери
тепла в паровозе, достигающие 64% об-
щего тепла топлива, происходят в идеаль-
ном цикле паровой машины.
Для выяснения парадного и служеб-
ного к. п. д. перспективных паровозов
проведем сравнение их экономичности с
помощью тепловых диаграмм.
Как известно, термический к. п. д. па-
ровой машины определяется
Фиг. 35. Тепловой баланс
паровоза Ку:
I — потери в котле; II — потери
в идеальном цикле паровой машины;
/// — индикаторные потери; IV— ме-
ханические потери в машине; V — по-
тери в экипаже; VI — тепло, полезно
использованное паровозом.
где z‘i —теплосодержание 1 кг пара в на-
чале процесса;
/о — теплосодержание 1 кг пара в
конце процесса в идеальной
машине;
q—теплота питательной воды, при-
нятая в дальнейшем равной
нулю.
Конечное давление выхлопа примем
в паровозе 1,0 кг! см2, в турбовозе
0,15 кг!см2.
Индикаторный к. п. д. машины при-
мем для паровоза ^=0,7 и турбовоза
^;=0,8.
Механический к. п. д. примем для па-
ровоза и турбовоза одинаковым (v«=0,85),
включая передачу от машины до крюка
паровоза.
К. п. д. парового котла можно принять также равным для паровоза
и турбовоза = 0,7. Коэффициент эксплуатации г^у надо считать для
паровоза и турбовоза одинаковым, равным 0,75.
Начальную температуру пара примем t = 400°. При этих условиях
и давлении пара в котле 20 кг/см2 получим в паровозе i\ = 775 ккал/кг-,
Л — h = 158 ккал!кг\
-— = 20,4%;
= = 8,5%;
'Пэ-с = Yiy Ч Vi = 6,4%;
60
в турбовозе z‘i = 775 ккал/кг; i\ — i0 = 224 ккал!кг\ r\t = 29,0%; тц =
= 13,8%; 71э,с = 10,3%.
Соответственно для других давлений получим данные, приведенные в
табл. 10.
Результаты подсчетов коэффициентов и Т1Э.С показаны в виде кри-
вых на фиг. 36, которые дают ясное представление о нецелесообразности
повышения давления пара в
котле более 120 кг!см1, так
как возрастание к. п. д. идет
незначительно при значитель-
ном усложнении конструкции
котла и машины.
Повышение температуры пе-
регрева пара свыше 400° С
увеличивает экономичность па-
ровоза и турбовоза примерно
на 0,3% на каждые 50° С. По-
нижение давления выхлопа
против ро = 0Л 5 ата на
0,01 кг!см2 также повышает
экономичность турбовоза на
0,1—0,2%. Последняя цифра
относится к ро =0,05 кг!см2.
При дальнейшем понижении
давления выхлопа экономич-
ность турбовоза повышается еще
Фиг. 36. Изменение к. п. д. паровоза в за-
висимости от давления пара в котле:
/ — экономический к. п. д. турбовоза; 2 — экономиче-
ский к. п. д. паровоза: 3 — служебный к. п. д. турбо-
воза; 4 — служебный к. п. д. паровоза.
резче.
Таблица 10
Изменение парадного и служебного к. п. д. паровоза и турбовоза в зависимости
от давления пара в котле Рк кг/см2
Обозначения Рк
10 1 >5 1 20 | 40 | 60 | 80 | 100
Паровоз
1 Ро = 1,0 ц ккал/кг — *0 ккал/кг W % % Г1Э.е % 778,5 131,0 16,8 7,0 5,25 777,0 147,0 18,9 7,9 5,9 775,0 158,0 20,4 8,5 6,4 767,0 181,0 23,6 9,8 7,35 760,0 194,0 25,5 10,6 8,0 750,0 200,0 26,6 11,1 8,3 739,0 204,0 27,6 11,5 8,6
Турбовоз
iT ккал/кг 778,5 777,0 775,0 767,0 760,0 750,0 739,0
Z] —Уо ккал/кг 205,0 215,5 224,0 245,0 254,0 259,0 261,0
Ро = 0,15 % 26,4 27,7 29,0 32,0 33,4 34,6 35,3
Ъ % 12,5 13,0 13,8 15,2 15,8 16,4 16,7
Ъ-с % 9,4 9,75 10,3 11,4 11,85 12,3 12,5
Указанные кривые к. п. д. паровоза и турбовоза относятся к парадным
условиям, полученным в период испытания. Если же учесть к. п. д. экс-
плуатации паровоза = 0,75, то получим служебный к. п. д., который
в паровозах может достигнуть ri9C = 8,7% и в турбовозах ^1Э.С= 12,6%.
6!
Из фиг. 36 видно, что к. п. д. турбовоза примерно на 50% выше, чем
к. п. д. паровоза, а к. п. д. в условиях эксплуатации может достигнуть
12,6%. Постройка опытных турбовозов в 30-х годах показала худшие
результаты, чем указано в табл. 10 вследствие:
а) неправильного применения на турбовозах электропередачи от тур-
бины к колесам турбовоза;
Фиг. 37. Сифон системы проф. А. Н. Шелеста.
б) невозможности получения в условиях эксплуатации турбовоза вы-
сокого вакуума;
в) трудности применения в турбовозах турбин реактивного типа.
Табл. 10 и фиг. 36 указывают, что паровоз и турбовоз не разрешают
проблемы значительного сокращения расхода топлива железнодорожным
транспортом.
С повышением давления и температуры пары стоимость паровозов
значительно возрастает.
Пока практика с паровозами высокого давления все еще не вышла
из опытной стадии, значительного повышения экономичности существую-
62
щих паровозов можно достигнуть более дешевыми средствами. К таким
средствам относится в первую очередь подогрев питательной воды за
счет отработанного пара, что может повысить экономичность паровоза
на 10—15%; правильно рассчитанный и спроектированный паросушитель
по системе проф. А. Н. Шелеста может повысить экономичность паро-
воза на 5—15%; рациональный сифон, предложенный проф. А. Н. Шеле-
стом (фиг. 37), повышает экономичность паровоза примерно на 1,5—
2,0%. Кроме того, этот сифон позволяет паровозу легко преодолевать
различные подъемы и уменьшает время растопки и форсировки паровоза
в 3—4 раза и, наконец, правильная эксплуатация паровозов, заключаю-
щаяся в использовании их оптимальных скоростей, может дать также
значительную экономию топлива [26].
ГЛАВА IV
ОСНОВНЫЕ ТЕХНИКО-ЭКОНОМИЧЕСКИЕ ДАННЫЕ
ТЕПЛОВОЗОВ
4 января 1922 г. Совет Труда и Обороны вынес постановление о раз-
витии тепловозостроения в СССР. В ноябре 1924 г. в СССР появились
первые мощные тепловозы: Щ?л, построенный на отечественных заводах,
и Э2ЭЛ, построенный за границей по заказу СССР.
Технико-экономические преимущества тепловозной тяги перед паро-
вой, разработанные впервые в СССР, находят себе подтверждение в том,
что в настоящее время тепловозы в виде мотовозов, автовагонов и мощ-
ных дизель-локомотивов находят применение во всех странах мира.
Теоретические основы тепловозостроения были разработаны в Мос-
ковском высшем техническом училище в период 1912—1922 гг.
Преимущества тепловоза по сравнению с паровозом: а) больший
к. п. д. (к. п. д. тепловозов 24—30% по сравнению с 4—6% у паровозов);
б) постоянная готовность к работе и отсутствие расхода топлива на
стоянках; в) малый расход воды, что весьма важно в местностях безвод-
ных и с жесткой водой; г) меньшее динамическое воздействие на путь,
что дает возможность повысить статическую нагрузку на ось на 10—15%
и увеличить соответственно конструктивную скорость; д) увеличение
годового пробега в 1,5 раза; е) сокращение количества остановок для
набора воды и топлива, что дает возможность располагать депо на рас-
стоянии 700—800 км друг от друга. Эксплуатация тепловозной тяги по-
казывает, что .наилучший эффект получается при работе с поездами на
тяговых плечах 350—400 км.
При сооружении новых линий для тепловозной тяги получается эко-
номия в единовременных затратах за счет: а) отсутствия устройств и
приспособлений для набора воды и топлива на промежуточных стоянках
и б) уменьшения количества депо. В общем стоимость дороги для тепло-
возной тяги составляет примерно 85% стоимости такой же дороги для
паровозной тяги.
Преимущества тепловозов по сравнению с электровозами: а) большой
к. п.д.; б) отсутствие единовременных затрат на устройство питательных
станций, подстанций, рабочих и питательных проводов; в) независимость
от состояния электрического провода; г) рентабельность работы на подъ-
ездных путях и на маневрах, где электровозы неприменимы даже в слу-
чае электрифицированной дороги; д) возможность использования тепло-
воза с электрической передачей в качестве передвижной электростанции
на стройках.
Введение тепловозной тяги на железных дорогах в значительной мере
упрощает тяговое хозяйство, облегчает работу обслуживающего персо-
нала, сокращает эксплуатационные расходы по сравнению с эксплуата-
64
цией паровозов, и поэтому быстро окупаются первоначальные затраты
на сооружение тепловозов.
Мощность тепловозов обусловливается нормальной мощностью дизеля
с допустимой кратковременной перегрузкой до 20% в течение 10—15 мин.
Эксплуатационные требования определяют мощность тепловозов.
Грузовые и пассажирские тепловозы выполняются мощностью 1 000—
2 000 л. с. в одном экипаже. При требованиях больших мощностей сцеп-
ляют несколько тепловозов; они управляются по системе многих единиц,
образуя общую мощность 4 000—8 000 л. с.
Для маневровой службы больших сортировочных станций применяют
тепловозы мощностью 600—1 000 л. с. и более, для промежуточных стан-
ций и подъездных путей применяют тепловозы мощностью 300—450 л. с.
Для пригородных и скоростных поездов служат автомотрисы мощ-
ностью 100—600 л. с. В скоростных поездах первый и последний вагоны
имеют силовые установки, управляемые с одного поста, вследствие чего
не требуется поворотных кругов.
Для промышленных предприятий и для заводского транспорта служат
мотовозы мощностью 50—300 л. с.
ОПРЕДЕЛЕНИЕ ОСНОВНЫХ РАЗМЕРОВ ТЕПЛОВОЗОВ
Основная зависимость между касательной силой тяги тепловоза
FK кг и мощностью NK л. с.:
= (34)
где V — скорость в км]час.
Удельное сопротивление для тепловозов необтекаемой формы опре-
деляется по формуле
W = 0,65 + — + 0,0093V + 0,0048FVi кг'щ-, (35)
<7о ЯоП
для моторных вагонов необтекаемой формы
* п яс j 13,1 I плоои । 0,0048 FV2 , z
w = 0,65 Н-------Ь 0,028 V + ---------кг!т, (36)
<7о <7о"
где q0 — средняя нагрузка на ось локомотива в т;
п — общее число осей локомотива, включая поддерживающие;
F — площадь поперечного сечения локомотива в л*2.
В тепловозах и моторных вагонах с роликовыми подшипниками при
V = 0 н- 10 км/час первые два члена формул (35) и (36) уменьшаются
на 50%, при V = 10 -4- 55 км/час уменьшаются на 10%, при V > 55 км/час
указанные формулы справедливы без изменений.
Удельное сопротивление тепловозов обтекаемой формы получается
также из формул (35) и (36) уменьшением коэффициента при F • V2
примерно на 50%, т. е. для тепловозов
W'o = 0,65 + — + 0,0093V + -°’0024fV2 ; (37)
Яо Яоп
для моторных вагонов
а>’ = 0,65 + — + 0,028 V + °’0024 FV2 . (38)
<7о <7оп
Встречный ветер повышает сопротивление тепловоза, что учитывается
повышением скорости У на 18 км/час [2].
Удельное сопротивление тепловоза с электрической передачей
типа Ээл
w'Q= 2,75 + 0,001 IV2. (39)
65
Удельное сопротивление тепловоза на тележках типа ТЭ с электри-
ческой передачей (по данным ЦНИИ)
ы'0 = 1,5 + 0,0120 V + 0,00031 V2. (40)
Полное сопротивление поезда
Wo = W’o ро+ S Q ± i (Ро + Q) кг, (41)
где Pq — общий вес тепловоза в т;
Q — вес вагонов в т;
i — уклон в о/оо. При установившейся скорости Wo = FK.
Подсчитанную силу тяги Fon при оптимальной скорости на горизон-
тальном участке: для товарных поездов Von = 40 км/час, пассажирских
Von = 80 км/час, курьерских Von = 100 км/час (см. ниже Fon) следует
увеличить в 3—4 раза и принять последнюю за Fxmax, т. е.
^max=4Fon. (42)
Зная F^max» находят необходимый сцепной вес Рс в т тепловоза по
формуле
^тах= 1 000 Р, ФЛ кг, (43)
где фк — коэффициент сцепления колес с рельсами:
Ф„ =-----5. (44)
™ 3,8+0,035 V
Допускаемая нагрузка на ось в зависимости от веса 1 м рельса
q кг/м и от расстояния между центрами шпал I см выражается формулой
для паровозной тяги Рв = Для Р6*718008 типа Р43 допускаемая
нагрузка в паровозах Рв = 20,0 т.
В тепловозах с электрической и зубчатой передачами вследствие
полного уравновешивания движущегося механизма нагрузку на ось
можно допустить на 10—15% больше, чем в паровозах.
Если сцепной вес Рс известен, то число ведущих осей
7 Р с
в Р ’
Гв
При общем весе Ро = Рс поддерживающих осей не требуется; ско-
рость такого тепловоза не должна превышать 60 км/час, если ведущие
оси образуют жесткую базу.
При Ро>Рс необходимы поддерживающие оси (бегунковые), берется
Рб = $Рв, где Р = 0,7 1,0. Для сохранения равенства сопротивлений
качения всех колес нагрузки бегунковых осей находят из отношений
А*
Рв Ов ’
Диаметры колес D мм находят в зависимости от удельной нагрузки
на ось по формуле
D = 1 000 мм, (46)
где Р = 16 н- 20 т для товарных локомотивов и
Р = 12 н- 16 т pjiH. пассажирских.
Меньшие значения берутся для нагрузок Рв < 20 т, большие — для
Рв > 20 т. Некоторые фирмы США увеличивают указанные величины
примерно на 20%, что объясняется применением более жестких рельсов.
Согласно стандарту на колесные центры при Рв< 20 т толщина бан-
дажа принята 75 мм, при этом диаметры колес по кругу катания D рав-
66
ны 750, 900, 950, 1 050, 1 220, 1 320, 1 500 мм. При Рв > 20 т толщина
бандажа принята 90 мм и диаметры колес равны 1 080, 1 250, 1 350, 1 530,
1 660, 1 750 мм.
Число оборотов колеса в минуту находится из уравнения
____________________________ Утах
к ~ 0,1884/) ’
где D — в м.
Передаточное число i — — , где пд — число оборотов дизеля, и соот-
ветственно сила тяги выразится
FK = rlo—^—PiZi, (48).
к ‘° 200 Dt 1 V 7
где = 'Чм-д'ЧгЛи— к- п- учитывающий механические потери в дизе-
ле— в передаче — т]п и в шатунном механизме—d — диаметр,
цилиндров дизеля в см\ s — ход поршня в см\ PL — среднее индикатор-
ное давление в кг/см2] Z — число цилиндров; т = 4 — для четырехтакт-
ного, т = 2 — для двухтактного дизелей.
Механический к. п. д. передачи т]л зависит от тщательности изготов-
ления и пригонки зубьев и числа пар зубчатых колес, участвующих в;
передаче. При тщательном изготовлении каждая цилиндрическая пара
имеет цп = 0,98 0,985, коническая = 0,97. При недостаточно внима-
тельном уходе и износе зубьев и подшипников механический к. п. д..
уменьшается до >]л = 0,87, при этом зубчатые колеса работают с шумом.
Общий механический к. п. д. передачи с учетом потерь в подшипниках
выражается
^ = 0,98*^0,87*, (49)
где к — число пар зубчатых колес, участвующих в передаче.
К. п. д. шатунного механизма
^О.ЭГ1, (50)
где г — число пар шатунов и спарников, участвующих в работе тепло-
воза.
Механический к. п. д. дизеля принимается в четырехтактных ум.д=
= 0,75-ь 0,82, в двухтактных т}м,д = 0,70 н-0,75.
Изменение зависит от числа оборотов и нагрузки (фиг. 32—33)-
Отношение хода поршня к диаметру в тепловозных дизелях следует
выполнять — =<р ^1,0, поэтому
Гк=7]0----—----PiZh (51)
к 10 200 Dx v
откуда
3 г---------
d = \/ F*D'-™ . (52)
Формулы (51) и (52) выведены для тепловозов непосредственного
действия. Для других видов тепловозов d определяется из мощности
дизеля.
Вес qe на 1 э. л. с. дизеля в современных тепловозах приведен ниже.
Типы тепловозов
Пассажирский................................. 60— 80
Товарный..................................... 80—100
Маневровый................................... 100—НО
Вес распределяется на механическое и электрическое оборудование.
Механическое оборудование пассажирского тепловоза в кг/э.л.сл
Дизель с наддувом.......................... 10—12
Оборудование дизеля .............................. 5
Рама тележки и ската............................. 27
Тормозы, инструменты............................ 1,5
Итого.............. 43,54-45,5
Электрическое оборудование пассажирского тепловоза в кг/э. л. с.
Генераторы.................................. 3,6
Электродвигатели............................ 6,8
Аккумуляторная батарея ..................... 1,0
Приборы пуска, регулирования и проводка ... 2,3
Итого......... 13,7
Полный удельный вес тепловоза в порожнем состоянии 57,2—
59,2 кг/э. л. с., в служебном состоянии 60,0—62,0 кг/э. л. с.
Удельный вес тепловоза, отнесенный к касательной мощности,
где — к. п. д. передачи от дизеля к колесам тепловоза.
Указанные веса являются только ориентировочными, к которым дол-
жен стремиться конструктор. Некоторые выполненные тепловозы имеют
завышенные веса.
При проектировании надо стремиться к идеальным условиям работы
машины, при которых NK = const, что создает изменение FK по равно-
бокой гиперболе FKV = 27QNK = const. Дальнейшая задача сводится к
нахождению основных размеров дизеля и передачи для данного состава
поезда при определенной скорости или к определению оптимального со-
става и скорости тепловоза для данного дизеля.
ПРИМЕР
Требуется найти состав и вес тепловоза с дизелем Ne = 1 350 л. с.
при электрической передаче.
Оценивая коэффициент обслуживания, учитывающий расход энергии
на вентилятор, компрессор, насосы, освещение и пр., = 0,90 к. п. д.
передачи т]л = г1г т]м = 0,95 • 0,95 • 0,95 = 0,86,
где — к. п. д. генератора, — к. п. д. электродвигателя, т]3 — к. п. д.
зубчатых колес, получим
71о = 71^^ = 0,775.
Касательная мощность NK = т/0 • 1 350 = 1 050 л. с. Соответствующая
касательная сила выражается равнобокой гиперболой Вь В2, Сь С2
(фиг. 38). Конструктивная скорость Vmax = 1,5КОЛ.Оптимальную скорость
на прямом горизонтальном участке для товарных тепловозов принимаем
Vnn = 40 км/час. При этой скорости сила тяги
F кг.
°П Т7
v on
Наибольшая сила тяги Fhman = 4F пп = 28 000 кг. При V = 0 коэф-
фициент сцепления = 0,264. Сцепной вес
р = FKmm 10б 0 т
с 1 000
68
Если допускаемая нагрузка Рв = 18 т, то число ведущих осей z =
106,0 а п
—— ^6. Вес тепловоза по конструктивным условиям должен быть
Ро = 80 • 1 350 = 108 000 кг. Принимаем тепловоз тележечного типа
108
0—3 + 3—0 с нагрузкой на ось Рв = —=18 т. Диаметр колеса из уело-
6
диаметр D—\ 220 мм. Число оборотов колеса п.. = —^262 об/мин
0,18840
При установившейся скорости FK = Wo = w'QP0 + w"0 Q, откуда
w"
Удельное сопротивление тепловоза с электрической передачей
W = 1,5 + 0,012 V + 0,00031 V2.
Принимая состав поезда на 50% из четырехосных вагонов весом
+ = 70 т и на 50% из двухосных вагонов весом — 20 т, находим сред-
нее удельное сопротивление [2]
, 0,5-70+ + 0,5-20 w"
W = -------2---------£
° 0,5-70+0,5-20
69
где для четырехосных вагонов
V+65
wA =-----------,
4 12+0,55 qn
а для двухосных
w2 = 1,1 + 0,02 V + °'4V+1° ,
Я2
откуда при Von = 40 км/час, w" = 2,33 кг/т и соответственно
7000-365
2,33
Сумму сопротивлений w'P0 + w"Q наносят на график при разных
скоростях (фиг. 38) и строят сопротивления на подъемах W = i(P0 +
+ Q). Пересечение последних с FK указывает установившиеся скорости
на рассматриваемых затяжных участках пути, т. е. дает характеристику
работы тепловоза с составом поезда Q = 2 880 т.
Из фиг. 38 следует, что такой состав тепловоз может вести со ско-
ростью V = 20 км/час только на затяжном подъеме 3%0, т. е. на легких
участках, и что тот же дизель Nе = 1 350 л. с. может служить для пас-
сажирских и курьерских тепловозов. Оптимальная скорость пассажир-
ского поезда Vоп = 80 км/час. Соответствующая
г. 270 о г Г Л
Fon =------- = 3 550 кг;
оп Von
FKmn = ^Fon = 14 200 кг;
р = = 53 о m
с 1000
При нагрузке на ось 18 т число ведущих осей
18
Общий вес тепловоза должен быть Ро 54 т, или удельный вес
1000Рг ,
q = —-—— = 40 кг!л. е-
Хе
Тепловозы с электрической передачей по условиям надежности ра-
боты дизелей и передачи выполняются с 7 > 60 кг/л. с. ~
будет
Вес тепловоза
= 81 т.
р _ 60-1 350
0 ~ 1 000
Вес тепловоза, приходящийся на бегунки, 81 — 54 = 27
бегунок Рб = 13,5 т. Тепловоз имеет колесную формулу
метр ведущих колес ив = —= 1 500 мм. Число
_ Утах---- = 425 в минуту.
0,1884Z>e J J
Диаметр бегунковых колес D6 =De— 1 125 мм. Ближайший раз-
Рв
мер по стандарту D6 = 1 050 мм. Сопротивление пассажирских четырех-
осных вагонов
т, или на один
1—3—1. Диа-
оборотов пк =
w” = 1,4 + 0,012 V+ 0,0003 V2;
для Vоп = 80 км/час w" = 4,28 кг/т. Состав поезда
= 745 m
w"
Построение кривой сопротивления на горизонтали i = О%о
U7o = “,oPo + a’oQ
70
и кривых сопротивления для подъемов = /(Ро+ Q) дает характери-
стику работы тепловоза с поездом Q = 745 т. Такой тепловоз может
везти поезд со скоростью V = 40 км/час по затяжному подъему i =
= 6,3 % о- Вместо пассажирского поезда можно рассматривать грузовой
с оптимальной скоростью Von = 80 км/час.
При удельном расходе топлива 0,2 кг/э. л. с. ч. каждый тепловоз рас-
ходует топлива 0,2 • 1 350 = 270 кг/час. Первый тепловоз совершил по-
лезную работу в час на горизонтальном участке Qi Vi = 2 880 • 40 =
= 115 200 ткму второй Q2V2 = 745 • 80 = 59 600 ткм.
Отношение работ = 1,93. Расход топлива на 104 ткм в первом
случае g\ = 23,7 кгу во втором случае £2 = 45,8 кг. Отношение
— = 1,93^— , т. е. расход топлива на единицу работы приближенно
£1
прямо пропорционален средним техническим скоростям.
Опыт показывает, что при малых скоростях к. п. д. тепловоза пони-
жается. Практически можно считать, что расход топлива на единицу ра-
боты в пределах скоростей 20—40 км почти не зависит от скорости.
С увеличением скорости V > 40 км/час сопротивление поезда возра-
стает более чем пропорционально V (фиг. 38, поезд Q = 745 т). Мощ-
ность тепловоза, необходимая для преодоления сопротивлений, увеличи-
вается. Сравнение грузового тепловоза с поездом Q = 745 т при V =
= 80 км/час с поездом Q = 2 880 т при V = 40 км/час показывает, что
время перевозки груза уменьшается в 2 раза, вес поезда возрастает
в 4,0 раза, расход топлива на 104 т/км увеличивается в 2 раза
745
и расходы на обслуживающий персонал уменьшаются приблизительно
в два раза.
При собственном весе поезда, равном 40% от веса брутто, собствен-
ный вес вагонов для поезда весом Q = 2 880 т равен QT = 1 150 т и для
поезда весом Q = 745 т тара Q = 300 т. Следовательно, при увеличе-
нии средней технической скорости с 40 до 80 км/час получается экономия
в собственном весе вагонов 1 150 — 2-300 = 550 т и перерасход в
весе локомотива 81 • 4 = 324; 324 — 106 = 218 т.
При тепловозной тяге стоимость топлива на 104 ткм составляет при-
мерно 15% расходов по эксплуатации тепловоза и примерно равна рас-
ходу на обслуживающий персонал. Перерасход по топливу компенси-
руется уменьшением расходов на обслуживающий персонал.
Следовательно, при тепловозной тяге переход с оптимальных скоро-
стей на более высокие вызывает значительные затраты на приобретение
и амортизацию тепловозов при сравнительно малой экономии в стоимо-
сти и амортизации грузовых вагонов. Повышение средних технических
оптимальных скоростей 30—40 км/час невыгодно даже при тепловозной
тяге и допустимо только в тех случаях, когда коммерческая скорость
приближается к среднетехнической скорости.
При паровозной тяге стоимость топлива и воды на 104 ткм состав-
ляет примерно 45% стоимости эксплуатации паровоза, поэтому переход
от оптимальных скоростей к более высоким при паровозной тяге сопря-
жен со значительными расходами не только по приобретению и аморти-
зации паровозов, но и с увеличенными расходами по топливу и воде.
Рассмотренные положения являются общими для всех видов транс-
порта. Каждая транспортная машина имеет оптимальную среднюю тех-
ническую скорость.
Анализ и опыты показывают, что оптимальная скорость грузовых,
поездов должна быть Von = 30 -ь 40 км/час.
ГЛАВА V
ТЕПЛОВОЗНЫЙ ДИЗЕЛЬ
НАДДУВ ДИЗЕЛЕЙ
Стремление снизить вес дизелей, приходящийся на 1 л. с., и увели-
чить его мощность при том же тепловом напряжении привело к созданию
наддува четырех- и двухтактных дизелей [27].
Фиг. 39. Схема наддувочного агрегата:
1 — дизель; 2 — выхлопной трубопровод; 3 — сопло газовой турбины;
4 — колесо газовой турбины; 5 — воздуходувка; 6 — воздушный фильтр;
7 — воздушный нагнетательный трубопровод; 8 — охладитель воздуха;
9 — всасывающий трубопровод.
Воздуходувки для осуществления наддува дизелей выполняются в
виде вентиляторов Рута или центробежных компрессоров с окружной
скоростью на лопатках 320—380 м/сек. Привод воздуходувки может
быть механический, электрический или газовый. Последний осуще-
ствляется за счет энергии выхлопных газов дизеля.
Схема наддувочного агрегата приведена на фиг. 39.
Наддув дизеля можно производить при существующей степени сжа-
тия е или при уменьшенной. Конечное давление сжатия Рс выражает-
ся так:
p‘=p^p-°
Рабочий объем цилиндра
VZl = V —= (е— 1) V,.
72
Вес всасываемого воздуха при Рн и Тн в ресивере и при коэффициен-
те подачи тцл определится из уравнения
O = 4v(e-l)V, =
-0,034И„(— DV.^d+A), (53)
* «
где у = 1,183 кг/м3— удельный вес воздуха при Ро = Ю4 кг/м2\ TQ =
= 288° К при влажности 60%; Д— добавочный вес распиливающего
воздуха в компрессорных дизелях.
Количество горючего на один рабочий ход поршня при теоретически
необходимом количестве воздуха на 1 кг топлива и избытке его а будет
0,034ИУ (е- 1) (1+Д) Vc Рн
а. = -------------------. (54)
Индикаторная работа за один ход поршня найдется из уравнения
AL^A-WP^^g#», (55)
откуда среднее индикаторное давление будет
р _ 14,6 п
104 aLQTH
Коэффициент подачи выражается
„ т“ 1
V е —1 Рн Та 1 + 7 ’
поэтому
р = 14,6
1 104
е73/ (1 + А) Ра q !ГЛ1^
(г-1)а£0(Ц-7)Та
(56)
Формула (56) указывает, что:
1) при постоянных е, а и Та увеличивается Рд- прямо пропорциональ-
но давлению всасывания Ра\
2) при уменьшенном е, но при постоянных а и Та увеличение Р про-
исходит частично за счет Ра и частично за счет уменьшения е;
3) в обоих случаях увеличивается за счет уменьшения коэффици-
ента остаточных газов у;
4) с увеличением Pz увеличивается tim.6 (см. ниже), поэтому практи-
чески в больших дизелях мощность увеличивается прямо пропорциональ-
но давлению воздуха Рн, в малых же дизелях мощность увеличивается
в отношении 0,9Ря.
Применение наддува в четырехтактных дизелях связано также с про-
дувкой остаточных газов ( т = 0) в период, когда впускной клапан от-
крывается, а выпускной остается еще откры-
тым (фиг. 40). Расход сжатого воздуха на
наддув и продувку по объему примерно на
10% больше рабочего объема цилиндра.
Продувка должна производиться в период
падения давления в выхлопном трубопроводе.
В многоцилиндровых дизелях эти условия
Фиг. 40. Диаграмма рас-
пределения впускных и
выпускных клапанов:
можно удовлетворить, соединяя три цилиндра,
выхлопы которых отстоят на 240°, в одну вы-
хлопную трубу, подводящую газ к со-
1 — выхлоп; 2 — продувка;
3 — продувка и наддув.
ответствующим соплам газовой турбины.
При высоком наддуве можно Рн держать выше давления выхлопных
газов. Индикаторная диаграмма дизеля с наддувом (фиг. 41) имеет
сходство с диаграммой без наддува.
73
На фиг. 42 приведена диаграмма впуска и выпуска, снятая со слабой
пружиной. За счет наддува линия впуска идет выше атмосферной линии.
На фиг. 43 приведена диаграмма давления газов перед турбиной в
зависимости от времени или угла поворота кривошипа для трех задних
цилиндров шестицилиндрового дизеля [18]. При наддуве низкими давле-
ниями Рн < 1,2 кг/см? холодильник 8 (фиг. 39) не ставится, и не тре-
буется усиления деталей нормального дизеля.
Фиг. 42. Диаграмма четырехтакт-
ных дизелей с наддувом, снятая
слабой пружиной:
Ne = 1266 л. с.; п = 169,6 об/мин.
Фиг. 41. Индикаторная диаграмма
четырехтактных дизелей с наддувом:
Ne — 1266 л. с.; п = 169,6 об/мин; Р =
= 9,02 кг}см-.
Действительная температура воздуха в турбокомпрессорах превы-
шает температуру адиабатического сжатия за счет утечек и подогрева
воздуха от стенок (фиг. 44).
Фиг. 43. Давление газов перед турбиной в зависимости от времени.
При наддуве Рн^> 1,2 кг[см2 необходимо ставить холодильник. Кро-
ме того:
1) насос для топлива должен допускать повышенную подачу соответ-
ственно увеличению мощности, что достигается увеличением диаметра
или хода плунжера;
2) впускные и выпускные клапаны должны иметь уплотненные што-
ки, что достигается применением лабиринтов, сальников, колец;
3) направляющая штока выпускного клапана должна быть охлаж-
даема;
4) распределение должно обеспечить перекрытие клапанов для осу-
ществления продувки;
5) если требуется уменьшить е, то укорачивают шатун за счет умень-
шения прокладок, или же ставят прокладку между рубашкой и станиной,
или между крышкой и цилиндром дизеля;
6) в дизелях с воздушным распыливанием необходимо повысить дав-
ление распыливающего воздуха пропорционально давлению наддува
(если компрессор мал, то нужно засасывать воздух в первую ступень из
наддувочного компрессора) и увеличить сечение выпускных отверстий
74
форсуночного распылителя или увеличить число отверстий в распылителе
и соответственно усилить пружину.
Наддув позволяет работать дизелю с нормальной нагрузкой при раз-
ных высотах над уровнем моря, вследствие чего увеличиваются тяговые
свойства дизеля и уменьшается расход топлива (фиг. 45).
Как показывают опыты, наддув дизелей следует делать после дости-
жения мощности, равной 0,75Л^ (фиг. 46). При меньших нагрузках ди-
зель без наддува работает эконо-
мичнее. При более высоких нагруз-
ках дизель с наддувохм работает так
же экономично, как и дизель соот-
ветствующей мощности без над-
дува.
При одинаковом избытке возду-
ха в дизелях с наддувом тепловой
процесс протекает при тех же тем-
пературах, что и без наддува, при
условии одинаковой температуры
всасывания. Наддув может быть
осуществлен при той же степени
сжатия, что и у нормальных дизе-
лей, причем давление сжатия повы-
шается прямо пропорционально дав-
лению всасывания. Протекание тем-
ператур остается таким же, как и в
нормальном дизеле при одинаковых
избытках воздуха (фиг. 47).
В дизелях новой конструкции
при соответствующем усилении де-
талей можно допустить повышенное
давление сжатия и сгорания.
В существующих дизелях давле-
ние сжатия приходится сохранять
или немного повышать за счет
Фиг. 44. Температура воздуха в турбо-
компрессорах в зависимости от
давления сжатия Рк ата.
уменьшения их надежности, и по-
этому при наддуве необходимо
уменьшать степени сжатия (фиг. 48). При этом среднее индикаторное
давление, как было отмечено выше, повышается частично за счет повы-
шения давления воздуха и частично за счет уменьшения степени сжа-
тия. Температура сжатия и сгорания понижается, температура выхлопа
повышается.
Переходящее в охлаждающую воду тепло в дизелях с наддувом
уменьшается в 5—10% по сравнению с дизелем без наддува или пере-
дача тепла в воду на 1 э. л. с. ч. уменьшается примерно обратно пропор-
ционально давлению наддувочного воздуха [28].
Давление наддува выполняется в двухтактных дизелях Рн = 1,1 ч-
н-6,0 ата, в четырехтактных дизелях Рн = 1,1 н- 8,0 ата. При послед-
них величинах двухтактные и четырехтактные дизели превращаются в
механические генераторы газов.
На фиг. 49 представлен разрез наддувочного агрегата для дизеля те-
пловоза ТЭ1: Ne = 1000 л. с. при п = 740 об/мин (без наддува
Ne =660 л. с.). Давление наддува Рн= 1,35 ата, давление газа перед тур-
биной Р2 =1,25 ата. Производительность воздуходувки равна 230 м3 в
минуту при п = 10 300 об/мин. Температура газов перед турбиной 480°,
после турбины 225°. Наибольшая допустимая температура газов перед
турбиной 565°.
Общий вид дизеля Д50 с наддувочным агрегатом тепловоза ТЭ1 изо*
бражен на фиг. 50.
75
Фиг. 45. Изменение Р, t, Ne, ge в зависимости
от высоты нахождения дизеля над уровнем моря.
Фиг. 46. Результаты испытаний четырехтактных
четырехцилиндровых дизелей зав. Крупп:
Ng = 300 л. с. при п = 350 об/мин.
Турбокомпрессоры работают хорошо при мало изменяющихся оборо-
тах дизеля, например в тепловозах с электрической передачей. Если же
обороты дизеля изменяются в широких пределах, например в тепловозах
с механической передачей, то турбокомпрессоры неприменимы, что ясно
из примерных характеристик газовой турбины (фиг. 51,а) и центробеж-
ного нагнетателя (фиг. 51,6), рабо-
тающих при переменном числе оборо-
тов.
Некоторым показателем работы
турбокомпрессоров при переменном
числе оборотов может служить испы-
50
40
JO
20
JO
Рата
60
£
0
t*c
•500
1000
500
-t=W°c
О х
Рг^ата Рг'ата S
Фиг. 47. Изменение давлений и тем-
ператур при наддуве с постоянной
степенью сжатия.
Фиг. 48. Изменение давлений и тем-
ператур при уменьшенной степени
сжатия.

такие турбонагнетателя типа Лоренц в Германии для дизеля 300 л. с. с
воздушным охлаждением лопаток турбины (фиг. 52).
Температура газов перед турбиной обозначена через t\, температура
газов после турбины через /2. Вследствие утечек количество засасываю-
щего воздуха Gi значительно больше подаваемого G2. Это объясняется
-тем, что давление газов в ресивере перед турбиной Рр резко отличается
от давления воздуха, сжатого в компрессоре, Р к.
При п =25 000 об/мин — = — =2,1,
к Рк 105
В правильно сконструированных нагнетателях это отношение
< 1,0 4-0,93.
Рк
77
00
Фиг. 49. Разрез наддувного агрегата тепловоза ТЭ1:
Ne - 1000 л. с. при п = 740 об/мин; 1 — патрубок для подвода газа; 2 — направляющий аппарат; 3 — рабочее колесо турбины с валом; 4 — лопатки
турбины; 5 — штуцер для отвода масла; 6 — штуцер для подвода воды; 7—штуцер для отвода масла; 8 — канал для отвода воздуха; 9 — опорный
подшипник воздуходувки; 10 — штуцер для подвода масла; 11 — рабочее колесо воздуходувки; 12 — цилиндр для прикрепления фильтра; 13 — диффузор
воздуходувки; 14 — газоотводящий канал; 15 — штуцер для отвода воды; 16 — канал для соединения с картером дизеля; 17 — канал для отвода воздуха.
2478
Фиг. 50. Общий вид дизеля Д50
с установленной турбовоздуходувкой:
1 — подвод охлаждающей воды; 2 — отвод
охлаждающей воды: 3 — топливный насос;
4 — турбовоздуходувка; 5— генератор; 6 — под-
вод масла; 7 — отвод масла.
Для дизелей, работающих с переменным числом оборотов, применяют-
ся приводные нагнетатели — двухскоростные центробежные или объем-
ные типа Рута. Последние применяются некоторыми заводами также
для продувки наддува двухтактных дизелей.
a) 3)
Фиг. 51. Характеристика турбонагнетателя при различных
числах оборотов:
а — характеристика газовой турбины; б — характеристика центробежного
нагнетателя.
Фиг. 52. Результаты испытания турбо-
нагнетателя Лоренца для дизеля
мощностью 300 л. с.
площадями со стороны вала Fe
ХАРАКТЕРИСТИКА ДИЗЕЛЕЙ
ПРИ ПЕРЕМЕННОМ РЕЖИМЕ РАБОТЫ
Механические к. п. д. брутто и нет-
то. Мощность многоцилиндрового дизе-
ля простого действия выражается
N ___ FP[Snz-2__ FPiSnz
е~^м 60-75 т ~~ 2 250 т ’
где F — площадь поршня в см2]
Pi —среднее индикаторное давле-
ние в кг!см2]
S — ход поршня В М]
п — число оборотов коленчатого
вала в минуту;
z — число цилиндров дизеля;
т— число тактов дизеля.
Мощность многоцилиндрового дизе-
ля двойного действия с разными
и со стороны крышки FK будет
д/ Pi Snz
= Г1м
2 250 т
(58)
Из уравнений (57) и (58) видно, что при всех прочих одинаковых
условиях при п = const мощность дизеля
>Ч = /(т(.иЛ)=/(^).
Под Pi большинство авторов понимает среднюю ординату положи-
тельных площадей индикаторных диаграмм без учета отрицательных диа-
грамм за счет процессов всасывания и выхлопа. Найденные таким обра-
зом Pi и Ni будем называть в дальнейшем брутто Р[.б, Ni.6-
80
Отношение эффективной мощности к индикаторной мощности брутто
назовем механическим к. п. д. брутто, т. е.
(59)
Приводимые в справочниках значения среднего индикаторного давле-
ния Ал, мощности Мл и к. п. д. допустимы только в стационарных
дизелях, работающих при п = const и в пределах от 0,75 до 1,0 нормаль-
ной мощности Ne.H.
Под нормальной мощностью Ne.H следует понимать некоторую часть р
от мгновенной максимальной мощности Nemn, при которой дизель на-
чинает резко снижать число оборотов, т. е.
^и = ₽Чтах. (60)
Если р принять для дизелей равным 0,8, то такой дизель позволит
работать с перегрузкой 10% в течение 1 часа и с перегрузкой 15% в тече-
ние 10 мин., что весьма важно для транспортных дизелей.
Найденный по формуле (59) механический к. п. д. брутто дает пред-
ставление о суммарном значении всех потерь, не выявляя значений чисто
механических и гидравлических потерь и их влияния на к. п. д. брутто.
Для определения значений этих потерь необходимо из положительной
индикаторной мощности вычесть мощность, затрачиваемую дизелем на
гидравлические потери
N = FS^nz (61)
г 2 250 т ’
где А Рг — сумма гидравлических потерь, отнесенных к 1 см2 поперечно-
го сечения цилиндра дизеля.
В результате этого получим индикаторную мощность дизеля нетто
NbH без гидравлических потерь.
Отношение эффективной мощности к индикаторной нетто назовем ме-
ханическим к. п. д. нетто, т. е.
Гидравлические потери в дизеле. Под гидравлическими потерями в
дизеле понимаются потери в каналах клапанов и трубопроводах при вса-
сывании воздуха и при выхлопе газов. Эти потери назовем гидравличе-
скими индикаторными, как определяющимися из индикаторных диаграмм.
Кроме гидравлических индикаторных потерь, в дизелях существуют
гидравлические внешние потери от воздействия на воздушную среду
поршней, шатунов, кривошипов, распределительных органов. К внешним
гидравлическим потерям относится и работа смазочного насоса, затрачи-
ваемая на преодоление гидравлических сопротивлений в масляной си-
стеме. В компрессорных дизелях к гидравлическим потерям следует отне-
сти и работу компрессора.
Для учета гидравлических потерь при всасывании воспользуемся
уравнениями Бернулли
2 2 9
> 2^ 2g c2g
где vc — скорость воздуха в каналах клапанов в м!сек\
v0 — начальная скорость атмосферного воздуха в м!сек\
— коэффициент сопротивления впускного устройства.
При и=0 получим
и2
Рв - Рс = \РС = I + У Кг/м\ (63)
81
Подобным же образом для процесса выхлопа будем иметь
и2
(64)
2g
Скорость воздуха или газов в каналах клапанов получим из условия
неразрывности струи:
vc = ve = v = С -у , (65)
где С — скорость поршня в рассматриваемый момент в м/сек,}
f — площадь живого сечения впускных или выпускных клапанов.
Фиг. 53. Скорость поршня в двигателях с кривошипным
механизмом:
7 — кривая изменения скорости поршня.
Скорость поршня скоростей (фиг. 53). С есть величина переменная. Ее находят из плана С ОЕ sin (a-f~P) <оГ Г COS Р
откуда С = шг sin (а+р)- . (66) COS Р
Максимальная скорость поршня получается при а-}-р =90°.
В этот момент
п 4 1
COS Р = —3^=7- =----===Г ,
V l2+r2 Vl+ л2
следовательно,
Стах = <«г /Т+^ = г /1+Х*.
и U
(67)
Таким образом, для каждого угла поворота кривошипа мы можем
найти С и построить кривую 1 (фиг. 53) изменения скорости поршня.
Зная площадь поршня F и площадь живого сечения впускных и вы-
пускных клапанов f, можно было бы найти соответствующие скорости воз-
духа или газа в каналах клапанов для каждого угла поворота кривоши-
па. По найденным скоростям можно построить кривую v2 и по ней найти
среднюю квадратичную скорость и, подставляемую в формулы (63)
и (64).
Для упрощения задач, связанных с конструированием дизелей, все па-
раметры относят обычно к средней скорости поршня:
q _ sn____2гп
т ~~ 30 ~ 30 ’
82
которая меньше Cmax
в отношении
—}А+к2. (69)
С/д 2
При
? 1 . 1 . 1 . 1
оо 5 4,5 4
Стах _ к . 1,02г. . 1,025.т . 1 ,031тс
Ст ~ 2 ’ 2 ’ 2 ’ 2
Исходя из средней скорости поршня, находим и среднюю скорость воз-
духа или газов, проходящих по каналам клапанов:
0 .X. (70)
/ 30 /
Такой способ определения средней скорости протекания воздуха или
газа по каналам клапанов для нахождения гидравлических потерь нето-
чен, но применяется для упрощения расчетов. Полученную неточность
расчета условно относят к коэффициенту сопротивления впускного устрой-
ства ( 5с ) или к коэффициенту сопротивления выпускного устройства ди-
зеля ( 5tf ).
Подставляя в уравнения (63) и (64) вместо v величину по форму-
ле (70), получим
^->(1+У-ЙПт)’=Л<1 + Уъ'1!; <71>
АД = J- (1 + и (^)2 (у/ = В (1 + и ъ «2- (72)
По опытам тепловозной лаборатории МВТУ величина коэффициентов
сопротивления трубопроводов 5с и 5в в бескомпрессорном четырехтакт-
ном дизеле стационарного типа равна: впускного 5с = 6,5, выпускного
5в = 18,0. Эти коэффициенты с достаточной точностью для графических
расчетов можно принять для всех бескомпрессорных дизелей.
Величины АРС и АРа при одних и тех же числах оборотов, как ясно
из формул (71) и (72), получаем постоянными за весь ход поршня. В дей-
ствительности процесс впуска и выпуска протекает при переменном Рс и
Рв вследствие переменной скорости поршня и инерции столба воздуха или
газа, заключенных в соответствующих трубопроводах (фиг. 54). Харак-
тер протекания Рс и Рв зависит от формы каналов и трубопроводов, от
профиля кулачковых шайб, от отношения X = — и от числа оборотов п ко-
е
ленчатого вала.
Переменные значения Рс и Рв заменяются постоянными с таким рас-
четом, чтобы избыточная положительная площадка (+) равнялась отри-
цательной площадке (—).
Найденные значения А Рс и А Рв относятся к части хода поршня. Для
удобства подсчетов целесообразно отнести гидравлические потери при
впуске или выпуске ко всему ходу поршня (фиг. 55)
др, = аео' д' , ^р, = db'o'e
с s ’ 8 s
Если учесть также величины внешних гидравлических потерь, кото-
рые вообще невелики, то для бескомпрессорных дизелей приблизительно
можно принять
АР'=АР =Р -Р ; АР’ = АР =Р -рп.
С» С> V С» 3 3 3 и
83
По измерениям тепловозной лаборатории МВТУ ДРС и в зави-
симости от числа оборотов испытываемого дизеля выражается кривой
(фиг. 56):
±РС = 0,55-10-6/г2; (73)
= 0,6- 10~6п2. (74)
Фиг. 54. Линия впуска и выпуска
в четырехтактных дизелях.
Фиг. 56. Гидравлические потери в четырех-
тактном дизеле тепловозной лаборатории
МВТУ:
J — потери при выпуске; 2 — потери при впуске.
Формулы (73) и (74) отно-
сятся к испытываемому дизе-
лю. Формулы (71) и (72) и
коэффициенты к ним имеют
обобщающее значение пример-
но для всех бескомпрессорных
четырехтактных дизелей.
Величина средних скоростей
поршня в различных дизелях
достигает Ст= 5н- 15 м/сек,
причем в автомобильных
Ст=§~\2 м/сек, в тепловоз-
ных Ст= 5н-9 м/сек, в ста-
ционарных Ст = 4-^-6 м/сек.
Отношение площади сечения клапанов к площади поршня — выпол-
F
1 1
няют от — до —.
16 5
В целях получения меньшей средней скорости в каналах клапанов от-
ношение — должно быть тем большим, чем выше средняя скорость порш-
F
ня Ст. В тепловозных дизелях обычно допускают vm 60 м/сек.
В зависимости от отношения —выбирают отношение —= 1,5н- 0,8.
F d
Чем больше отношение —, тем меньше должно быть отношение — для
F d
размещения клапанов в четырехтактных дизелях. Степень сжатия должна
быть е = 12 ч- 18.
Удельный вес всасываемого воздуха условно можно принять
7с = 1,183 кг/м3 при Ро=1 и 7'о = 288°К при влажности 60%.
84
Удельный вес выхлопных газов
Рв Рв ,~ГЧ
e RTe 29,27 Тв ’ V
Температуру выхлопных газов приблизительно можно считать для
четырехтактных дизелей без наддува
в бескомпрессорных
Гв = (335 + 65Л); (76)
в компрессорных
= (320 + 55PJ. (77)
Наддув не повышает температуры процесса в дизелях, если сжатый
воздух предварительно охлаждается до 30—40°С.
В дальнейшем мы будем рассматривать два основных вида регулиро-
вания, существующих в практике стационарных и транспортных дизелей:
1) регулирование при постояном числе оборотов и 7%=var и 2) регулиро-
вание при Pt = const и переменном числе оборотов.
В обоих видах регулирования Тс примерно можно считать равной тем-
пературе окружающей среды, которая не зависит ни от нагрузки, ни от
числа оборотов коленчатого вала, поэтому мощность, затрачиваемая при
всасывании,
М?= — Ьр'пг =А'п\ (78)
2250- '
При п = const имеем Nc = const; при переменном числе оборотов мощ-
ность Nc изменяется пропорционально п3.
Температура выхлопа Тв, как следует из формул (76) и (77), при ре-
гулировании п = const понижается с уменьшением при регулировании
Pi = const температура выхлопа понижается с уменьшением числа оборо-
тов в пределах от пн до 0,2 пн примерно по уравнению
тв = 500 + 300 — , (79)
пн
где пн—нормальное число оборотов коленчатого вала.
В соответствии с изменением Тв будет изменяться и мощность N вг за-
трачиваемая при выхлопе.
В действительности наличие при каждом дизеле глушителя нарушает
эту закономерность. Как показали опыты тепловозной лаборатории
МВТУ [29], &Рв почти не зависит от
Мощность, затрачиваемая на выхлоп, выразится уравнением
= Fs^nz = в, п3
в 2 250 т v 7
В процессах п = const имеем Nв = const; при п = var мощность Nв
пропорциональна кубу чисел оборотов коленчатого вала.
Механические потери в дизеле. Механические потери в дизеле скла-
дываются из потерь:
1) на трение в коренных и шатунных подшипниках коленчатого вала;
2) на трение поршня и поршневых колец;
3) на трение в распределительном механизме, масляном, водяном и
топливном насосах.
Если дизель компрессорный, то к вышеуказанным потерям относятся
также и потери на трение в самом компрессоре.
Все механические потери в бескомпрессорных дизелях составляют
12—13%, а в компрессорных 15—16% от Ni6.
Если все механические потери в бескомпрессорном дизеле принять за
100, то в отдельных механизмах они примерно будут: в подшипниках 21%,
85
в поршнях 75%, в распределительном механизме 2%, в масляном, водя-
ном и топливном насосах 2%.
Суммарные гидравлические и механические потери составляют
18—25% индикаторной мощности брутто. Гидравлические потери состав-
ляют 30—50% общих потерь в зависимости от быстроходности дизеля или,
вернее, от скорости воздуха и газов в клапанах и трубопроводах при впус-
ке и выпуске.
Работа трения в подшипниках выражается
75-60
(81)
где р. — коэффициент трения скольжения;
d — диаметр подшипника в лг,
Р — общее давление на подшипник в кг.
Коэффициент трения по Гюмбелю и Фальцу [19]
Н = 3,8
(82)
где Z— .абсолютная вязкость масла в кг/сек/м2-,
— угловая скорость вала в сек.;
Р
Рт =-------средняя нагрузка на подшипник в кг/м2.
Id
Абсолютная вязкость для машинного масла вязкостью, равной 7,8°Е
при /=50°С, при колебании температуры от 25 до 100°С приблизительно
выражается формулой
/7 0,336 / / п
z = (0,1 о2-6~кг,-сек1м • (83)
Формулы (81) — (83) установлены для равномерно вращающихся ва-
лов с равномерной нагрузкой при постоянной температуре смазочного
слоя.
В дизелях за один оборот резко меняется Р, а следовательно, и Pmi со-
гласно же формуле (82) меняется также и коэффициент трения р.
Регулированием дизеля при постоянном числе оборотов вносится до-
полнительное изменение общей нагрузки Р на подшипник, а вместе с ней
происходит изменение и температуры смазочного слоя в подшипнике.
В результате с уменьшением Ре при постоянном числе оборотов происхо-
дит увеличение вязкости Z масла, а следовательно, и увеличение коэффи-
циента трения р как за счет уменьшения Рт, так и за счет понижения
температуры смазочного слоя t в подшипнике.
Попытки некоторых экспериментаторов измерить работу трения в под-
шипниках и в цилиндрах дизеля в искусственных условиях при постоянной
температуре не соответствуют действительности, и поэтому значения по-
лучаются противоречивые.
Принимая во внимание, что трение в подшипниках составляет всего
около 21% трения в дизеле, примем в дальнейшем характер изменения
работы трения в дизеле таким, какой он получается при трении поршней
о стенки цилиндра. Работа трения поршней выражается
ЛГТ = FsP^nz , (84)
где Рн—нормальное давление трущихся поверхностей в кг!м2\
г — число цилиндров.
86
Коэффициент трения для плоских или цилиндрических поверхностей
скольжения выражается
^ = 31Лг7’ <85>
где L — сумма длин клиновых поверхностей в одном направлении в м;
v — скорость скольжения в м/сек.
Помножив обе части последнего уравнения на Рн, получим
Фиг. 57. Изменение коэффициента трения в хорошо
смазанных трущихся дисках в зависимости от удельного
давления.
Зависимость вязкости масла от температуры выражается форму*
лой (83).
Формулы (83) и (86) указывают, что при постоянном числе оборотов
с уменьшением Ре будет уменьшаться Рн, но при этом будет понижаться
температура процесса, а следовательно, и температура смазочного слоя,
что ведет к повышению вязкости z масла. В результате p/\ = const. При
Pt =const, n=var с уменьшением п будет уменьшаться v и понижаться
температура смазочного слоя t. В результате в дизелях также получим
Рн = const, т. е. работа трения изменяется прямо пропорционально числу
оборотов коленчатого вала. Это положение подтверждается тщательными
опытами Лаше [42], которые при перестройке кривых в координаты Р и
Р показывают pbP = const до давления Р=10 кг/см2 (фиг. 57). Макси-
мальное значение Рн в дизелях не превышает 0,08—0,1 Рг давления
вспышки [40]. Следовательно, выражением рРп= const мы можем поль-
зоваться до давлений вспышки Р2 = 125 кг/см2, если считать Рн средним
давлением для всего цикла.
Опыты, проведенные в тепловозной лаборатории МВТУ с бескомпрес-
сорным дизелем Ne =60 л. с. при п = 220-^-526 об/мин, подтвердили неза-
висимость работы трения от Ре при постоянном числе оборотов. На осно-
вании указанных опытов мощность, затраченная на трение в исследуе-
мом дизеле, пропорциональна числу оборотов вала дизеля. Это положе-
ние подтверждается также формулами (83) — (86), если считать темпера-
87
туру смазочного слоя изменяющейся пропорционально средней темпера-
туре газов за цикл.
Кроме рассмотренных причин, работа трения в дизеле зависит от тем-
пературы охлаждающей воды, причем установлено, что с увеличением
температуры охлаждаю-
щей воды работа трения
уменьшается [12]. Сорт
масла также сильно ска-
зывается на величине
работы трения.
На основании сказан-
ного работу трения в ди-
зелях можно считать по-
стоянной при п = const
и Ре = var, если не про-
исходит заедания порш-
ней или подшипников.
Построение характе-
. со _ ристики дизеля при
Фиг. 58. Построение характеристики дизеля при „ _ „ п _____
п = const и Ре = var. " “ const и — var.
Отложим по оси абсцисс
(фиг. 58) доли нормаль-
Р
ного эффективного давления, т. е. 0,2, 0,4... 1,2 — .
Рен
Эффективное давление в четырехтактных дизелях Д,н = 5,5н- 8,0 кг/см2,
в двухтактных дизелях 4,5—6,0 кг/см2.
Р
В точке Л, соответствующей —— = 1,0, восставим перпендикуляр
Ре-н
АВ и примем его в соответствующем масштабе равным индикаторной
мощности брутто, т. е. AB = NkB = 1,0. На той же вертикали откладываем
отрезок АС = /Vm + (jVc + AQ в частях от нормальной индикаторной мощ-
ности брутто. Гидравлические потери мощности можно подсчитать, зная
основные размеры дизеля, число оборотов и отношение —. В соответ-
ствующем масштабе откладываем отрезок CD = N с + NeB частях от
тогда отрезок CB = Ne, что ясно из равенства Ni.b =Ne+NM+Nc +Nв.
Согласно ранее сказанному, механические потери дизеля не зависят
от нагрузки, поэтому через точку D проводим линию DD', параллельную
оси абсцисс.
Гидравлические потери при впуске TVc не зависят от нагрузки. Потери
при выпуске Ne, как было отмечено выше, также останутся примерно по-
стоянными при п = const.
На этом основании проводим линию СС' параллельно оси абсцисс. Со-
единяем точку В с С', тогда ординаты линии ВС' выражают Af/.s в зави-
симости от Ре , а отрезки между линиями С'В и СС', равные N е, в зависи-
мости от Ре. Отрезок С'О дает индикаторную мощность дизеля холостого
хода N 1,б или в определенном масштабе индикаторное давление холостого
хода дизеля Pi6. Отношения
АВ Ni.B ArBi Ni.s ‘"'б
образуют точки Е, Е\.
Характер изменения ч\м,б выразится кривой ОЕ\Е. Для построения ме-
ханического к. п. д. нетто откладываем от точки D эффективную мощ-
ность Ne в том же масштабе в частях Ni.b. Полученную точку b соединяем
с точкой D', тогда ординаты линии D'b выразят Ni.H, а отрезки между
линиями D'b и D'D выразят эффективную мощность Ne в частях
88
Отношение этих отрезков даст
Db Ne Dtbt Nel
Ab ~ H И A^ NbH 71м н'
Характер изменения механического к. п. д. нетто выразится кривой
Ое\е. Непосредственно из испытаний четырехтактных дизелей получается,
что расход топлива на 1 и. л. с. ч. немного уменьшается с уменьшением
нагрузки. В среднем расход топлива
можно принять по данным табл. 11.
Указанные расходы относятся к ди-
зелям больших мощностей, работаю-
щих при избытке воздуха а = 1,8 -ь2,0.
В быстроходных дизелях gt увеличи-
вается примерно на 5—10% в зависи-
мости от уменьшения а и увеличения
числа оборотов.
Зная g;, можно построить кривую ge.
ge=-^, (87)
г1.м-б
Таблица 11
Расход топлива дизелями в г/и. л. с. ч.
Нагрузка дизеля N в частях от нормаль- ной NetH Расход топлива
для беском- прессорных дизелей для компрес- сорных дизелей
1,2 150 150
1,0 140 144
0,75 138 142
0,50 137 141
0,25 136 140
а также кривую эффективного к. п. д. дизеля
632 1 000
Фиг. 59. Построение характеристики дизеля при
Ре = const и п = var.
(88)
кг топлива.
Таким образом, мы по-
лучаем изменения
которые впол-
не характеризуют работу
дизеля при п = const и
Ре = var.
Построение характери-
стики дизеля при Ре =
= const и п = var. Урав-
нение (57) показывает,
ЧТО при -qM.g Рьб = Ре =
= const мощность дизеля
при всех прочих равных
условиях будет пропор-
циональна числу оборотов:
Ne = Вп. (89)
М ощность, потр ачен -
мая на трение, также пропорциональна числу оборотов, что ясно из фор-
мулы (84) при Рн = const:
NT = An.
(90)
Мощность же, затраченная на гидравлические потери, при всех прочих
одинаковых параметрах согласно формулам (78) и (80) выражается
М = NC + Ne= (Д' + В') п\ (91)
Зная изменение Ne, N2 и Nt, можно приступить к построению харак-
теристики дизеля при P^=const. По оси абсцисс (фиг. 59) откладываем
обороты коленчатого вала в частях от нормального. В точке Л, соответ-
ствующей — = 1,0, по вертикали откладываем отрезок AB = NhB = 1,0.
пн __ _________ ______________
Дальше в частях от Ni.b откладываем AD = Nr; DC=Nc + Ne; CB = Ne
и Db=Ne.
89
На основании формул (89) и (90) соединяем точки D и b с началом
координат О, тогда получаем
Db __ D} ,
= = г-1-1- = -Пмн = const, (92
Ab AYbY v
т. e. в работе дизеля при Pe=const и n = var механический к. п. д. нетто
есть величина постоянная, не зависящая от числа оборотов. Согласно
формуле (91) строим кривую мощностей, затраченных на гидравлические
потери, как величины: 0,83 DC; 0,63 DC; 0,43 DC... и т. д. Полученные точки
(фиг. 59) соединяем плавной кривой OCiC; отрезки между последней и
прямой OD выражают Nc+Nв. От соответствующих точек кривой ОС\С
откладываем согласно формуле (89) части Ne.H, т. е. 0,2; 0,4; 0,6 Ne,H. По-
лученные точки соединяем плавной кривой ОВ\В, отрезки между послед-
ней и осью абсцисс выражают Ni.b- Отношения
СВ
АВ
Мм
~ = Чм-б И т. Д.
Ni.B
дают кривую , понижающуюся с увеличением числа оборотов.
В данном случае можно принять для бескомпрессорных дизелей
изменяющимся в частях от нормального gbHi соответствующего Ре при-
мерно так:
—— = 1,2 1,0 0,8 0,6 0,4
gi— = 1,2 1,0 0,95 0,96 1,0
gi.H
Зная giy можем построить кривые ge и rje (фиг. 59).
Необходимо отметить, что понижение числа оборотов дизеля при нор-
мальном Ре н = const в бескомпрессорных дизелях вполне надежно до
п = 0,5 н-0,4 пН1 в форкамерных дизелях до п = 0,3 пн, в компрессорных
дизелях до п = 0,2 н-0,25 пн. Наше построение действительно только до ука-
занных пределов числа оборотов. В дальнейшем происходит ухудшение
процесса сгорания примерно на 20% за счет более плохого распиливания
топлива, вследствие чего кривые ge и г]е примут вид, показанный на
фиг. 59.
Кривые ^6t т\м.Н1 gen характеризуют работу дизеля при Ре = const
и n = var.
Построение эффективной мощности дизеля JVe, момента вращения
и силы тяги FK при Pz = const и п = var.
Ранее построенную характеристику дизеля при Ре =const и n = var
можно получить в лаборатории, искусственно создавая постоянный кру-
тящий момент. В практических же условиях транспортные дизели рабо-
тают при n = var, примерно с постоянной подачей топливного насоса. Сле-
довательно, с понижением числа оборотов коленчатого вала будет умень-
шаться показатель политропы сжатия, увеличиваться показатель политро-
пы расширения и будут уменьшаться гидравлические потери. В общем
среднее индикаторное давление брутто остается примерно без изменения.
На этом основании по оси ординат (фиг. 60) отложим Ni.B=B'n, а по
оси абсцисс отложим числа оборотов коленчатого вала дизеля в частях
от нормального. В результате получим прямую N^b = ВО в зависимости от
п
отношения — .
пн
Если помножим ординаты этой прямой на т\м.б, то получим эффектив-
ную мощность дизеля Ne, которая при определенном — достигает Np max
пн
и в дальнейшем быстро понижается. Если при этом РL б было взято близ-
90
ким к максимальному, то Nemax будет предельной нагрузкой, которую мо-
жет воспринять дизель с рассмотренными гидравлическими потерями.
Эту максимальную мощность обычно стараются получить в авиацион-
ных двигателях, где вес двигателя играет решающую роль. Чем больше
отношение —, тем при больших числах оборотов вала двигателя полу-
Фиг. 60. Построение характеристики дизеля при
Pi = const и п = var.
Различные двигатели имеют следующие максимальные числа оборотов:
Автомобильные................... 1500—2500 в минуту
Автомотриссные.................. 750—1500
Тепловозные ................. ... 450—1000 „
Стационарные.................... 250— 350 w
В соответствии с малыми числами оборотов эффективная мощность
при изменении числа оборотов в стационарных двигателях почти прямо
пропорциональна числу оборотов и мало отличается от прямой линии.
В тепловозных дизелях Ne заметно отклоняется от прямой с увеличением
числа оборотов. В автомобильных двигателях отклонение Ne от прямой с
увеличением числа оборотов сказывается резче, чем в тепловозных, не
достигая Ne.max. Наконец, в авиационных двигателях Л^.П1ах соответствует
^тах.
тя л 7 М/(-« Мккп
Из соотношения N р = —— = —-----
е 75 75-30
получим выражение для крутящего момента
Л1А = -75'30Л^ = 716,2 ,
7L7Z П
или
к ,м 2 250 т ' '
Соответственно, индикаторный момент вращения будет
= 716,2722,; _
L 2 250 т V
Формула (94) показывает, что не зависит от числа оборотов вала
двигателя.
При Pt = const индикаторный момент кручения выразится прямой,
параллельной оси абсцисс (фиг. 60).
Характер изменения момента Мк зависит от характера изменения^.
Мк = ^бЛ1г (95)
91
Для определения силы тяги локомотива, автомобиля и трактора выра-
зим работу на колесе и в цилиндрах двигателя за один оборот колеса при
условии отсутствия передаточного числа между колесом и валом двига-
теля:
1) для паровой машины
откуда
FK = Ъ.е £ SPi.s z> (96)
где D — диаметр ведущего колеса локомотива в м\
2) для двигателей
z/2
FK = ^м.6 SPi.B z, (97)
и соответственно индикаторная сила тяги
F.R = — SP.R z (98)
т. e. при Pi.b= const индикаторная сила тяги не зависит от числа оборотов
вала двигателя (фиг. 60).
Характер изменения касательной силы тяги FK подобно вращательно-
му моменту зависит от характера изменения
FK = ^.6Fi.B- ’ (99)
Если между двигателями и колесами экипажа существует механиче-
ская передача с передаточным множителем и и с к. п. д. , то
716,2 FSP.Bzu
= Ум.б = 2 250 т •
Механический к. п. д. новой зубчатой передачи приблизительно выра-
жается эмпирической формулой
rin = 0,98z, (101)
где z — число пар цилиндрических колес в зацеплении при передаче кру-
тящего момента.
Для конических колес к. п. д. одной пары ?in = 0,96. Если локомотив
имеет не одну ведущую ось, а несколько, связанных между собой спар-
никами для увеличения силы тяги по сцеплению, то в к. п. д. передачи
входит также к. п. д. спарников, который приблизительно выражается
= о,992', (102)
где z' — число пар спарников между тяговым валом и колесами локомо-
тива.
Построение характеристик двухтактных дизелей. Для ясности изло-
жения мы рассмотрели построение характеристики четырехтактного ди-
зеля. Очевидно, можно построить характеристику и двухтактного дизеля,
принимая все гидравлические потери равными работе воздуходувки, т. е.
Nz NK. Мощность воздуходувки приблизительно определяется по фор-
муле
V = GCp(Zi—^о)-427 (ЮЗ)
75-60
где G — количество подаваемого воздуха в кг!мин;
7iK — к. п. д. воздуходувки;
т]л— к. п. д. передачи.
92
Механический к. п. д. нетто принимается т]л.к= 0,87, включая механи-
ческие потери в воздуходувке, и = 0,90 без учета последних. Соот-
ветственно этому получим
= Ne + NT + = ^ + 7VT;
Ne
=
_ Ne = Ne
’Цм'Н~ Ni.H ~ Ni.B-NK-
(104)
(105)
В двухтактных дизелях расход топлива на 1 и. л. с. ч. g i определяет-
ся так же, как и в четырехтактных. Приблизительно среднее индикатор-
ное давление можно получить из четырехтактных дизелей умножением на
величину 1—ф, характе-
ризующую отношение
полезного хода поршня
ко всему ходу, т. е.
Р/2^Рм(1-ф). (106)
Сравнение кривых
расхода топлива g е
г!э. л. с. ч. (фиг. 58 и
60) показывает, что
при регулировании
Pi.s= const и перемен-
ном числе оборотов
Таблица 12
Расход топлива в зависимости от нагрузки дизеля
в г/э. л. с. ч.
Нагрузка дизеля в частях от нормальной Расход топлива при
п = const, Р = var е п = var, Ря = const е
1,0 220 220
0,5 285 195
дизель работает значительно экономичнее, чем при регулировании
Ре = уаг и постоянном числе оборотов. Например, регулируя мощность
одного и того же дизеля от нормальной до половинной мощности, мы
получаем расход топлива, приведенный в табл. 12.
Следовательно, экономия получается 90 г!э. л. с. ч. В среднем за весь
период регулирования можно сделать экономию приблизительно
45 г!э л. с. ч., что составляет около 20%.
Принцип регулирования дизелей в тепловозной службе при Plb =
= const и п = var как наиболее экономичный был установлен автором
в 1914 г. (Английский патент № 5381, 1914 г.).
Сравнение теоретических кривых с опытными. Рассмотренный выше
метод построения характеристики дизелей в разных условиях работы
имеет безразмерный характер, вследствие чего построенная характери-
стика для одного дизеля подходит ко всем подобным ему дизелям, рас-
считанным с одинаковыми гидравлическими и механическими потерями.
На фиг. 61 показаны теоретические кривые, построенные для проект-
ного дизеля завода Юнкерса Ne = 500 л. с. при п = 1500 об/мин, там же
нанесены опытные точки Ne и ge дизелей завода Юнкерса Ne =
= 10,2 л. с. при п = 1100 об/мин и Ne =760 л. с. при п = 1800 об/мин.
Как видно из фиг. 61, опытные точки Nе хорошо совпадают с теоре-
тической кривой для двухтактных дизелей в широком диапазоне мощно-
стей. Кривые удельного расхода топлива ge дают небольшое расхожде-
ние между собой вследствие резкой разности в мощностях, характер же
изменения расхода топлива при Pi.в = const и переменном числе оборо-
тов остается приблизительно одним и тем же.
На фиг. 62 нанесена теоретическая характеристика четырехтактных
дизелей, работающих с механическим к. п. д. брутто Цм.б = 0,75. В дан-
ном случае теоретические кривые совпадают с такими же кривыми для
двухтактных дизелей Юнкерса. Опытные точки на фиг. 62 нанесены для
дизелей завода Даймлер-Бенц Ne = 70 л. с. при п— 1300 об/мин, завода
93
Майбах Ne = 410 л. с. при п = 1400 об/мин, AEC Ne = 95 л, с. при
п = 2000 об/мин, завода Ланг Ne = 55 л. с. при п = 2000 об/мин.
Как видно из фиг. 62, совпадение теоретических кривых Ne с опытны-
ми точками достаточное. Еще отчетливее получается совпадение опытных
точек с теоретическими кривыми при регулировании четырехтактных
дизелей п = const Ре = var с различными суммарными гидравлическими
и механическими потерями.
Фиг. 61. Теоретические кривые и опытные
точки дизелей зав. Юнкерса:
1 — N£ = 10,2 л. с.; п = 1100 об/мин; 2 — N£ = 760 л. с,
п = 1800 об/мин.
Фиг. 62. Теоретические кривые и опыт-
ные точки дизелей:
Данные дизелей при нормальном режиме работы:
1 — Nе = 95 л. с., тг = 2000 об/мин; 2 — N£ =
= 55 л. с., п = 2000 об/мин; 3 — Ne = 410 л. с.,
п = 1400 об/мин; 4 — N — 70 л. с., л = 1300 об/мин.
На фиг. 63 построены теоретические кривые механических к. п. д.
брутто Опытные точки нанесены по измерениям проф. Вебера (Ne=
= 200 л. с. при п = 190 об/мин). Линдлея и Эйгенбродта (Ne= 70 л. с.
при /?= 170 об/мин), проф. Нэгеля (Ne
Фиг. 63. Теоретические кривые и опытные
точки дизелей, испытанных различными
экспериментаторами:
1 — Вебером; 2 — Линдлеем и Эйгенбродтом;
3 — Нэгелем; 4, 5— Мюнцигером; 6 — Стансом.
= 70 л. с, при п = 170 об/мин),
проф. Мюнцингера (Ме=15л. с.
при п = 240 об/мин и темпера-
туре воды Z = 70°C), проф.
Мюнцингера (Nе = 15 л. с. при
п = 240 об/мин и температуре
воды t = 35°С), проф. Станса
(Ne = 300 л. с. при п =
= 150 об/мин).
Совпадение опытных точек
с теоретическими кривыми мож-
но считать идеальным.
Выводы. 1. Сравнение теоре-
тических кривых с опытными
показывает, что дизели, имею-
щие одинаковые гидравличе-
ские и механические потери,
имеют общую характеристику.
При меньших гидравлических
и механических потерях кривая
N е пойдет выше, а при больших потерях — ниже теоретической кривой.
2. Если механические потери дизеля резко отличаются от указанных
в сторону увеличения, то в этом дизеле существуют дополнительные по-
тери, например, частичное заедание поршней и некоторых подшипников
(шатунных или коренных) и пр.
3. Увеличение гидравлических потерь выше рассмотренных, характе-
ризует неисправное состояние клапанов, продувочных щелей или кана-
лов к ним, а также впускных и выпускных трубопроводов.
94
4. При исправном состоянии рабочих органов дизеля несовпадение
опытных точек с теоретическими кривыми указывает на плохой метод
проведения экспериментов.
5. Построение характеристик дизелей при разных условиях работы
дает конструктору ясное представление о гидравлических и механических
потерях и указывает пути к уменьшению этих потерь, а следовательно, и
к увеличению мощности и работоспособности дизелей.
6. Регулирование дизелей при Pi.b = const и п = var сберегает при-
мерно 15—20% топлива по сравнению с регулированием при п = const,
Ре = var.
БОЛЕЗНИ БЕСКОМПРЕССОРНЫХ ДИЗЕЛЕЙ
Бескомпрессорпые дизели работают при высоких давлениях топлива
в насосах и форсунках. Давление составляет примерно 250—400 ат. Пре-
дохранительный клапан обычно устанавливается на 500—750 ат.
При таких давлениях топливо распиливается через отверстия в фор-
сунках диаметром 0,2—0,4 мм. Вполне понятно, что обеспечить абсо-
лютную плотность клапанов в насосе весьма затруднительно. При ма-
лейшей неисправности плунжера насоса или клапанов его происходит
меньшая подача топлива в тот цилиндр, у которого насос стал хуже
работать. Кроме того, впрыскивание топлива происходит при меньших
давлениях, а следовательно, качество распыла топлива ухудшается.
Следствием этого является недогрузка в одном цилиндре, дизель начи-
нает понижать обороты. Но регулятор автоматически старается под-
держать обороты постоянными. Муфта регулятора перемещается и, дей-
ствуя на органы распределения насоса, увеличивает подачу топлива в
другие цилиндры дизеля, вследствие чего последние перегружаются.
В перегруженных цилиндрах получается более высокая температура
сгорания, расширения и выхлопа. Такое явление может произойти
одновременно не в одном цилиндре, а в нескольких. Перегрузка рас-
пределится между цилиндрами, насосы которых работают исправно.
Температура сгорания, расширения и выхлопа последних может повы-
ситься выше предела, допускаемого стойкостью металла. В результате
лопаются крышки дизеля, сгорают клапаны. При вполне исправном
насосе также может произойти подобное явление. В топливе могут
содержаться мельчайшие частицы твердых веществ, не удерживаемых
фильтром. Эти частицы, попав под клапаны насоса, временно выводят
насос из работы. Результат получается тот же, что и при неисправном
насосе.
Наконец, твердая частица, или сгусток топлива, прошедший через
фильтр, попав в распыливающее сопло с малыми отверстиями, не мо-
жет свободно пройти через них. Происходит засорение форсунки. Но
насос, управляемый регулятором, подает определенную порцию топли-
ва. Получается повышение давления топлива в трубопроводе от насоса
до сопла, пока не откроется предохранительный клапан насоса. Резуль-
тат получается тот же, что и при неисправном насосе, при этом ло-
мается сопло или топливный трубопровод между насосом и форсункой,
если насос не имеет предохранительного клапана.
Наконец, в закрытых форсунках игла может неплотно прилегать
к гнезду. В этом случае в сопло подается топливо раньше, чем подни-
мается игла. С более ранней подачей топлива происходит более раннее
его зажигание, что может вызвать стуки в дизеле и уменьшить нагруз-
ку того цилиндра, игла форсунки которого неисправна. Произойдет
то же явление перегрузки остальных цилиндров дизеля, что и в первом
случае. Таким образом, четыре разные по своему характеру причины
могут вызвать перегрузку различных цилиндров дизеля и связанное с
этим сгорание клапанов и поломку цилиндровых крышек.
95
В практике стационарных, судовых и транспортных дизелей такие
Фиг. 64. Переброска нагрузки с одного
цилиндра на другой и соответственные
изменения температуры выхлопа для
четырехтактного двухцилиндрового
дизеля при 530 об/мин:
1 — правый цилиндр; 2 — левый цилиндр.
явления происходят довольно часто.
В тепловозной лаборатории в двухцилиндровом четырехтактном дизе-
ле сгорел клапан в одном цилиндре и расстроилось седло клапана в дру-
гом при нормальной работе дизеля и при хорошем техническом уходе
за ним. После наладки дизеля ре-
шили выяснить причины сгорания
клапанов. Результаты выявились
после первых же точно замеренных
опытов. Переброска нагрузки с од-
ного цилиндра на другой происхо-
дит весьма часто. При этом темпе-
ратура выхлопных газов находится
в прямой зависимости от среднего
индикаторного давления, как ука-
зано на фиг. 64.
В бескомпрессорных дизелях
это явление, даже контролируемое
пирометрами на каждом цилиндре,
повторяется весьма часто и объяс-
няется оно четырьмя вышеописан-
ными причинами. Установить эти
причины сразу на ходу дизеля не
представляется возможным. Маши-
нист должен все последовательно
проверить, что сопряжено с разбор-
кой насоса и форсунки. При работе
дизеля это не всегда возможно.
Поэтому:
1) дизель должен быть отрегу-
лирован при выпуске с завода при
перегрузке на температуру выхлопных газов каждого цилиндра. Выше
этой температуры работу дизеля не допускать, так как металл клапа-
нов и седел становится недостаточно прочным;
2) после регулировки цилиндров на муфту регулятора должен быть
поставлен упор, который не позволил бы ей перемещаться ниже того
предела, на который отрегулирован дизель. При таком способе исклю-
чается опасность пережога клапанов и крышек дизеля. В 'случае появ-
ления одного из четырех рассмотренных выше явлений остальные ци-
линдры получат столько топлива, сколько предназначено им при завод-
ской регулировке. Дизель начнет снижать число оборотов, что укажет
на неисправность, которую можно устранить при первой остановке.
Снижение числа оборотов коленчатого вала — явление нежелательное,
но зато будет предотвращена поломка дизеля.
Из вышесказанного ясно, почему сгорание и поломка крышек у
разных дизелей происходит в разные промежутки времени, так как в
стационарных условиях дизель обычно работает с нагрузкой 75%
и меньше, и поэтому переброска нагрузки с одних цилиндров на другие
так сильно не сказывается на его работе.
В судовых установках дизель работаете нормальной нагрузкой, и по-
этому переброска нагрузок сказывается резко. На тепловозах же дизель
часто заставляют работать с перегрузкой, и поэтому переброска на-
грузки с одних цилиндров на другие сказывается особенно резко. К тому
же дорожная пыль может проникнуть в топливо, в результате чего
дизель быстро приходит в негодное состояние.
Все вышесказанное приводит к необходимости изготовления топли-
воподающей аппаратуры с большой точностью. При этом дизельное
топливо не должно содержать механических примесей [30].
ГЛАВА VI
ПОРШНЕВОЙ КОМПРЕССОР И ЕГО ХАРАКТЕРИСТИКА
На тепловозе компрессор служит для сжатия воздуха. Сжатый воз-
дух нужен для тормозной системы, аппаратуры управления тепловозом
и других целей. Помимо этого, поршневой компрессор может служить
для высокого наддува двигателей внутреннего сгорания.
Развитие дизелестроения за последние годы показало явное стрем-
ление к повышению мощности дизеля при тех же габаритных размерах.
Повышение мощности осуществляется в дизелях путем наддува. Для
высокого наддува, когда давление сжатого воздуха достигает несколь-
ких атмосфер, наилучшим источником сжатого воздуха является порш-
невой компрессор. Поршневой компрессор обладает высоким адиабати-
ческим к. п. д. и возможностью сжимать воздух ДО' 7 ат и в одной
ступени. При уменьшении числа оборотов подача компрессора, приво-
димого в движение от дизеля, изменяется в соответствии с требующим-
ся количеством воздуха для наполнения цилиндра дизеля.
Изменение подачи воздуха поршневым компрессором с увеличением
числа оборотов происходит примерно пропорционально оборотам, чего
не обеспечивают центробежные и осевые нагнетатели. В силу этого
поршневой компрессор является
транспортных дизелей и для механи-
ческих генераторов газов, принцип
действия которых установлен проф.
А. Н. Шелестом.
ОБЪЕМНЫЙ КОЭФФИЦИЕНТ
ПОДАЧИ КОМПРЕССОРА
На фиг. 65 показана индикатор-
ная диаграмма поршневого компрес-
сора без учета потерь в клапанах.
При ходе поршня от мертвого
пространства вправо сжатый воздух,
оставшийся во вредном простран-
стве, расширяется от точки С до точ-
ки Д по политропической кривой.
Характер протекания кривой расши-
рения зависит от интенсивности ох-
лаждения стенок и крышек цилиндра
наилучшим для высокого наддува
Фиг. 65. Индикаторная диаграмма
компрессора без учета потерь
в клапанах:
АВ — линия сжатия; ВС — линия выталкива-
ния; СД — линия расширения воздуха, остав-
шегося во вредном пространстве; ДА — линия
всасывания.
компрессора, плотности нагнетатель-
ных и всасывающих клапанов, количества поршневых колец и конечного
давления сжатия. Всасывание свежего воздуха в цилиндр компрессора
возможно только тогда, когда давление внутри цилиндра при расширении
97
по линии СД упадет до атмосферного, если компрессор осуществляет
всасывание из окружающего воздуха. В точке Д начнется всасывание воз-
духа, если компрессор снабжен клапанами с принужденной посадкой и
подъемом или с золотниковым распределением при отсутствии всасываю-
щего трубопровода. Для прохода воздуха в цилиндр необходима разность
давления. В тихоходных компрессорах линия всасывания идет лишь не-
много ниже атмосферной линии. В компрессорах с пружинными клапана-
ми, которые получили наибольшее распространение, необходимо создать
большую разность давлений, за счет которой преодолевается вес кла-
пана и затяжка пружин, создается ускорение массам клапана и прео-
долеваются гидравлические сопротивления при течении воздуха че-
рез клапан. Линия всасывания опускается при этом ниже атмосфер-
ной.
Обозначим Vh—рабочий объем цилиндра
Vo — объем вредного пространства
Vi — объем засосанного воздуха.
Отношение ~ = Хо называется объемным коэффициентом подачи
Vh
компрессора. Принимая расширение по линии СД политропическим со
средним показателем /г2 = const, получим
Л + v.-vy* = P2vonj,
откуда
(107)
Объемный коэффициент подачи компрессора зависит от величины
вредного пространства, отношения давлений и показателя политропы рас-
ширения. Числовые величины Хо даны в табл. 13, из которой следует,
что при расчете и проектировании поршневых компрессоров для рацио-
нального использования рабочего объема цилиндра необходимо избегать
больших сжатий в одном цилиндре и допускать возможно меньшие
вредные пространства.
Таблица 13
Объемный коэффициент подачи компрессора для разной величины вредного
пространства
Отно- шение давле- Величина вредного пространства в процентах от рабочего объема цилиндра
5 1 1 3 1 2 1 1
ний Pi Показатели политропы расширения
~р7 1,0 | 1,2 | 1,4 | 1.0 I 1,2 | 1,4 | 1,0 | 1,2 1,4 | 1,0 | 1.2 | 1,4 | 1,0 | 1,2 | 1,4
2 0,95 0,961 0,908 0,96 0,969 0,975 0.97 0,976 0,981 0,98 0,984 0,987 0,99 0.992 0,994
4 0,85 0,869 0,915 0,88 0,913 0,933 0,91 0,935 0,950 0,94 0,956 0,967 0,97 0,978 0,98
6 0,75 0,827 0,871 0,80 0,862 0,897 0,85 0,896 0,922 0,90 0,931 0,948 0,95 0,965 0,974
8 0,65 0,766 0,829 0,72 0,813 0,864 0,79 6,860 0,897 0,86 0,907 0,932 0,93 0,953 0,966
10 0,55 0,709 0,791 0,64 0,767 0,833 0,73 0,825 0,875 0,82 0,884 0,917 0 91 0,942 0,958
На фиг. 66 показаны диаграммы работы компрессора без потерь в
клапанах при впуске и выпуске воздуха для вредных пространств Vo =
= 0, 5, 10, 15%.
Сжатие происходит по адиабатам. Диаграммы дают наглядное пред-
ставление об уменьшении объема засосанного воздуха с увеличением
48
вредного пространства, в особенности, если линия расширения идет по
изотерме. Повышая давление сжатия, можно дойти до полного прекраще-
ния забора воздуха. В смысле индикаторной потери работы безразлично,
имеет ли компрессор большое или малое вредное пространство, если линия
расширения протекает по тому же закону, что и линия сжатия. Из
фиг. 66 следует, что при адиабатическом расширении с увеличением вред-
ного пространства уменьшается объемный коэффициент, но в таком же
отношении уменьшается площадь работы, т. е. затрачиваемая индикатор-
ная работа на единицу засосанного воздуха не зависит от величины вред-
ного пространства.
Использование объема цилиндра уменьшается с увеличением вредно-
го пространства, в особенности при изотермическом расширении остагоч-
Фиг. 66. Влияние величины вредного пространства на объемный
коэффициент подачи:
1 — расширение по адиабатам; 2 — расширение по изотермам.
ного воздуха, при котором объемный коэффициент уменьшается в боль-
шей степени, чем площадь индикаторной работы.
С повышением давления сжатия до 7,5 кг!см2 при вредном простран-
стве 15% объемный коэффициент падает до 2,5%, т. е. компрессор факти-
чески почти не засасывает свежего воздуха. Изотермический процесс рас-
ширения воздуха, оставшегося во вредном пространстве, требует боль-
шей работы на сжатие единицы засосанного воздуха.
Для Vo в %................. 5 10 15
Увеличение работы в % .... 3,5 8,5 18,2
Политропический процесс расширения уменьшает эти потери с возра-
станием показателя политропы расширения с 1,0 до 1,4.
Для малых вредных пространств разница в необходимой работе на
сжатие и нагнетание воздуха против адиабатического сжатия не пре-
вышает 0,5%, поэтому ею можно было бы пренебречь, если бы объем-
ный коэффициент указывал слепень совершенства использования рабо-
чего объема цилиндра, В действительности он дает только видимый объ-
ем засосанного воздуха, который всегда больше фактически поступаю-
щего в цилиндр. Действительная подача воздуха компрессором опреде-
ляется с помощью коэффициента подачи.
99
КОЭФФИЦИЕНТ ПОДАЧИ
Оставшийся во вредном пространстве сжатый воздух имеет более вы-
сокую температуру, чем стенки цилиндра, крышка и поршень компрес-
сора. Происходит отдача тепла от воздуха, вследствие чего линия расши-
рения протекает ниже адиабаты. В конце расширения температура возду-
ха может ^быть ниже температуры соприкасающихся металлических по-
верхностей. Происходит обратный переход тепла от стенок, крышки и
поршня к воздуху. Линия расширения приближается к изотерме. Влия-
ние теплоперехода сравнительно незначительно, так как время расшире-
ния воздуха из вредного пространства измеряется сотыми долями се-
кунды. В компрессорах с охлаждающимися стенками и крышкой этот
обмен более заметен, чем в неохлаждаемых компрессорах.
Большое влияние на характер линий сжатия и расширения имеют
утечки воздуха. Уточки воздуха вызывают уменьшение показателя полит-
ропы сжатия и увеличение показателя политропы расширения.
Количество воздуха, протекающего в 1 секунду через неплотности,
может быть приближенно найдено по формуле для лабиринтовых уплот-
нений
<7=/1/ Tpv~^P2 — pI) кг/сек, (108)
у П.Г 2^ 2
где f — площадь зазора в м2;
g — ускорение силы тяжести в м/сек2;
п — число колец.
Формула (108) показывает, что утечки уменьшаются с уменьшением
площади зазора, с увеличением числа поршневых колец и с понижением
давления сжатого воздуха Р2- Если утечку воздуха через одно кольцо
принять за единицу, то при всех прочих равных факторах утечка будет:
При 2 кольцах................. 0,71
, 3 ..................0,58
.4 „ ............. 0,50
,5 , ............. 0,45
Утечка через неплотности впускных клапанов действует на линию
сжатия и расширения (диаграмма фиг. 66) в том же направлении, что и
утечка через кольца. Утечка через неплотности нагнетательного клапана
вызывает увеличение показателя политропы сжатия и уменьшение показа-
теля политропы расширения.
Величина показателей политроп сжатия и расширения зависит от
числа оборотов вала компрессора и от конечного давления сжатого воз-
духа. На фиг. 67 представлена зависимость показателей политроп линий
сжатия и расширения от числа оборотов вала компрессора при постоян-
Рп
ном отношении давления — = 4. На фиг. 68 представлена зависимость
показателей политроп сжатия и расширения от давления при постоян-
ном числе оборотов вала компрессора 450 в минуту. Обе зависимости
получены при экспериментальном исследовании одноступенчатого порш-
невого компрессора в тепловозной лаборатории МВТУ и могут служить
для выбора показателей политроп сжатия и расширения при проектиро-
вании поршневых компрессоров.
Сжатый воздух или газ в точке В (фиг. 65) имеет температуру Т2.
За период нагнетания температура воздуха понижается вследствие ох-
лаждения цилиндра и крышки компрессора. Это понижение температуры
зависит при всех прочих одинаковых условиях от времени нагнетания.
а 00
где а — угол поворота вала компрессора за период нагнетания;
п — число оборотов вала компрессора в минуту.
В тихоходных компрессорах (п = ЮОн- 200 об/мин) при хорошем
охлаждении температура воздуха к концу нагнетания в точке С пони-
жается примерно на 25% от температуры в точке В.
Фиг. 67. Изменение показателей по-
литроп сжатия пг и расширения л2
в зависимости от числа оборотов ва-
ла компрессора при постоянном ко-
нечном давлении сжатия Р2 = 4 ата.
Фиг. 68. Изменение показателей по-
литроп сжатия и расширения п2
в зависимости от конечного давления
сжатия при постоянном числе оборо-
тов вала компрессора 450 в минуту.
Для других оборотов вала компрессора падение температуры за
период нагнетания можно приближенно определить по эмпирической
формуле
Д/ = 0,25/, — . (109)
п
Таким образом, температура воздуха в конце нагнетания
t- = t,— 0,25/,— = /71—0,25 —). (НО)
“ п Щ п )
Если предположить, что воздух вредного пространства расширяется
без утечек и притока, то температура конца расширения Г4 найдется по
формуле
п2-1
где Т3 и Р2, Л и Р\ — абсолютные температуры и давления начала и кон-
ца расширения.
При всасывании воздух нагревается во впускных клапанах от стенок
цилиндра и поршня. Неплотности нагнетательных клапанов позволяют
горячему газу или воздуху просачиваться обратно в цилиндр в период
расширения и всасывания, благодаря чему уменьшается количество вса-
сываемого воздуха и происходит подогрев последнего. Наконец, в ком-
прессорах двойного действия через неплотности поршневых колец перете-
кает сжатый воздух из одной полости цилиндра в другую и также умень-
шает количество поступающего воздуха. Эти потери зависят от многих
причин и трудно поддаются точному учету, поэтому практически удобнее
их рассматривать как потери, происходящие от подогрева стенок. Обыч-
но подогрев составляет около 10—20°:
= 10-:-20°С.
Температура воздуха, оставшегося во вредном пространстве, в конце
расширения Т4 будет выше температуры поступающего воздуха. При
101
впуске свежего воздуха происходит смешивание воздуха с газом, остав-
шимся во вредном пространстве. Температура смеси может быть найдена
из уравнения баланса тепла воздуха до и после смешения:
C,,Gn(/0+4Q+ CpGgt4
Ср (Gn+Gg)
(112)
где Gn — вес засосанного воздуха или газа в кг;
to — температура засосанного воздуха в °C;
Gg — вес воздуха, оставшегося во вредном пространстве;
— температура воздуха, оставшегося во вредном пространстве,
в С;
Ср — теплоемкости свежего воздуха, оставшегося во вредном
Фиг. 69. Влияние конечного давления подачи.
пространстве и смеси.
При малой разнице температур
можно считать все теплоемкости
одинаковыми, и тогда формула
(112) упрощается:
. (ЦЗ)
Сц + Gg
Подогрев увеличивает удельный,
объем воздуха, поэтому в цилиндр
компрессора поступает его меньше,
чем дает объемный коэффициент
сжатия воздуха на величину объем-
ного коэффициента и коэффициента
подачи.
При одном и том же давлении
абсолютным температурам воздуха, поэтому
Отношение удельного объема
атмосферного воздуха к удельному
объему подогретого называется ко-
эффициентом подогрева.
удельные объемы пропорциональны
Л ’
(114)
где Т\ = t\ -Ь 273.
Количество засосанного воздуха зависит, следовательно, от двух фак-
торов: от объемного коэффициента подачи и коэффициента подогрева.
Отношение действительного поданного за один ход поршня количества
воздуха к рабочему объему цилиндра называется коэффициентом подачи:
= (115)
Некоторой оценкой уменьшения коэффициента подачи против Хо мо-
жет служить фиг. 69, построенная на основании опытных данных тепло-
возной лаборатории МВТУ для одноступенчатого поршневого компрес-
сора. Число оборотов вала компрессора для всех конечных давлений сжа-
тия воздуха было одинаковым и равным 450 в минуту. Вредное простран-
ство компрессора 3%.
Индикаторная работа компрессора, как было отмечено выше, падает
пропорционально объемному коэффициенту подачи, характеризующему
видимое использование рабочего объема цилиндра. При малых вредных
пространствах работа, потраченная на сжатие воздуха, оставшегося в них,
почти вся возвращается при расширении.
Все остальные потери, принятые условно за подогрев воздуха, отно-
сятся к периоду всасывания, причем никакой работы обратно не полу-
чается, на сжатие же тратится тем большая работа, чем выше подогрев.
102
Поэтому коэффициент подогрева, указывая потери воздуха при всасыва-
нии компрессора, в то же время характеризует потери работы на сжатие
воздуха.
Полным критерием совершенства использования рабочего объема ци-
линдра компрессора служит коэффициент подачи.
ВЫРАЖЕНИЕ РАБОТЫ КОМПРЕССОРА В ИНДИКАТОРНОЙ
И ЭНТРОПИЙНОЙ ДИАГРАММАХ
Для построения характеристики компрессоров необходимо ясно пред-
ставить его работу как в индикаторных, так и в тепловых диаграммах.
На фиг. 70,а показана теоретическая индикаторная диаграмма одно-
Фиг. 70. Диаграмма поршневого компрессора и процессы сжатия воздуха:
процессы — АД — изотермический; АС — адиабатический; АВ — политропический.
ступенчатого поршневого компрессора. Сжатие происходит по политропе
АВ. Изотермическое сжатие произошло бы по линии АД, ниже политро-
пического, а адиабатическое сжатие по линии АС— выше политропичес-
кого.
Из индикаторной диаграммы следует, что ведя процесс по политропе
АВ, мы выигрываем площадку работы АВС по сравнению с .адиабати-
ческим сжатием. Наибольший выигрыш получается при изотермическом
сжатии по линии АД. Соответствующая работа сжатия 1 кг газа выра-
жается: при адиабатическом процессе
нгм/кг;
(116)
при политропическом процессе ~ м 1
L--=,Л RT' П— 1 1-Г -1 1'.Л/ J кгм/кг; (117)
при изотермическом процессе
L„3=2,303/?T1lcg-^^/K2> (118)
где R — газовая постоянная сжимаемого газа;
k — показатель адиабаты;
п — показатель политропы.
103
На фиг. 70,6 показаны различные процессы сжатия воздуха или газа
в 75-диаграмме. Адиабатическое сжатие АС изображается здесь верти-
кальной прямой, политропическое сжатие АВ — наклонной прямой и
изотермическое сжатие АД — горизонтальной прямой.
Соответствующая работа будет:
при адиабатическом сжатии
ALad = cP(Tc — Та} кал1кг; (119)
при политропическом сжатии
АЬПол = Ср{Тв— Та) + AS ТВ2ТА кал1кг'’ О20)
при изотермическом сжатии
= (Sj So) ТА кал)кг, (121)
где значения величин AS и Si — So определяются по тепловой диаграмме
(см. приложение).
На фиг. 71 показано изменение изотермической и адиабатической
работ сжатия 1 кг воздуха для различных значений давлений Pz/Pi-
Фиг. 71. Работа изотермического и адиа-
батического сжатия и их отношение
в зависимости от отношений давлений.
машинах.
На той же фиг. 71 показано изменение отношений изотермической рабо-
ты к адиабатической работе сжатия. Чем выше конечное давление сжа-
тия, тем больше р.азница между изотермической и адиабатической рабо-
тами сжатия.
В стационарных условиях критерием работы служит изотермическая
работа. С нею сравнивается работа компрессора. Это делается потому,
что обычно сжатый воздух подводится к потребителю в холодном состоя-
нии. Если же температура воздуха или газа, полученная при его сжатии,
используется в процессе работы тепловых машин, то изотермическая
работа не может характеризовать степень совершенства работы компрес-
сора. Выгода изотермического сжатия в компрессоре оказывается только
кажущейся. Все, что выигрывается при сжатии по политропе в компрес-
соре, является потерей при расширении в рабочей машине. По отношению
же к работе самого компрессора сжатие по изотерме вместо адиабаты
дает действительный выигрыш в работе. В силу важности этого вопроса
для газовых турбин и для дизелей с высоким наддувом рассмотрим
этот вопрос более подробно.
104
Во всех процессах изменения состояния газа в термодинамике пред-
полагается, что существует полная обратимость. Процессы могут проте-
кать как в одну, так и в другую сторону. При последующих сжатиях и
расширениях с возвращением к первоначальному объему газ проходит
через совершенно одинаковые состояния.
В реальных машинах процессы сжатия и расширения никогда не про-
текают обратимо, так как машины имеют тепловые потери и утечки. Если
сжимать в машине воздух, а затем вернуть поршень в первоначальное
положение, то линия расширения не совпадает с линией сжатия
(фиг,. 72). Даже при отсутствии потерь на трение между поршнем и
стенками цилиндра необходимо на каждый цикл сжатия — расширения
затрачивать работу, выраженную заштрихованной площадкой на фиг. 72.
Эта площадь зависит от интенсивности охлаждения стенок и утечек.
Разные конструкции цилиндров имеют разные поверхности охлаждения,
различную чистоту отделки поверхностей цилиндра и поршня, различ-
ные утечки. Следовательно, необратимость реальных процессов свя-
зана с конструктивными особенностями машины и технологией обра-
ботки отдельных деталей.
Таковы основные причины необратимости реальных процессов.
При проектировании газовых турбин и цикла проф. А. Н. Шелеста
возникает вопрос, каким образом надо сжимать воздух в компрессоре?
Нужно ли стремиться к адиабатическому сжатию воздуха или к изотер-
мическому?
Мы выяснили, что при сжатии воздуха в компрессоре по адиабате
надо затратить больше работы, чем при изотермическом сжатии.
Однако более глубокий анализ процессов показывает, что изотерми-
ческое сжатие невыгодно для газовых турбин. Теоретические процессы
сжатия и расширения газа в машинах не всегда являются обратимыми.
Впервые на необратимость политропических процессов и их значение для
реальных машин в 1923 г. указал проф. А. Н. Шелест [25].
Пусть сжатый по адиабате АС (фиг. 70) воздух подается в двига-
тель, работающий сжатым воздухом. Если расширение в двигателе про-
исходит адиабатически и если пренебречь потерями на трение, потерями
в клапанах и утечками между компрессором и двигателем (идеальный
случай), то после расширения состояние воздуха определяется точкой А
тепловой диаграммы.
Работа, затраченная на адиабатическое сжатие в компрессоре,
^ад.к = Ср(Тс-ТАу
Работа, полученная при адиабатическом расширении в двигателе,
^ад.м = Ср[Тс-ТАу
Таким образом, в случае адиабатического сжатия и расширения ра-
бота компрессоров равна работе расширительной машины — процесс
полностью обратимый
^ад.к = ^ад.м‘
На фиг. 73 изображены компрессор и расширительная машина, рабо-
тающие на общий вал. Механическими потерями в механизме мы прене-
брегаем, рассматривая идеальную машину без трения, теплообмена,
утечек и без вредного пространства.
При сжатии воздуха в компрессоре 1 получается идеальная диаграм-
ма abed. Сжатый воздух выталкивается по линии Ьс и переходит в рас-
ширительную машину 2. Так как отрицательная работа выталкивания
равна положительной работе наполнения и работа сжатия равна работе
расширения, то пущенная установка должна вращаться вечно. Компрес-
105
сор и двигатель, работая по адиабате и без потерь, образуют машину
вечного движения (но не вечный двигатель).
Рассмотрим теперь другой возможный вариант совместной работы
компрессора и расширительной машины. Пусть воздух в компрессоре
сжимается по изотерме АВ, а расширяется в двигателе по-прежнему по
адиабате ВС (фиг. 74).
Фиг. 73. Машина вечного движения:
/ — компрессор; 2 - расширительная машина.
Фиг. 74. Цикл изотермического
сжатия в компрессоре и адиаба-
тического расширения в двигателе.
Фиг. 75. Цикл политропического сжа-
тия в компрессоре и адиабатического
расширения в двигателе.
Работа изотермического сжатия в компрессоре
Работа адиабатического расширения в двигателе
AL.„,.-CptTB-Tc).
Работа изотермического сжатия в компрессоре по линии АВ равна
работе изотермического сжатия по линии СЕ плюс прямоугольник АВСЕ\
ALU3 АВ = ALU3 СЕ + АВ СЕ.
Работа адиабатического расширения по линии ВС равна работе изо-
термического расширения по линии СД плюс треугольник ДВС\
ALadBC = АЬазСД + ДВС.
Ввиду эквидистантности изобарических кривых
АЬизДС = АЬ113СЕ.
Но так как треугольник ДВС <
< прямоугольника АВСЕ, то работа,
полученная при расширении, мень-
ше, чем работа, затраченная на сжа-
тие.
В этом случае бесконечное дви-
жение при совместной работе ком-
прессора и расширительной машины
даже в идеальном случае невоз-
можно.
Работа изотермического сжатия в
компрессоре оказывается больше ра-
боты адиабатического расширения в
двигателе на величину треугольника
АВС (фиг. 74).
Рассмотрим теперь политропическое сжатие в компрессоре с показа-
телем п по линии АВ и адиабатическое расширение в дви-
гателе по линии ВС (фиг. 75).
106
Работа, затраченная на политропическое сжатие в компрессоре, опре-
деляется по формуле (117).
Работа адиабатического расширения в двигателе подсчитывается по
формуле
£-11
ALad.M = -±- RT2
k — 1
Температуры 1\ и Т2 связаны
уравнением политропы
п- 1
На фиг. 76 показано изменение разности AAL = ALno^K—АЬад,м
в зависимости от показателя политропы сжатия в компрессоре для отно-
Фиг. 76. Необратимость политропиче-
ских процессов в зависимости от
показателя политропы сжатия
в компрессоре.
Фиг. 77. Зависимость к. п. д. цикла
сжатие-расширение от показателя линии
сжатия.
шения давлений Р21Р\ = 3 и Р2/Р\ = 6. ДЛЛ является необратимой рабо-
той в случае политропического сжатия в компрессоре. Она растет с
уменьшением показателя политропы сжатия, достигая максимума при
изотермическом процессе. Большое влияние на необратимость работы
оказывает давление конца сжатия. При сжатии воздуха в компрессоре
с одной до трех атмосфер и с одной до шести атмосфер потерянная ра-
бота на 1 кг воздуха ДЛЛ возрастает более чем вдвое.
На фиг. 77 дана зависимость к. п. д. цикла сжатие — расширение в
зависимости от показателя линии сжатия и давления конца сжатия.
К. п. д. цикла определяется как отношение работы, полученной при
расширении в двигателе, к работе, затраченной на сжатие 1 кг воздуха
в компрессоре:
Как видно из фиг. 77, к. п. д. цикла равен 100% при п = 1,41 и силь-
но падает с уменьшением показателя линия сжатия.
Мы рассмотрели необратимость политропического процесса в пред-
положении адиабатического расширения в расширительной машине.
В действительности процесс расширения протекает с возрастанием энтро-
пии. Точка конца расширения определяется к. п. д. расширительной ма-
шины.
С учетом к. п. д. расширительной машины необратимость политропи-
ческих процессов в зависимости от показателя линии сжатия имеет тот
же характер. Однако величина к. п. д. цикла и АЛЛ сильно изменяются
в худшую сторону.
107
Из сказанного ясно, что в термодинамических циклах, использующих
расширение нагретого сжатого воздуха, невыгодно производить сжатие
по изотерме. Потеря на необратимость процесса будет тем больше, чем
меньше показатель линии сжатия и чем выше давление конца сжатия.
ПОСТРОЕНИЕ ИНДИКАТОРНОЙ ДИАГРАММЫ КОМПРЕССОРА
С УЧЕТОМ ПОТЕРЬ В КЛАПАНАХ
До сих пор индикаторная диаграмма поршневого компрессора строи-
лась без учета клапанных потерь. По средним показателям линии сжатия
и расширения строились только линии сжатия и расширения.
Это объясняется тем, что сведения по работе основного узла компрес-
сора-клапана были чрезвычайно скудны. Характеристику работы порш-
невого компрессора можно дать только после всестороннего анализа
работы клапана.
Величина сопротивления клапана зависит от скорости движения
поршня, характеристики пружины и силы предварительной затяжки ее,
массы поступательно-движущихся частей клапана и пружины, удельного
веса воздуха, величины мертвого пространства и интенсивности охлаж-
дения стенок компрессора, размеров проходного сечения клапана, каче-
ства обработки поверхностей клапана и седла, площади посадочного
пояска и других причин.
Полный учет всех факторов, влияющих на работу клапана, произве-
сти трудно из-за их многообразия. Некоторые факторы трудно выразить
аналитически. К таким факторам относятся качество притирки клапана
к седлу, которое всегда должно быть хорошее. В противном случае пра-
вильность работы компрессора нарушается. Экспериментальное исследо-
вание компрессора с пластинчатыми кольцевыми клапанами (фиг. 78)
показало малое влияние на работу клапана нормальной конструкции
величины площади посадочного пояска. В силу этого этот фактор можно
исключить при расчете сопротивления клапана, так как влияние его мало
по сравнению с другими.
В период подъема клапана газ совершает работу для сжатия пружи-
ны. При этом потеря давления на сжатие пружины
\Рпр = С(х + 5) кг!см2, (122)
где х — подъем клапана в см;
С — жесткость пружины в кг/см;
о—предварительная затяжка пружины в см;
f — площадь поперечного сечения седла клапана в см2.
Кроме сжатия пружины, газ должен преодолеть инерционное сопро-
тивление массы клапана и одной трети массы пружины.
Согласно закону Ньютона сила, создаваемая газом,
Р = т^кг. (123)
Сопротивление клапана от инерции его частей
d2x
&Рт = т кг!см2. (124)
Значение ускорения движения клапана находится из уравнения дви-
жения клапана.
Движение клапана происходит под действием силы давления газов,
определяемой в каждый данный момент индикаторной диаграммой дав-
лений внутри цилиндра. Помимо этого, на клапан воздействуют пружина,
108
вес клапана и сила трения, которыми мы пренебрегаем. Схема сил, дей-
ствующих на клапан, приведена на фиг. 78.
Уравнение движения нагнетательного клапана будет
/я^ = -О-С(х + 8) + [ДР + ДР(0]/, (125)
где т — масса движущихся частей в кг • сек2/см (для пластинча-
того клапана с цилиндрической пружиной она равна массе
клапана плюс 7з массы пружины);
С — жесткость пружины в кг/см;
5 — предварительное уменьшение длины пружины при закры-
том клапане в см;
х — подъем клапана в см;
f — площадь сечения седла клапана в см2;
Фиг. 78. Схема сил, дей-
ствующих на клапан.
Фиг. 79. Индикаторная диаграмма поршневого
компрессора.
Д-Р(/) —разность между давлением внутри цилиндра и давлением
в ресивере, изменяющаяся со временем, в кг/см2;
А Р — разность давлений в начале движения клапана;
G — вес клапана и пружины в кг.
Деля уравнение (125) на т, получим
+ К2х = ДР (/) + -A/>/~G~C5 , (126)
dt2 т т
Г Q
где К= 1/-------частота свободных колебаний пружины без точного
учета массы самой пружины.
Для компрессоров, у которых масса пружины значительна по сравне-
нию с массой клапанной пластины, расчет частоты свободных колебаний
необходимо вести по формуле
(127)
где X — статический прогиб пружины в см;
g — ускорение силы тяжести в см/сек2.
Начальная разность между давлением внутри цилиндра и давлением
в ресивере, при которой начинается движение нагнетательного клапана,
f 9
109
тогда уравнение движения клапана примет вид
^+/<2Х = Лдр(/).
а/2 т
(128)
открытия клапана будет при давлении РА
Фиг. 80. Установка всасывающего и нагнетатель-
ного клапанов в цилиндре компрессора.
По индикаторной диаграмме компрессора (фиг. 79) момент начала
больше давления в ресивере
Рк на величину Д Р
РА = РК + ^Р- (129)
Точка А индикаторной
диаграммы, найденная та-
ким образом, соответствует
началу движения нагнета-
тельного клапана.
Давление в момент нача-
ла движения всасывающего
клапана определяется по
формуле
= (130)
где PQ — давление перед
всасывающим клапаном (в
случае всасывания воздуха
из атмосферы при коротком
всасывающем трубопроводе
оно равно атмосферному да-
влению) ;
Д Р\ — начальная раз-
ность давлений между дав-
лением во всасывающей тру-
бе и давлением внутри цилиндра, при которой начинается движение вса-
сывающего клапана.
Величина разности давлений, при которой начинается движение кла-
пана, будет различной (за счет различного направления силы веса кла-
пана по отношению к его движению) у всасывающего и нагнетательного
клапанов. У нагнетательного клапана вес пластины и вес пружины на-
правлены вниз и препятствуют открытию клапана. У всасывающего кла-
пана вес клапана способствует его открытию (фиг. 80).
Величина Д/Л определяется по формуле
др = С—£_5
При этих условиях уравнение движения для всасывающего и нагне-
тательного клапанов будет одно и то же.
В уравнении (128) нам известны все величины за исключением функ-
ции Д^(/), которая по индикаторной диаграмме для нагнетательного
клапана выражается линией нагнетания AD (фиг. 79) и для всасываю-
щего клапана—линией всасывания ВС.
Линии AD и ВС на диаграмме, развернутой по углу поворота колен-
чатого вала, можно приближенно изменить отрезком синусоиды с ам-
плитудой, равной а кг/см2, и с периодом, соответствующим удвоенному
времени от момента начала подъема клапана до его посадки (фиг. 81):
ДР(0 = a sin q t, (131)
где q — частота действия возмущающей силы.
110
Если обозначим период действия возмущающей силы через т сек.,
число оборотов компрессора через п в минуту и через угол <р поворота
коленчатого вала компрессора, в течение которого клапан открыт, то по-
лучим
т=2— —.
360 п
Частота действия возмущающей силы
(132)
Фиг. 81. Замена линии индикаторной диаграммы на участке АД
синусоидой, развернутой по углу поворота вала компрессора.
Подставляя уравнение (131) в уравнение движения клапана, получим
— +№х= -1-asinqt. (133)
dt'2 т
Решение этого уравнения дает
х = cos Kt + С2 sin Kt Н--------— . — sin qt. (134)
К2—q2 in
Произвольные постоянные находим из условий отсутствия движения
dx
в начальный момент. При t = 0; х = 0 и — = 0.
н dt
Это дает Сх = 0 и С2 =----------— • —.
К K2—q2 т
Подставляя значение постоянных в уравнение (134), получим
х = — . —-— (sin qt-----— sin Kt\. (135)
in J\2—q2 \ К ) v
Последнее уравнение показывает, что:
1) чем больше площадь клапана f и чем меньше его масса, тем бы-
стрее клапан откроется;
2) увеличение числа оборотов компрессора вызывает увеличение ча-
стоты возмущающей силы q и уменьшение времени подъема клапана
до упора;
3) увеличение давления в нагнетательном ресивере вызывает умень-
шение времени действия возмущающей силы и увеличение ее частоты
как для нагнетательного, так и для всасывающего клапанов (следствием
этого является более быстрое открытие клапанов при увеличении давле-
ния нагнетания);
4) частота собственных колебаний клапанной пружины оказывает
большое влияние на подъем клапана (увеличение частоты собственных
111
колебаний вызывает ускоренный подъем клапана и тем самым благо-
приятно сказывается на увеличении времени сечения клапана и на умень-
шении его сопротивления);
5) движение открытия всасывающего клапана по сравнению с нагне-
тательным происходит более медленно за счет большого угла открытия
клапана ср и, следовательно, меньшей частоты возмущающей силы.
Уравнение (135) позволяет легко найти перемещение клапана, так
как все величины за исключением а могут быть определены из теорети-
ческой диаграммы компрессора. Величина а устанавливается из индика-
торной диаграммы, снятой с компрессора (фиг. 81). Если индикаторной
диаграммы компрессора нет, то вполне возможно положить а = 1 для
всасывающегося и нагнетательного клапанов. При этом результаты рас-
чета очень мало отличаются от действительного процесса.
Уравнение (135) позволяет построить кривую подъема клапана в за-
висимости от времени. Зная подъем клапана и время по уравнению (133),
находим ускорение клапана для любого положения при его подъеме.
Знание ускорения клапана позволяет по формуле (124) найти составля-
ющую сопротивления клапана от инерции его частей.
При движении воздуха в каналах клапана с определенной скоростью
возникают гидравлические потери А Р2, которые зависят от скорости про-
текания воздуха по каналам, формы клапана, соотношения площадей
поршня и седла клапана, потери с выходной скоростью и других причин.
На основании уравнения Бернулли эти гидравлические потери могут
быть найдены по формуле
ДР = ь —Е!— кг!см\ (136)
г 1 2g-10 ООО ‘ '
где т — удельный вес воздуха в кг/м3-,
W — скорость воздуха в седле клапана в м/сек;
£—коэффициент сопротивления клапана, приведенный к скорости
в седле клапана.
На основании экспериментальных исследований величина коэффици-
ента сопротивления клапана равна 5 для всасывающего и нагнетатель-
ного клапанов, так как конструкция их одинакова (фиг. 80).
Уравнение неразрывности для газа в цилиндре компрессора и в седле
клапана имеет вид
= (137)
где v — скорость поршня в м/сек-,
F — площадь поршня в см2-,
?! — удельный вес газа в седле клапана в кг/м3-,
Т2 — удельный вес газа в цилиндре в кг/м3.
Так как разница между давлением в цилиндре и давлением в седле
клапана невелика, то можно считать и уравнение неразрывно-
сти будет
Wf=vF. (138)
Скорость поршня
V = (i)/?/sina + -- Х sin 2a-\ (а), (139)
\ 2 1 — X2 sin2 а /
где (о — угловая скорость вращения коленчатого вала в 1/сек;
R — радиус кривошипа в м\
X— отношение длины кривошипа к длине шатуна;
a — текущий угол между кривошипом и верхней мертвой точкой.
112
Пользуясь уравнением (137) — (139) и имея в виду, что ^ = ^9
30
найдем
ДР=$------1----(—VW—Й2(а)- (14))
г 2g-10 000 \ / I \ 30 / т
Объединяя постоянные члены, получим
ДРг = ЛЛ,1«2<р2(а)) (141)
где
1 _2 / р \2
/<•> = ;--!----. — R2 —] .
2g. 10 000 302 \fj
При постоянном давлении нагнетания или всасывания гидравлическое
сопротивление клапана пропорционально квадрату числа оборотов колен-
чатого вала компрессора.
Полное сопротивление клапана ДР слагается из сопротивления пру-
жины, инерции частей и гидравлического сопротивления:
d2x
ДР = ДРпо + ДРт + ЛРг = ^^ + ^- + /С21/г2ф2(а) (142)
Это уравнение позволяет найти сопротивление всасывающего или на-
гнетательного клапанов.
Построим линию выхлопа для компрессора при 300 об/мин и давле-
нии нагнетания 3 ати. Площадь сечения седла клапана / = 11,3 см2, вес
движущихся частей 22,7 г, жесткость пружины 1 кг/см2.
Построение линии выхлопа индикаторной диаграммы производится
следующим образом (фиг. 82). В координатах Р — V проводится гори-
зонталь АВ, соответствующая давлению сжатого воздуха в ресивере.
Точка В соответствует положению поршня в в. м. т., а точка А опреде-
ляется пересечением политропы сжатия с линией АВ. Открытие клапана
происходит в точке С при давлении, превышающем давление в ресивере
на величину потери давления на сжатие пружины ЬРпр. При открытии
клапана потеря на сжатие пружины увеличивается, достигая максимума
при полном открытии клапана. Это увеличение определяется пружинами
клапана.
Сопротивление клапана Д Рпр представлено на фиг. 82 в виде эпюры,
мало отличающейся от прямоугольника. В дальнейшем при построении
сопротивления клапана эпюра сопротивления от затяжки пружины при-
нята для упрощения за прямоугольник.
Инерционное сопротивление ДРт можно найти с помощью уравнения
движения клапана за период от начала движения клапана в точке С до
момента соприкосновения пластинок клапана с упором. Эпюра инерцион-
ного сопротивления для малого кольца нагнетательного клапана пред-
ставлена на фиг. 82 над эпюрой сопротивления клапана от силы пружи-
ны. Точка максимального давления в цилиндре отстоит от точки С на
расстоянии, определяемом временем подъема пластины клапана до упо-
ра. Время подъема клапана до упора определяется по формуле (135),
если вместо х подставить значение максимального подъема клапана в
период открытия клапана и <р определить по теоретической индикаторной
диаграмме. При п = 300 об/мин и Рк — 3 ати это время составляет со-
гласно расчетам, подтвержденным и экспериментально, 0,0036 сек., а рас-
стояние от точки С в градусах поворота коленчатого вала определяется
следующим образом. При числе оборотов компрессора п в минуту ко-
11>
ленчатый вал описывает 360 п градусов. За время t сек. коленчатый вал
повернется на
а = 360 п = Gnt град.
Это дает для нашего случая
а = 6 • 300 • 0,0036 = 6,5°.
Заштрихованная часть эпюры сопротивления клапана от силы инер-
ции движущихся частей соответствует перемещению поршня при повороте
Фиг. 82. Построение линии выхлопа с
учетом гидравлических потерь Д Рг, по-
терь на преодолевание усилия пружины
Д Рпр и потерь Д Рт, связанных с уско-
рением клапана.
коленчатого вала компрессора на
6,5°. Достигнув упора, пластина
клапана ударяется в него и ускоре-
ние пластины падает до нуля.
В эпюре &Рт вторую ветвь можно
приближенно считать симметричной
первой части. В дальнейшем клапан
под действием пружины несколько
опускается. При этом проходное се-
чение клапана уменьшается и дав-
ление в цилиндре снова возрастает,
заставляя клапан подняться вверх.
Этот процесс за время открытия
клапана совершается несколько раз
и завершается посадкой клапана на
седло около в. м. т.
На фиг. 83 представлена инди-
каторная диаграмма компрессора,
снятия при /г = 300 об/мин и Рк =
= 3 ати. Линия выхлопа носит вол-
нообразный характер с пятью повы-
шениями давления.
Однако повышение давления
после максимального значительно
меньше, что объясняется тем, что ко-
лебание клапана и связанные с ним
ускорения значительно меньше, чем при открытии клапана. На основа-
нии этого можно при приближенном построении индикаторной диаграм-
мы пренебречь последующими колебаниями клапана. Это обстоятельство
Фиг. 83. Индикаторная диаграмма компрессора, развернутая на углу
поворота коленчатого вала.
позволяет сильно упростить построение индикаторной диаграммы ком-
прессора, так как инерционное сопротивление клапана подсчитывается
только для первоначального подъема.
114
Гидравлические потери в клапане определяются по формуле (140), в
которую входит функция ф(а). Значения этой функции для различных
углов поворота коленчатого вала приводится в литературе по двигателям
внутреннего сгорания.
На фиг. 82 вверху представлена эпюра гидравлических сопротивлений
клапана при п = 300 об/мин и Рк = 3 ати. Сумма эпюр гидравлического
сопротивления, сопротивления от сил инерции движущихся частей и со-
противления от затяжки пружины дает общее сопротивление клапана.
После сложения отдельных эпюр соединяют отдельные участки плавными
линиями аналогично тому, как это делается при построении индикаторной
Фиг. 85. Индикаторная диаграмма, снятая
с компрессора при п = 450 об/мин и
Р2/Л = 4.
Среднее индикаторное давление всей диаграммы Р. =
= 1,715 кг!см2. Среднее индикаторное давление потерь
в нагнетательном клапане Р-н = 0,131 кг'см2, во вса-
сывающем клапане Р.в - 0,151 кг!,см2.
Фиг. 84. Индикаторная диаграмма,
построенная теоретическим путем для
п = 450 об/мин и P^/Pi = 4.
Среднее индикаторное давление всей диаграммы
р. — 1,715 кг;см2. Среднее индикаторное давление
потерь в нагнетательном клапане Р^ = 0,110 кг см2.
Среднее индикаторное давление потерь во всасыва-
ющем клапане Р. - 0,157 кг, см2.
диаграммы двигателя внутреннего сгорания. На фиг. 82 показано по-
строение сопротивления нагнетательного клапана в координатах Р — V.
Изложенный метод построения сопротивления клапана позволяет по-
строить индикаторную диаграмму компрессора теоретическим путем. По-
строение в Р—V координатах осуществляется следующим образом. Линия
сжатия строится от точки, лежащей ниже атмосферной линии или линии
давления во всасывающем трубопроводе на величину сопротивления пру-
жины Д Рпр и соответствующей положению поршня в нижней мертвой
точке. Построение линии расширения ведется от в. м. т. Далее описанным
выше способом строятся линии сопротивления всасывающего и нагнета-
тельного клапанов. На фиг. 84 представлена индикаторная диаграмма
компрессора, построенная теоретическим путем для 450 об/мин при дав-
лении сжатого воздуха в ресивере Рк = 3 ати.
При построении диаграммы было принято: показатель политропы
сжатия П\ = 1,4, а показатель политропы расширения п2 = 1,1. На
фиг. 85 для сравнения с теоретической диаграммой представлена инди-
каторная диаграмма, снятая с компрессора электропневматическим ин-
дикатором Тепловозной лаборатории МВТУ при тех же оборотах и пере-
строенная в координаты Р — V.
Теоретические индикаторные диаграммы строились для разных чисел
оборотов компрессора. Во всех случаях расхождение между теорети-
ческой и реальной диаграммами было очень незначительное.
При работе компрессора с 450 об/мин и давлении в нагнетательном
ресивере 3 ати среднее индикаторное давление клапанных потерь при
всасывании было равно по индикаторной диаграмме, снятой с компрес-
сора, Pis = 0,151 кг/см2 (фиг. 85), а по индикаторной диаграмме, по-
115
строенной теоретическим путем для тех же условий, Pie= 0,157 кг/слс2
(фиг. 84). Для нагнетания индикаторное давление клапанных потерь
было равно в реальном компрессоре PiH = 0,131 кг!см2 (фиг. 85), а по
теоретически построенной диаграмме Р1Н = 0,110 кг!см2 (фиг. 84). Боль-
шее расхождение для случая нагнетания объясняется тем, что на процесс
нагнетания оказывало влияние колебание давления в нагнетательном
ресивере, в то время как всасывание воздуха в компрессор происходило
через очень короткий трубопровод, в котором колебание давления отсут-
ствовало.
Разработанная методика построения индикаторной диаграммы ком-
прессора с учетом конструктивных особенностей клапана позволяет по-
строить индикаторную диаграмму теоретическим путем, мало отличаю-
щуюся от действительной.
мощность компрессоров
Индикаторные диаграммы относятся к рабочему объему цилиндра
компрессора, использование которого для засасываемого количества воз-
духа определяется коэффициентом подачи. Поэтому при определении тео-
ретической работы компрессора по уравнениям (116) — (121) необходимо
учитывать только полезный объем засасываемого воздуха или газа
Vh = /к FSn м31мин, (143)
где i = 1 для компрессора простого действия и i = 2 для компрессора
двойного действия;
F — площадь поршня компрессора в м2\
S — ход поршня в м\
п — число об/мин вала компрессора.
Из последнего уравнения можно найти рабочий объем цилиндра, если
указана производительность компрессора в минуту.
Если работа сжатия выражена в кгм, то на G кг сжимаемого возду-
ха в 1 минуту затрачивается мощность при сжатии по адиабате
Nad = Л. С. ад 60-75 (144)
или при сжатии по изотерме
V =°^л.С. 03 60-75 (145)
Если работа адиабате сжатия выражена в ккал, то мощность при сжатии по
yv GALad*427 — " ~ л. С. ав 60-75 (146)
При сжатии по изотерме
ДГ — 6Д£Ц3.427 60-75 • (147)
Индикаторная работа больше теоретической работы за счет потерь
при всасывании и выхлопе сжатого газа.
В компрессорах, хорошо охлаждаемых водой, линия сжатия проте-
кает между адиабатой и изотермой, т. е. получается выигрыш в работе
компрессора по сравнению с адиабатическим сжатием.
В тихоходных компрессорах (п = 80 н- 100 об/мин) опыт показывает,
что сумма потерь при всасывании и выхлопе газа приблизительно равна
выигранной работе, т. е. индикаторная работа в этом случае равна адиа-
батической, считая последнюю от начального состояния воздуха или газа
в цилиндре в момент начала сжатия.
116
В общем случае теоретичен торной. Отношение теоретической ] торным к. п. д. компрессора: ская работа сжатия всегда меньше индика- работы к индикаторной называется индика-
-=т;=х <148)
“*1 049)
Отношение индикаторной ] от двигателя называется мех< заботы к подведенной к компрессору работе шическим к. п. д. компрессора:
V -J± = "l (150) т LK NK'
где LK\ NK—работа и мощность, затрачиваемая на вращение вала ком-
прессора.
В компрессорах, сжатый воздух которых используется в тепловых про-
цессах, критерием работы компрессора является адиабатический к. п. д.
= = H = <151)
LK NK
В компрессорах, теплота воздуха которых не используется в дальней-
шем, критерием их совершенства служит изотермический к. п. д.:
’1«з = ’)/из’1л. = 723 = ^-. (152)
Пример. Компрессор всасывает в 1 мин. 100 лс3 водорода при 20°С и
сжимает его до 8 кг/см2. Впоследствии этот же компрессор переведен для
засасывания воздуха. Определить величину потребной мощности при
адиабатическом сжатии.
Расчет, приведенный ниже, ведем с помощью диаграммы Т — S для
двухатомных газов (см. приложение).
24,47 Начальный удельный объем v = м'/кг • • 288 100 Вес поданного газа G = — кг V Водород Воздух
12,45 0,86
8,02 116,5
Температура сжатия ГС 264 264
Показатель адиабаты сжатия k 1,412 1,412
Работа сжатия 1 моля p-ALad = р£р —P-Cp/i 1667,0 1667,0
Работа сжатия на 1 кг ALa$ ккал 833,5 57,6
A LadG. 427 638,0 638,0
Затраченная мощность Nad— л. с.
ПОСТРОЕНИЕ ХАРАКТЕРИСТИКИ РАБОТЫ КОМПРЕССОРА
ПРИ ПЕРЕМЕННОМ ЧИСЛЕ ОБОРОТОВ
Имея данные по испытанию компрессора при разных условиях, можно
судить о его работе при различных режимах.
О работе компрессора при переменном режиме позволяет судить его
характеристика. По характеристике компрессора изменение его основных
параметров зависит от числа оборотов.
Построение таких характеристик разработано проф. А. Н. Шелестом.
Для построения характеристики компрессора необходимо знать диа-
метр и ход поршня компрессора, число оборотов коленчатого вала при
номинальном режиме, давление конца сжатия и размеры клапанов.
117
Построим характеристику компрессора при постоянном давлении наг
нетания 3 ати, и переменном числе оборотов. Для построения характери-
стики необходимо задаться механическим к. п. д. компрессора на номи-
нальном режиме.
Примем = 0,8, что соответствует механическому к. п. д. быстроход-
ных компрессоров.
Работа сжатия в быстроходном компрессоре с водяным охлаждением
близка к адиабатической работе сжатия, которая определяется по фор-
муле (116).
Для Р2 = 4 ата, Рг = 1 ата, k = 1,4 и Т, = 288°К
^гА29-27'288
1,4—1
1,4-1
= 14 360 кгм/кг ~ 33,7 ккал/кг.
Такое количество работы необходимо затратить для сжатия 1 кг воз-
духа при номинальном числе оборотов. Производительность компрессора
пропорциональна числу оборотов. Поэтому при числе оборотов вала ком-
прессора п, отличающемся от номинального числа оборотов пн, подача
компрессора будет
G = — GH кг/мин. (153)
пн
Эта зависимость хорошо подтверждается экспериментальными дан-
ными. Изменение производительности компрессора в зависимости от
числа оборотов показано на фиг. 86. Подача воздуха увеличивается при-
мерно пропорционально числу оборотов. Отклонение от прямолинейной
зависимости при больших оборотах объясняется увеличением вредных
сопротивлений.
Так как производительность компрессора на номинальном режиме
составляет 1 кг/мин, работа адиабатического сжатия при любом числе
оборотов будет
*-1
кгм.
(154)
Эффективная мощность компрессора затрачивается на сжатие возду-
ха, на преодоление механических сопротивлений и потерь в клапанах.
Разделение потерь в компрессоре на механические и гидравлические
дает возможность построить характеристику компрессора при различ-
ных условиях.
При рассмотрении механических потерь в двигателе внутреннего сго-
рания было установлено, что с увеличением нагрузки на подшипники
уменьшалась величина коэффициента трения. При этом мощность тре-
ния изменяется прямо пропорционально числу оборотов двигателя. Ана-
логичное положение имеет место и при работе поршневых компрессоров.
На фиг. 87 представлено изменение индикаторной и эффективной мощ-
ностей и механического к. п. д. по опытам тепловозной лаборатории
МВТУ в зависимости от числа оборотов вала компрессора для сжатия
воздуха до 3 ати. С увеличением числа оборотов механический к. п. д.
падает с 86% при 250 об/мин до 80% при 450 об/мин. В силу незначи-
тельного изменения механического к. п. д. регулирование подачи компрес-
сора уменьшением числа оборотов является наиболее выгодным по срав-
нению с другими методами регулирования.
Механические потери компрессора определяются по разности между
эффективной и индикаторной мощностями компрессора. Они состоят из
потерь на трение поршней о стенки цилиндров, на трение в подшипниках
коленчатого вала и шатунов, на вентиляцию и на разбрызгивание масла.
118
Увеличение мощности вредных сопротивлений с возрастанием числа
оборотов вала компрессора несколько отличается от линейной зависимо-
сти за счет вентиляционных сопротивлений.
Вентиляционные потери возникают от воздействия на воздушную сре-
ду поршней, шатунов, кривошипов и маховика. К этим сопротивлениям
относится и сопротивление от
разбрызгивания масла для смаз-
ки трущихся деталей компрессо-
ра. При испытании компрессоров
все эти потери замеряются сов-
местно с механическими потеря-
ми, поэтому рассмотрение венти-
ляционных и механических со-
противлений ведется в дальней-
шем вместе.
Фиг. 87. Эффективная мощность
Ne, индикаторная мощность
мощность механических потерь NM
и механический к. п. д. компрес-
сора при разных числах оборотов
коленчатого вала.
Фиг. 86. Изменение производи-
тельности компрессора в зави-
симости от числа оборотов.
Мощность, идущая на вентиляционные потери (при вращении дис-
ка), определяется по формуле
= (155)
где и — окружная скорость детали в м!сек;
у — удельный вес среды, в которой вращается деталь в яг/ж3;
D — диаметр диска в м;
р — коэффициент сопротивления.
Величина потерь на разбрызгивание масла может быть найдена по
аналогичной формуле. Таким образом, мощность чисто механических по-
терь пропорциональна первой степени числа оборотов, а мощность вен-
тиляционных потерь пропорциональна числу оборотов в третьей степени.
Для компрессоров со смазкой разбрызгиванием можно приближенно при-
нять полное изменение механических потерь пропорциональным квадрату
числа оборотов вала компрессора и определять мощность механических
потерь при любом числе оборотов
NM = NMH(—X Л.С., (156)
\ пн /
где NMH — мощность, затрачиваемая на механические потери при номи-
нальном режиме.
Для построения характеристики компрессора, необходимо построить
индикаторную диаграмму компрессора и найти величину потерь в клапа-
119
нах. Для п = 450 об/мин и Р2 = 3 ати индикаторная диаграмма построе-
на на фиг. 84. Потери в клапанах составляют
+ PiB = 0,27 K2jcM*t
или 15,6% индикаторной мощности компрессора. При = 0,80 потери
в клапанах
15,6-0,80= 12,5%
эффективной мощности компрессора на номинальном режиме.
Мощность от потерь в клапанах для всего компрессора
N = FnS(P iH+PiB)z
кл 75-60 ’ v 7
где F — площадь поршня в см2;
п — число оборотов вала компрессора <в минуту;
S — ход поршня в м;
z — число цилиндров одноступенчатого компрессора простого дейст-
вия.
Для построения кривых мощности потерь в клапанах при разных чис-
лах оборотов надо построить еще несколько индикаторных диаграмм.
Однако для обеспечения построения характеристики компрессора можно
построить диаграмму компрессора только для номинального режима, а
потери в клапанах для разных чисел оборотов определять по эмпириче-
ской формуле
/ п \2
Ф = Н- , (158)
\ пн /
где — потери в клапанах на номинальном режиме в процентах от
эффективной мощности компрессора.
На фиг. 88 показано построение характеристики компрессора при пе-
ременном числе оборотов. По оси абсцисс откладывается отношение чис-
ла оборотов вала компрессора к числу оборотов на номинальном режиме
По оси ординат откладывается мощность и к. п. д. в процентах. За
100% принята мощность, подводимая к компрессору, на номинальном
режиме для сжатия 1 кг воздуха. Далее откладывается величина мощно-
сти механических потерь на номинальном режиме в процентах; получаем
отрезок АВ = 20%. Мощность механических потерь при других числах
оборотов определяется по формуле (156).
Все подсчеты приведены в табл. 14. По точкам строится линия О В
изменения мощности трения для любых чисел оборотов.
Таблица 14
Данные для построения характеристики компрессора при переменном числе оборотов
Показатели „ п Величины пн
1 0,8 0,6 0,4 0,2
NM в % от NeH 20,0 12,5 7,0 3,1 о,3
NKjt в % от NeH 12,5 8,3 4,6 2,1 0,5
Nad в % от NeH 67,0 53,6 40,2 26,7 13,4
Ne в % от NeH 100,0 74,4 51,8 31,9 14,7
г1м 80,0 83,4 86,9 89,0 90,0
Ъ 67,0 72,6 77,2 81,8 87,0
120
Дальше от точки В вверх откладывается величина мощности гидрав-
лических или клапанных потерь в процентах от общей мощности (отре-
зок ВС). Выше было найдено, что эти потери составляют 12,5% эффек-
тивной мощности. Для нахождения потерь в клапанах при других числах
оборотов пользуются формулой
кривую ОС. Отрезок CD выра-
жает теоретическую -индика-
торную работу сжатия 1 кг
воздуха при номинальном ре-
жиме в процентах эффектив-
ной мощности. Значения теоре-
тической индикаторной мощ-
ности для других чисел оборо-
тов будут изменяться пропор-
ционально оборотам. При
п=0 полезная работа равна
нулю. Величину теоретической
индикаторной мощности откла-
дывают на соответствующих
ординатах от кривой потерь в
клапанах. Получаем кривую
0D, выражающую зависимость
эффективной мощности от
числа оборотов в процен-
тах номинального значе-
(158) и по полученным данным строят
Фиг. 88. Характеристика поршневого компрес-
сора при переменном числе оборотов и посто-
янном давлении конца сжатия 4 ата.
НИЯ.
Чтобы найти механический к. п. д. компрессора, делим отрезок меж-
ду линиями OD и ОВ на величину отрезка между OD и осью абсцисс
при соответствующем числе оборотов. Найденные таким образом значе-
ния механического к. п. д. представлены в табл. 14. По данным табл. 14
(фиг. 88) построена кривая т]л,. Механический к. п. д. компрессора воз-
растает с уменьшением числа оборотов.
Величина коэффициента характеризует механические и вентиля-
ционные потери. Для оценки работы компрессора служит эффективный
к. п. д. уе, представляющий отношение теоретической мощности ком-
прессора к мощности на валу действительного компрессора. Теорети-
ческая мощность компрессора равна разности между индикаторной мощ-
ностью компрессора и мощностью клапанных потерь. Следовательно,
эффективный к. п. д. компрессора
'Пе =
Ne
(159)
который также увеличивается с уменьшением числа оборотов вала ком-
прессора.
Для сравнения правильности теоретического построения характери-
стики компрессора с данными опыта на фиг. 88 нанесены точками резуль-
таты экспериментального исследования (табл. 15).
Сравнение теоретических кривых с экспериментальными точками по-
казывает хорошее совпадение расчета с опытом.
Таким образом, получаем основные параметры компрессора, вполне
характеризующие его работу при переменном числе оборотов.
При рассмотренном методе построения характеристика компрессора
при переменном числе оборотов имеет безразмерный характер, поэтому
характеристика, построенная для одного компрессора, подходит ко всем
подобным ему компрессорам с одинаковыми механическими и клапанны-
ми потерями.
121
Таблица 15
Экспериментальные данные для построения характеристики компрессора
при переменном числе оборотов
Показатели Число оборотов в минуту
451,1 01,7 352,7 301,5 252,4
п "н 1,000 0,891 0,782 0,668 0,560
Ne в л. с. 65,3 56,3 47,5 38,8 31,6
N, „ % 100,0 86,2 72,8 59,4 48,5
Ni в л. с. 52,6 46,7 40,3 33,7 27,1
Чм в % 80,5 82,9 84,9 86,0 86,0
NM в л. с. 12,7 9,6 7,2 5,1 4,5
19,5 14,4 11,0 7,8 1 6,9 1
NKJI в л. с. 8,5 7,2 5,8 4J 1 I з,о
НКЛ в % 13,0 и,о 8,9 6,3
Ъ В %. 67,5 70,2 72,6 76,2 76,0
ПОСТРОЕНИЕ ХАРАКТЕРИСТИКИ РАБОТЫ КОМПРЕССОРА
ПРИ ПОСТОЯННОМ ЧИСЛЕ ОБОРОТОВ И ПЕРЕМЕННОМ ДАВЛЕНИИ
ВО ВСАСЫВАЮЩЕМ ТРУБОПРОВОДЕ
Изменение давления во всасывающем трубопроводе путем дроссели-
рования является одним из методов регулирования производительности
компрессора. На фиг. 89 показана зависимость производительности порш-
Фиг. 89. Изменение производитель-
ности компрессора.
Фиг. 90. Изменение средних значе-
ний показателей политроп сжатия
пг и расширения п2 в зависимости
от разрежения во всасывающем
трубопроводе.
невого компрессора от разрежения во всасывающем коллекторе при по-
стоянном числе оборотов вала компрессора (450 об/мин) и давлении в
нагнетательном ресивере 3 ати.
На фиг. 90 показано изменение средних значений показателей полит-
роп сжатия Hi и расширения п2. С увеличением разрежения показатель
122
политропы сжатия уменьшается пропорционально разрежению. Это
уменьшение показателя политропы сжатия объясняется следующими
причинами. При сжатии воздуха в цилиндре компрессора происходит
утечка воздуха через компрессионные кольца поршня. Величина этой утеч-
ки зависит от числа оборотов вала компрессора, величин зазора, числа
колец и перепада давления воздуха в цилиндре и картере компрессора.
При изменении давления во всасывающем трубопроводе число оборотов
вала компрессора, величина зазора и число колец не изменялось.
Фиг. 91. Эффективная мощность
Ne, индикаторная мощность Nb
мощность механических потерь
и механический к. п. д. ком-
прессора при разных расходах
компрессора и постоянном числе
оборотов вала компрессора
(450 об/мин).
Перепад давления воздуха в кар-
тере и цилиндре мало изменяется при
дросселировании воздуха во всасы-
вающем трубопроводе. Вследствие
этого можно считать утечки воздуха
из цилиндра в период сжатия постоян-
ными, не зависящими от разрежения
во всасывающем коллекторе. Так как
с увеличением дросселирования в щь
линдре сжимается меньшее количество
воздуха, а утечки остаются постоян-
Фиг. 92. Индикаторная диаграмма опре-
деления объемного коэффициента при
дросселировании воздуха во всасываю-
щем коллекторе.
ними, то показатель политропы сжатия с увеличением разрежения во
всасывающем трубопроводе будет уменьшаться. С другой стороны, при
увеличении разрежения увеличивается теплоотвод от весовой единицы
сжимаемого воздуха, так как поверхность охлаждения остается той же,
а количество воздуха внутри цилиндра уменьшается. Вследствие этого
уменьшается конечная температура сжатия и показатель политропы.
Неизменность показателя политропы расширения п2 объясняется тем,
что при постоянном давлении нагнетания во вредном пространстве при
любом дросселировании остается всегда одно и то же весовое количество
воздуха и теплоотдача охлаждающей воде практически не изменяется.
На фиг. 91 представлено изменение индикаторной и эффективной
мощностей компрессора и механического к. п. д. в зависимости от про-
изводительности компрессора G кг/час. Механический к. п. д. компрес-
сора с уменьшением производительности падает сначала медленно, а за-
тем быстро.
Это объясняется тем, что механические потери в компрессоре при
сменьшепии подачи не уменьшаются, что следует из экспериментальных
данных (фиг. 91).
Полученные точки дают возможность сделать вывод о независимости
механических потерь в компрессоре от дросселирования.
123
Изменение производительности компрессора в зависимости от разре-
жения во всасывающем коллекторе показано на фиг. 89. Расход воздуха
уменьшается пропорционально увеличению разрежения во всасывающем
трубопроводе. Экспериментальные точки хорошо укладываются на пря-
мой линии.
Построим характеристику компрессора при постоянном давлении наг-
нетания Р2 = 3 ати и переменном давлении всасывания. Для построения
задаемся рядом значений разрежений Ра во всасывающем трубопроводе
(табл. 16). Для этих значений разрежения определяем объемный коэф-
фициент
к0 = 1 — е
(160)
где Р2 — давление сжатого воздуха в ресивере в кг/см2\
п2— показатель политропы расширения; для всех случаев дроссели-
рования он одинаков (п2 = 1,1).
Объемный коэффициент учитывает изменение наполнения цилиндра
за счет расширения сжатого воздуха из мертвого пространства. С увели-
чением разрежения линия расширения пересекает линию давления перед
всасывающим клапаном все позже, и объемный коэффициент уменьшает-
ся (фиг. 92). С другой стороны, точка А начала сжатия лежит при
дросселировании значительно ниже атмосферной линии, что также сни-
жает количество воздуха, попадающего в цилиндр компрессора. Потеря
при дросселировании может быть определена по индикаторной диаграм-
ме (фиг. 92) и оценивается коэффициентом дросселирования
5! ~ Л
Величины коэффициентов Хо и Ъдр для заданных разрежений даны
в табл. 16.
Таблица 16
Данные для построения характеристики компрессора при дросселировании
на всасывающем трубопроводе
(161)
Показатели Труба без шайбы Труба с шайбами диаметром в мм
40 1 34 1 28 2Э
Ра в кг/см2 1,000 0,793 0,702 0,565 0,390
0,912 0,847 0,830 0,792 0,710
^др 1,000 0,793 0,702 0,565 0,390
К 0,912 0,672 0,582 0,447 0,277
G в кг 1,000 0,736 0,638 0,490 0,304
Л 4,00 5,05 5,70 7,08 10,27
Ра
ALa$ в ккал/кг 34,9 42,1 46,2 53,7 67,7
AL=GALa$ в ккал 34,9 31,0 29,5 26,3 20,6
\кг
AL в ккал/кг др 0,0 4,9 7,6 12,7 22,1
ALdp в ккал 0,0 3,6 4,8 6,2 6,7
GALa$ в % Аен 67,5 60,3 57,3 51,1 40,0
GALdp в % NeH 0,0 7,0 9,3 12,0 13,0
80,0 77,8 76,5 74,4 68,8
67,5 57,8 53,8 J 47,4 42,4
124
Произведение объемного коэффициента А о на коэффициент дроссе-
лирования ^др является коэффициентом подачи компрессора X. Без учета
подогрева и утечки воздуха через неплотности коэффициент
Ь = (162)
При построении характеристики компрессора пренебрегаем коэффи-
циентом подогрева и утечками через неплотности, так как это упрощает
расчет, и величины этих коэффициентов близки к единице.
Примем, что на номинальном режиме компрессор сжимает 1 кг воз-
духа при коэффициенте подачи = 0,912. Тогда при других разреже-
ниях во всасывающем трубопроводе подача компрессора
G = GH — кг.
н К
Например, при давлении Ра = 0,793 кг/см2 подача компрессора будет
составлять G=1 °>672- = 0,736 кг (табл. 16).
0,912
Работа, которую необходимо затратить для адиабатического сжатия
1 кг воздуха с давлением Ра до давления сжатого воздуха в ресивере,
k
k — 1
fe-1
ALad =
л/?г0
ккал! кг.
(163)
За начальную температуру сжатия примем среднюю температуру в
помещении за период опытов То = 273+25 = 298°К. При этом адиабати-
ческая работа сжатия 1 кг воздуха будет иметь значения, представлен-
ные для разных отношений давления Р2/Ра в табл. 16.
Практически 1 кг воздуха будет сжиматься при работе компрессора
без дросселирования. При работе с дросселированием будет сжиматься
меньшее количество воздуха и, следовательно, затрачиваться меньшее
количество работы, определяемой
AL = GALad ккал. (164)
Например, для Ра = 0,793 кг/см2 получим
AL = 0,736-42,1 = 31,0 ккал.
Величина работы, затрачиваемой на сжатие воздуха от разрежения
до атмосферного давления, представляет затрату энергии при дроссели-
ровании воздуха. Для 1 кг воздуха эта работа

ккал)кг,
(165)
где Pi — давление окружающего воздуха.
Значение действительной работы, затрачиваемой на дросселирование,
ALdp = GAL'dP ккал- (166)
Например, при давлении Рд = 0,793 кг/см2 и То = 298°К затрата
энергии при дросселировании 1 кг воздуха
AL' =
др
1,4
1,4—1
-29,27-298
427 ’
= 4,9 ккал[кг.
Подача воздуха компрессором при этих условиях составляла 0,736 кг,
и действительная затрата энергии при дросселировании будет
АЬдр = 0,736-4,9 = 3,6 ккал.
125
Для построения характеристики компрессора примем значение меха-
нического к. п. д. на номинальном режиме 80%, тогда 20% представляют
механические потери, величина которых не зависит от дросселирования.
На фиг. 93 по оси абсцисс отложено отношение производительностей
G/Gн, а по оси ординат значение ALMf АЬКЛ и ALdp в процентах от мощ-
ности NeH, Так как механические потери постоянны и составляют на всех
режимах 20% мощности на номинальном режиме, то на характеристике
сора при дросселировании воздуха во
всасывающем трубопроводе.
они изобразятся прямой, ‘Па-
раллельной оси абсцисс и от-
стоящей от нее па расстоянии,
соответствующем 20% работы.
Далее откладывают потери в
клапанах АЬКЛ, которые на
номинальном режиме состав-
ляют 12,5% мощности (по ин-
дикаторной диаграмме, пока-
занной на фиг. 84) и получают
точку С.
Потери в клапанах можно
считать пропорциональными
количеству воздуха, протекаю-
щего через них. Поэтому на
характеристике соединяют точ-
ку С с точкой Е и получают
изменение клапанных потерь в
зависимости от отношения
п р ОИЗ.ВОДител ьностей ком п р ее -
сора.
На номинальном режиме 20% мощности или работы (так как комп-
рессор при дросселировании работал с постоянным числом оборотов)
тратится на механические потери и 12,5% — на потери в клапанах. Тео-
ретическая индикаторная мощность на номинальном режиме будет со-
ставлять 100—20—12,5 = 67,5% мощности, подводимой к валу компрес-
сора. Согласно табл. 16, на сжатие 1 кг воздуха с 1 по 4 кг/см2 затрачи-
вается работа AL* = 34,9 ккал/кг.
При других значениях давления сжатия мощность, затрачиваемая на
сжатие воздуха, в процентах номинальной мощности
ОД£ад = 67,5^%.
Так, мощность, затрачиваемая на сжатие воздуха при дросселирова-
нии при Ра = 0,793 кг/см2 в процентах от мощности, подводимой к ком-
прессору при работе без дросселирования,
GALad = 67,5- — = 60,3 %.
а0 34,9
При других значениях давления начала сжатия мощность, затрачи-
ваемая на сжатие воздуха, в процентах от номинальной мощности будет
характеризоваться данными, приведенными в табл. 16. Величину работы
сжатия в процентах откладываем на фиг. 93 от линии СЕ. В результате
получаем линию ЕД, характеризующую изменение эффективной мощно-
сти Ne компрессора в зависимости от отношения производительностей
G/G«.
Работа сжатия полезно расходуется на номинальном режиме. При
дросселировании воздуха во всасывающем коллекторе часть работы сжа-
126
тия тратится на сжатие воздуха до атмосферного давления. Дополнитель-
ная работа, создаваемая дросселированием, в процентах от номинальной
мощности
GALdp = 67,5%.
Так, для дросселирования при Рд = 0,793 кг/см?
GALd= 67,5- -^- = 7,0%.
др 34,9
Для других значений разрежения потери мощности на дросселирова-
ние в процентах от номинальной мощности даны в табл. 16, а на характе-
ристике (фиг. 93) они откладываются от прямой линии ЕС. Получаем ли-
нию ЕНС, характеризующую потери на дросселирование. Отрезки между
линиями эффективной мощности N е и ЕНС представляют полезную ра-
боту сжатия воздуха.
Для нахождения механического к. п. д. компрессора отрезок между
линиями EFD и ЕВ делится на величину отрезка между линией EFD и
осью абсцисс при соответствующем отношении G/G^. Механический
к. п. д. падает с уменьшением производительности компрессора.
Для нахождения эффективного к. п. д. rie компрессора отрезок меж-
ду линиями EFD и ЕНС делится на отрезок между линией EFD и осью
абсцисс.
Для сравнения теоретической характеристики компрессора при работе
с дросселированием с экспериментальной (фиг. 93) нанесены точки, соот-
ветствующие результатам проведенных опытов (табл. 17).
Таблица 17
Экспериментальные данные для построения характеристики
компрессора при дросселировании
Показатели Труба без шайбы Труба с шайбами диаметром в мм
40 j 34 I ’• 20
Ра в кг/см2 1,000 0,795 0,702 0,565 0,390
G/GH 1,0 0,798 0,660 0,508 0,301
N; В Л. С. 52,3 48,3 46,0 41,8 28,9
Ne в л. с. 65,3 61,7 57,9 53,7 40,5
Ум В % 80,0 78,3 79,5 77,8 71,3
7ГВ% 100,0 94,5 88,7 82,2 62,1
NM в л. с. 13,0 13,4 11,9 11,9 11,6
7ГВ % 20,0 20,5 18,2 18,2 17,7
кКЛ+ндр ,, В '» Neu 12,5 17,5 21,3 22,4 18,4
В % 67,6 60,1 55,7 50,9 42,1
Сравнение теоретических кривых с экспериментальными точками по-
казывает хорошее согласование расчета с экспериментом.
127
Полученная характеристика (фиг. 93) полностью характеризует рабо-
ту компрессора при дросселировании воздуха во всасывающем трубопро-
воде.
Сопоставляя характеристику работы поршневого компрессора при раз-
личных числах оборотов (фиг. 88) с характеристикой при дросселирова-
нии воздуха во всасывающем трубопроводе (фиг. 93), можно сделать
важный вывод: регулирование производительности компрессора измене-
нием числа оборотов его вала является более экономичным методом, чем
регулирование производительности дросселированием воздуха во всасы-
вающем трубопроводе компрессора [31].
ГЛАВА VII
ОХЛАЖДАЮЩЕЕ УСТРОЙСТВО НА ТЕПЛОВОЗАХ
ПЕРЕДАЧА ТЕПЛА ОТ ДВИГАТЕЛЯ К ВОДЕ
При конструировании устройства для охлаждения двигателей возни-
кает вопрос, какое количество теплоты необходимо отвести от двигателя
для обеспечения его надежной работы.
Количество теплоты, переданное воде через стенки цилиндра, опреде-
ляется по формуле.
= AQi + Д(?2 + (167)
где AQx —тепло, переданное лучеиспусканием;
Д<?! = 0,362 [ftV — (168)
1 [\100/ Ц00/ J ' ’
Дф2 —тепло, переданное соприкосновением;
з _____
Д(?2 = 0,99 У Р} Тг (Тг - Тс) F±c, (169)
AQ8 —тепло, переданное соприкосновением за счет завихривания;
з_________________________________
ДСз = 0,99/Р* тг (Тг - Тс) 1,24 vcp Ат, (170)
где Тг — температура газа в °К в рассматриваемый момент;
Тс — температура стенки в °К;
Рг — давление газов в рассматриваемый момент в кг/см2}
vcP — средняя скорость поршня в м!сек\
А т — время в часах;
F — поверхность, омываемая газами в рассматриваемый момент.
В в.м.т. поверхность выражается
Л = + <171>
\ 4 е — 1 /
где S — ход поршня в м.
При повороте кривошипа вала на угол <р°
F2 = — + itd—— + ЫД5. (172)
4 t — 1
Величина AS для любого момента находится из графика (фиг. 94).
Для построения графика пользуются индикаторной диаграммой двигателя
внутреннего сгорания, отнесенной к координатам Р и V. На этой же диаг-
рамме строят линии температур сжатия, сгорания, расширения, выхлопа
и всасывания (фиг. 94, пунктир).
129
На линии 0— 180°, равной ходу поршня, как на диаметре, строим по-
луокружность и делим ее на равное число частей, в данном случае на 12.
Линия ОС выражает в определенном масштабе радиус кри-вошипа. Зная
отношение X = — , находим в том же масштабе длину шатуна L и от-
кладываем ее в сторону крышки двигателя. Дальше ставим одну ножку
циркуля поочередно в каждое деление полуокружности, а другую остав-
ляем на линии диаметра полукруга и описываем дугу до пересечения с
Фиг. 94. Определение хода поршня от
угла поворота кривошипа двигателя и
нахождении соответствующих Р и Т (сплош-
ная линия—индикаторная диаграмма; штри-
диаметром. Отрезок 02' выра-
жает ход поршня при повороте
угла кривошипа на угол 30° от
в. м. т. в том же масштабе, в ка-
ком вычерчен весь ход поршня
S. Ордината, проведенная через
точку 2', пересечет давления и
температуры, соответствующие
рассматриваемому ходу поршня.
Время одного хода поршня
подсчитывается по формуле
Время поворота кривошипа
на угол определится из урав-
нения
Дт =-----?---.
120 п-180
При делении полуокружности
на 12 частей время поворота кри-
вошипа на 15°
а 145 1
Дт =---------=--------час.
120.180 л I 440 п
ховая линия—протекание температуры
газов).
Таким образом можно под-
считать тепло, переданное от га-
зов воде стенками и крышкой ци-
линдра Д(?с для каждого угла поворота кривошипа. Кроме того, через
поршень передается часть тепла Д Qrt, которое подсчитывается по тем
же формулам (168) — (170).
За поверхность, передающую тепло, принимается площадь поршня
nd2
V’
Обычно считают, что 0,8 Дфп переходит в воду, а 0,2 ±Qn переходит в
картер, если поршень неохлаждаемый.
Общее количество тепла, переданного в воду, будет равно
AQo =*(?,+0,8 Д(?л. (173)
Температура внутренней и наружной поверхностей стенок рабочей
втулки четырехтактного компрессорного дизеля при нормальной нагрузке
показана на фиг. 95. Температура стенки втулки двухтактного дизеля ти-
па Зульцер показана на фиг. 96,а. Кривые tT выражают средние темпе-
ратуры по длине втулки, Д/ — разность температур внутренней и наруж-
ной поверхностей. Напряжения от продольного изгиба верхней части
втулки показаны на фиг. 96,6.
130
Распределение температур в стенках поршня неохлаждаемого четы-
рехтактного компрессорного дизеля диаметром 400 мм показано на
фиг. 97. При нормальной нагрузке температура в центре днища достигает
420°С, т. е. примерно на 70°С выше наиболее нагретой фланцевой части
втулки (фиг. 95). Аксиальный перепад температур составляет около 10°С
на 1 см толщины днища. Радиальный перепад температур от центра до
Фиг. 95. Температурное поле цилиндровой втулки
четырехтактного дизеля.
периферии составляет около 50°С. В охлаждаемых поршнях двухтактных
дизелей (фиг. 98) аксиальный перепад достигает 50сС на 1 см толщины
днища. Наибольшая температура днища на периферии не превышает
300°С.
Фиг. 96. Температурное поле цилиндровой втулки двухтактного дизеля.
Вследствие трудности определения температуры стенок цилиндра в
формулах (168) — (170) приближенно принимают ее равной температуре
отходящей охлаждающей воды. Температуру днища неохлаждаемого
поршня принимают 500°. Суммарная часовая теплота, переданная воде в
двухцилиндровом четырехтактном дизеле мощностью 60 э. л. с, при п =
= 500 об/мин и при температуре охлаждающей воды tQ = 80°С по опытам
тепловозной лаборатории МВТУ показана на фиг. 99 при разных числах
оборотов вала дизеля в минуту.
131
Фиг. 98. Температурное поле в днище
поршня, в крышке и в стенках двух-
тактного дизеля.
Фиг. 99. Суммарная отдача тепла воде дизелем тепло-
возной лаборатории МВТУ при температуре отходящей
воды 80°С при различных числах оборотов коленчатого
вала дизеля.
Фиг. 100. Суммарная отдача тепла воде дизелем
тепловозной лаборатории МВТУ при п =300 об/мин
и различной температуре охлаждающей воды.
Фиг. 101. Суммарная отдача тепла воде
дизелем:
7 — по формуле Нуссельта; 2 — по опытам тепло-
возной лаборатории МВТУ.
При постоянном числе оборотов п = 300 в минуту, но при разных тем-
пературах охлаждающей воды суммарная отдача тепла выражена кривы-
ми, изображенными на фиг. 100.
Сравнение величин теплоотдачи, подсчитанных по формулам (167) —
(172), с опытными данными показывает достаточное совпадение теорети-
ческих кривых с измеренными величинами. Фиг. 101 дает наглядное пред-
ставление об уменьшении отвода тепла от газов дизеля к воде с увеличе-
нием температуры отходящей воды.
Учитывая частые перегрузки дизелей в эксплуатации тепловозов,
практически можно считать, что в транспортных дизелях отводится в во-
ду 30% теплоты топлива, вводимого в дизель, что составляет примерно
600 ккал/э. л. с. ч. нормальной мощности, из которых 80% отводится во-
дой от стенок цилиндров и головок дизеля — q в\ 15% отводится маслом
от поршней — qn\ 5% отводится смазочным маслом—qM ^> дизелях без
охлаждения поршней отводится водой — <?в=90%; смазочным мас-
лом — qM = 8% всего количества отводимого тепла. Вообще распределе-
ние отводимого тепла между водой и маслом зависит от конструкции ди-
зелей.
В тепловозах с механической передачей для охлаждения масла тре-
буется отнять тепло в количестве
Qnv = (l-^)632^. (174)
В тепловозах с гидромеханической передачей тепло, отводимое мас-
лом, подсчитывается также по формуле (174), если вместо т\м в нее под-
ставить при соответствующих эксплуатационных скоростях. Как изве-
стно, к.п.д. умформера при нулевой скорости =0.
При увеличении скорости турбины, а следовательно, и локомотива
к.п.д. трансформатора повышается, достигая при скорости 3—5 км/час^п=
=50 н-60%. На эту величину должно быть рассчитано и охлаждающее
устройство в маневровых тепловозах с непрерывной работой.
ОСНОВНЫЕ ФОРМУЛЫ ТЕПЛОВОГО ПРОЦЕССА
Тепло, отводимое водой или маслом в гладкотрубном -радиаторе опре-
деляется по формуле
Q (175)
где /] и t2 — температуры входа и выхода воды из радиатора;
?i и т2—температуры выхода и входа воздуха из радиатора.
Коэффициент теплопередачи при течении вдоль гладких труб подсчи-
тывается по формуле
К =---------!------ккал!м2 час°С. (176)
04 “ А а2
При чистых стенках . Для воды при скоростях v>0,5 м/сек
а1+®2
можно считать К— а2. Коэффициент теплоперехода от жидкости к стенке
для воды находится [7] по формуле
ЦТ0’8
04 = 1 290 (1 + 0,0123 о ккал/м2 час0 С, (177)
где №ж — скорость жидкости в м/сек-,
d — внутренний диаметр трубы в м\
t — средняя температура жидкости в °C.
10?
Для масла при ламинарном потоке по формуле
а, = 11,5 Г^/Г0'27 Г0'5 V’23,
где I — длина трубы в ле;
а — коэффициент температуропроводности, отнесенный к 1 сек., т. е.
а =-----------м2]сек, (179)
Ср 7-3 600 ‘ ’ у '
где Ср — теплоемкость машинного масла
(Ср ^0,4 + 0,0011 /);
7 — удельный вес машинного масла (у =930 кг/м2);
X — теплопроводность масла (X =0,114+0,000075 tcp ккал/м2 час °C).
При турбулентном потоке формула выражается
Ц70-87
«! = 0,05-1 755(1 +0,015/)—
(Г'
(178)
(180)
Коэффициент теплоперехода от стенки к воздуху, протекающему вдоль
трубы,
а, = 2,7(1+ 0,0415 —(181)
\ 100) ^0.2 ' '
где W — скорость воздуха в м/сек\
t — средняя температура воздуха в °C.
При течении воздуха перпендикулярно гладким трубам коэффициенты
теплоперехода подсчитываются по формуле
а> =С —Ren = C—( —) , (182)
d3 лДнГ
где X — коэффициент теплопроводности в ккал/м час °C;
d9 — наружный диаметр трубки в м\
d9 — наименьший размер между трубками в свету в м;
vd9 7
Re =-----— критерий Рейнольдса;
№
у. — вязкость для воздуха, выражающаяся формулой
1+ 122
Р- = 1,68 10~6-— / 273+/ кгсек/м2. (183)
1+—\ 273
Т 273-}-/
Значения к в пределах от 0 до 100°С для различных тел, встречающихся в радиаторах:
Алюминий 175 Олово 55
Железо ....... 40—50 Угольная пыль .... 0,1
Медь 300—340 Речной песок . . 0,28
Латунь 75-100 Минеральное смазоч- ное масло 0,1
Значения Ь для воздуха в зависимости от его температуры будут:
/°C 0 20 40 60 80 100
1 0,0203 0,0216 0,0228 0,0240 0,0252 0,0263
Значения коэффициентов С и п в зависимости от коридорного (фиг.
102,а) или шахматного (фиг. 102,6) расположения труб приведены в
табл. 18.
Формула (182) применима также и для плоских трубок, причем d9 со-
ответствует эквивалентному наружному диаметру трубки, a d9—наимень-
шему расстоянию между трубками в свету.
134
Таблица 18
Значения коэффициентов С и п в зависимости от расположения труб
Значения коэф- фициентов в зависимости 5 ОТ ““"ВДОЛЬ потока Si Значения коэффициентов в зависимости от поперек потока аэ
1,25 1,5 2.0 з.о
С | п С | п С | п С | п
Коридорное расположение труб
1,25 1,50 2,0 з.о 0,348 0,367 0,418 0,290 0,592 0,586 0,570 0,601 0,275 0,250 0,299 0,357 0,608 0,620 0,602 0,584 0,100 0,101 0,229 0,374 0,704 0,702 0,632 0,581 0,0633 0,0678 0,198 0,286 0,752 0,744 0,648 0,608
0,6 П Иахматное располож ение труб 0,213 0,636
0,9 — — — — 0,446 0,571 0,401 0,581
1,0 — — 0,497 0,558 — — — —
1,125 — — — — 0,478 0,565 0,518 0,560
1,25 0,518 0,556 0,505 0,554 0,519 0,556 0,522 0,562
1,5 0,451 0,568 0,460 0,562 0,452 0,568 0,488 0,568
2,0 0,404 0,572 0,416 0,568 0,482 0,556 0,449 0,570
3,0 0,310 0,592 0,356 0,580 0,440 0,562 0,421 0,574
Эквивалентный диаметр некруглого сечения определяется по формула
где f — площадь прохода некруглого сечения в мм2\
и — периметр контура рассматриваемого сечения в мм.
Передача тепла в ребристом радиаторе происходит так же, как и в
гладкотрубном радиаторе, поэтому расчет можно вести по формуле (175),
но коэффициент теплопроводности выразится
К = —-------, (184)
1 1
где f\ — внутренняя поверхность элемента трубки между двумя пластин-
ками, омываемая жидкостью; для круглых трубок (фиг. 103)
Л = ~de А/; для эллиптических трубок (фиг. 104).
Л = -&) + (&„-8)] Д/,
г [а—Ь\
где х = / Нт •
При
— =0,1; 0,2; 0,3; 0,4; 0,5; 0,6; 0,7; 0,8.
аЧ- b
х= 1,003; 1,014; 1,028; 1,040; 1,064; 1,092; 1,13; 1,17.
Воздушная поверхность /2 состоит из двойной поверхности пластинки
и наружной поверхности буртика высотой А / — 8Х; для круглых трубок
Л = 2 [Д2 - (dH + 280’1 + к (^-f-280 (Д/-80,
L
а для эллиптических трубок
А = 2 [ДВ —тг (Ьн + 80 • (ан + 80] + Т.Х (ан + ЬЛ + 280 (Д/-80.
135
Фиг. 102. Различные расположения трубок
в секциях холодильников:
Фиг. 103. Круглая трубка с квад-
ратной пластинкой.
Фиг. 104. Эллиптическая
трубка с прямоугольны-
ми пластинками.
136
Для выяснения условия протекания тепла в ребристых трубках примем
ширину кольца 8М) эквивалентную половине площади ребра (фиг. 103
и 104). В этом случае получаем:
для квадратной пластинки с круглой трубкой
для прямоугольной пластинки с эллиптической трубкой
X = 1 / (ан+Ь*\2 АВ — ъдн bh _ дн+Ьн .
м У \ 2 ' 2к 2
Площадь сечения эквивалентного кольца, по ко-
торому течет тепло, для квадратной пластинки с
круглой трубкой выразится
/ = К (dH + 28 ) 81;
для прямоугольной пластинки с эллиптической труб-
кой
Л = *х + bH + 28J В,.
Фиг. 105. Схема
элементов переда-
чи тепла в ребри-
стых радиаторах.
Поверхность ребристого элемента, по которому происходит передача
тепла, схематически изображена на фиг. 105.
В тех случаях, когда используется общая пластинка для нескольких
трубок, выделяется элемент пластинки 1 (фиг. 106), приходящейся на од-
ну трубку.
При ребристых трубках а2#= К и выражается той же формулой, что и
для гладких труб, причем d3 соответствует эквивалентному диаметру жи-
вого сечения между трубками и пластинками для ребристых радиаторов
всех видов.
Под d9 понимаются различные величины в зависимости от типа радиа-
тора, а именно:
для ребристых радиаторов с круглыми эллиптическими трубками d9
соответствует эквивалентному диаметру наружного сечения трубки;
для ребристых радиаторов с плоскими трубками при коридорном их
расположении (фиг. 106,a) d9 соответствует эквивалентному наружному
диаметру трубки, увеличенному в 2,0 раза;
для ребристых радиаторов с плоскими трубками, при шахматном их
расположении (фиг. 106,6) d9 соответствует эквивалентному наружному
диаметру трубки, увеличенному в 1,5 раза.
Коэффициенты С и п берутся из табл. 18, причем — и — для плос-
5 5 d9 da
ких трубок соответствуют — и — (фиг. 106).
b b
Коэффициент оребрения определяется из соотношения
но
откуда
44 = (Д'- М « Ф =/ял 4- (Д/ - «,
Д/ —
/пл
Мф-1) ’
(185)
где A fp — поверхность между двумя элементами пластинок, омываемая
воздухом (фиг. 106), в мм2\
137
fM — поверхность пластинки, омываемая воздухом, в мм2;
Чтр — наружная поверхность элемента трубки длиной А/ в мм2;
и — периметр «наружного сечения трубки в мм.
Зная Q и К, по формуле (175) находят поверхность радиаторов. Эта
формула показывает, что для уменьшения Fp нужно создавать большую
разность средних температур. Если известно то глубина сотового или
пластинчатого радиатора найдется из выражения
/ = = (186)
r.dbz иг
где и — периметр канала, омываемого воздухом, в мм;
z — число каналов.
Фиг. 1С7. Схема секции
с шестью ходами
жидкости:
Фиг. 106. Выделение элемента пла-
стинки, приходящейся на одну трубку:
а — плоские ребристые трубки с коридорным
расположением; б — плоские ребристые трубки с
шахматным расположением; 1 — элемент
пластинки.
/—6 ходы жидкости; 7 — ребра
верхней крышки; 8 — ребра
нижней крышки
Глубина радиаторов с водяными трубками определяется
1= 25 (Si-й),
где Si — Ь — расстояние между трубками в свету (фиг. 106,а и б).
Температура воды в двигателе с радиатором открытого типа t\ < 90°С.
температура масла Л<70°С. Воздух в среднеевропейской части СССР
имеет температуру = 30°С; в южных районах = 40°С, падение темпе-
ратур в водяном радиаторе
/2—tx= Ю н- 30°С; т2 — Tj =30°С; падение температур в масляном радиа-
торе t2— ti= 5 н-Ю°С;
т2 — т^Ю'С; Л,^т2 + 5эС.
Количество циркулирующей воды или масла в час определяется из
формулы
Q = Cpx(t1-QGx. (187)
Количество воздуха, просасываемого через радиатор, определяется из
формулы
Q = Cp(x2-b)G. (188)
Теплоемкость воздуха Ср « 0,24.
138
Из формулы (175) находим
Перепад температуры жидкости в радиаторе
Перепад температуры воздуха
Из последних выражений, после сложения, .находим
G - ^ = ^ + гТ-^- + „7%- = №. (189)
1\Гр *СрЖОж 2CpG
где р = —— + ------!-- Ч----!— — характеристика радиатора, поз-
KFp %СрЖ Сж 2Ср G
воляющая судить о температуре в рубашке дизеля по температу-
ре окружающего воздуха, если известно Q и ₽ для рассматривае-
мой установки.
Скорость воды:
в радиаторе .....................
в трубах .................. . . .
Скорость масла:
в радиаторе.................... .
в трубах ........................
1Глс = 0,5 ч-2,0м/сек
= 2,0 -4,0 „
^ = 0,254-1,0 .
Гж = 1,0 -2,0 .
Если скорости жидкостей в радиаторе получаются меньше указанных,
то применяют радиаторы с несколькими ходами жидкости. На фиг. 107
показана схема секции радиатора с шестью ходами жидкости [13].
ПОТЕРИ ДАВЛЕНИЯ В РАДИАТОРАХ
Для течений воздуха, параллельных оси трубок, потери давления под-
считываются по формуле
0.F52 1,852
ДР = 0,00132 —------------I мм воя. ст.,
^1,269
где w — скорость воздуха в м/сек\
I — длина канала в м;
d — диаметр трубки в м\
7 — удельный вес воздуха при средней температуре в кг/м3.
При протекании воздуха снаружи труб вместо d подставляется
d3 =
4F
и
4 I Sg —
(190)

где Si и S2 шаг между трубами в продольном и .поперечном направле-
ниях (фиг. 106).
Для пластинчатых гладких радиаторов при течении воздуха парал-
лельно оси трубок
ДР = 0,000675
у),852 ^1,852
(Si—б)1'269
•/,
(191)
где Si—b — ширина воздушного канала в м.
139
Течение, перпендикулярное к пучку гладких круглых труб, вызывает
статическую потерю напора в зависимости от Re и расположения труб:
AP = zCt^-, (192)
где w — скорость воздуха в живом сечении между трубками в м!сек\
z — число рядов в (направлении потока;
Z—коэффициент сопротивления одного ряда, величина которого в
пучке из 10 рядов для коридорного расположения приведена на
фиг. 108,а для шахматного расположения — н.а фиг. 109.
Фиг. 108. Значение коэффициента сопротивления при коридорном расположении трубок
$1 $2 D
в зависимости от —- ; и /<е.
аэ а3
0,16
Фиг. 109.
Значение
коэффициента сопротивления
трубок в зависимости от — ;
при шахматном
So
-j- и Re.
расположении
140
При уменьшении числа рядов уменьшается и коэффициент сопротивле-
ния С. Например, в пучке из четырех рядов Z уменьшается на 10%. Зна-
чения — и — берутся по фиг. 102.
d d
Если течение 'перпендикулярно пучку ребристых труб круглого или
овального сечения, то
. у0,75„.1,75
ДР=М0~4Т , (193)
rf1’25
где b—коэффициент, зависящий от числа рядов z в секции и располо-
жения труб.
Значения коэффициента b в зави-
симости от числа рядов в секции и от
расположения труб указаны в табл. 19.
Для ребристых радиаторов с пло-
скими трубками при коридорном рас-
положении
ДР= (194)
< 2g Ъ
при шахматном
А п 0,0135 r w2 /шт
ДР = —---— т (195)
Z 2g
Таблица 19
Значения коэффициента b
Число рядов в секции Значение коэффициента Ъ в за висимости от расположения труб
При коридор- ном При шахмат- ном
2 0,8 0,28
4 0,8 0,33
6 0,8 0,34
8 0,8 0,35
10 0»8 0,36
где С — сопротивление одного ряда труб берется из диаграмм, приведен-
ных на фиг. 108 и 109, в зависимости от — и — [1].
b ь
Вентилятор должен преодолеть сопротивления, создаваемые радиато-
ром, а также сопротивления, создаваемые шахтой,
ДР ^0,5?— и жалюзи ДР^^ 0,25т — .
2g ж ’ 1 2g
Хорошие результаты дает восьмилопастное вентиляторное колесо
(фиг. НО).
Приближенный диаметр и число оборотов восьмилопастного вентиля-
торного колеса можно определить по полученной опытным путем харак-
теристике (фиг. 111).
На фиг. 111 по оси абсцисс отложена часовая производительность вен-
тилятора, а по оси ординат — сопротивление охлаждающих устройств.
Цифры на кривых означают диаметры колес в мм (толстые линии) и чис-
ла оборотов колес в минуту (тонкие линии). Дальнейшее уточнение ха-
рактеристики необходимого вентилятора следует производить по данным
ЦАГИ [6].
Если известно сопротивление й0 и скорость воздуха w в живом сече-
нии радиатора РЖ9 то затрачиваемая мощность на вентилятор выразится
7Ve = hQFMw =-------h^V ,
75^^ 75-3 600 rieTin
где V — производительность вентилятора в м?!час\
у\в — к. п. д. вентилятора ~ 0,4 -ь 0,5;
— к. п. д. передачи ~ 0,8.
141
При расчете холодильного устройства необходимо получить равенство
сопротивлений водяного и масляного радиаторов. При неравенстве этих
сопротивлений ставят масляные радиаторы впереди водяных или же ста-
вят для воды и масла холодильные устройства раздельно и находят для
них затрачиваемые мощности.
При установке радиаторов на кузове тепловоза в скоростных поездах
следует использовать напор, создаваемый лобовой частью тепловоза при
средних технических скоростях. При установке радиаторов по бокам кузо-
ва тепловоза для создания необходимой скорости протекания воздуха по
каналам радиатора нужно создать дополнительное разрежение
ДР=0,25Т — ,
2g
где w определяется из среднетехнической скорости тепловоза:
Фиг. ПО. Вентиляторное восьми-
лопастное колесо.
Фиг. 111. Характеристика восьмилопастного вен-
тиляторного колеса.
При установке радиаторов на задней стенке тепловоза вентилятору
нужно создать дополнительное разрежение ДР=у соответствую-
щее напору воздуха на лобовой стенке. Установка радиаторов на задней
стенке допустима только в тихоходных тепловозах.
Для просасывания воздуха в шахте тепловозного холодильника с ус-
пехом могут быть применены радиональные сифоны системы автора
(фиг. 37). При этом в кольцо1 сифона подаются выхлопные газы дизеля
или механического генератора газов.
Кроме потерь мощности на просасывание воздуха, в холодильных
устройствах тепловозов тратится мощность и на прокачивание воды и мас-
ла. Расчет ведется по тем давлениям, на которые установлены редукцион-
ные вентили, а именно: для воды Р = 0,5н- 2,0 ати, для машинного мас-
ла Р = 2,5 -4- 3,0 ати, для компрессорного масла Р = 4,0 ати. Соответству-
ющие этому мощности, необходимые для каждого насоса, будут
3 600-75 т\мг\п ’
где У — часовая подача насоса в м3;
riM— к. п. д. насоса — 0,7;
— к. п. д. передачи от дизеля к насосу.
(198)
142
РАЗБИВКА ТРУБ В РАДИАТОРАХ ПО РЯДАМ И СЕКЦИЯМ
В гладкотрубном радиаторе выбирают сечение трубки, ее длину L=
= 1 -ь 2 м, шаг между трубками Si и S2 (фиг. 112 и 113). Для протока
воздуха при расчетной -скорости w м/сек, .и удельном весе Т = — требуется
общее живое сечение
р - Gv
ж 3 600 w ’
Живое сечение между двумя трубками
dH J
1 000
Число труб в ряду с учетом крайних промежутков будет
z = ^. (201)
/ж
Суммарная ширина радиатора B=Sxz должна быть равна или меньше
ширины кузова тепловоза. Излишнюю ширину радиатора располагают по
бокам тепловоза. Часто весь радиатор располагают по бокам тепловоза,
а иногда и на крыше его.
Зная из формулы (175) общую поверхность радиатора Fp и длину /
выбранной трубки на 1 м2 поверхности охлаждения, находим суммарную
длину трубок
2 L = lFp. (202)
Зная суммарную длину трубок и длину каждой трубки, находим общее
число трубок в радиаторе
гт = ^ . (203)
Число рядов в радиаторе
zp = • (204)
Z
Если в секции, исходя из условий компактности, содержится п трубок,,
то число секций будет
z= . (205)
п
При выборе коэффициента теплоперехода а2 задаются скоростью
жидкости в трубках W м/сек. Эта скорость должна быть осуществлена
в каждом потоке проектного радиатора, и поэтому число трубок в потоке
определится из уравнения
Gv
т 3 600 Д/Г ’
где Д/ — живое сечение трубки в м2\
G — вес жидкости в кг.
Число потоков
Пп = ^-. (207)
пт
При нормальном расположении секции, с постановкой в них кранов,
можно выключать каждую секцию.
143
156
Фиг. 112. Шахматное расположение трубок секции
радиатора.
Фиг. 113. Коридорное расположение трубок секции
радиатора.
Разбивка труб в ребристом радиаторе по существу ничем не отличается
от рассмотренной. Предварительно выбирается Д/тр трубки, fnA пластин-
ки, расстояние между пластинками Д/, шаг между трубками Si и S2, дли-
на трубки L. Полезная длина трубок для прохода воздуха с числом пла-
стинок zn
Ln — L — \zn. (208)
Живое сечение для прохода воздуха между двумя трубками
JjK [ 1 000 J п'
Дальнейший расчет ребристых радиаторов производится так же, как
и гладкотрубных радиаторов.
Пример. Для маневрового тепловоза Ne = 1200 л. с. необходимо рас-
считать водяные радиаторы, расположенные по бокам кузова. Температу-
ра воздуха = 45°С, поршни неохлаждаемые.
Тепло, подлежащее отводу из дизеля, будет равно
Q = 600 Ne = 720 000 ккал/час,
из которого должно быть отведено водой Q6 = 0,92 Q = 663 000 ккал!час,
маслом QM = 0,08 Q = 57 000 ккал]час.
С целью удобства изготовления и эксплуатации принимаем для масля-
ных и водяных радиаторов плоскую гладкую трубку 17,5X4 мм со стен-
кой толщиной 8 = 0,65 мм. Пластинки медные 8Х = 0,1 мм.
Шахматное расположение трубок. Примем Si = 12 мм, £2 = 8 мм (см.
фиг. 112).
Теоретическая условная пластинка, приходящаяся на один элемент
трубки, равна 12(17,5 + 4) = 258 мм2.
Поверхность пластинки, омываемая воздухом,
fn = 2 [258 — (13,5-4+— 42Y| =382,8 мм2.
j пл I 4 /
Наружный периметр трубки ин = 2 • 13,5 + -к - 4 = 39,6 мм, внутрен-
ний ив = 2 • 13,5 + к • 2,7 = 35,5 мм. Сечение трубки fH = 65,5 лии2;
/вя = 42,1 мм2.
Расстояние между двумя пластинками при ф = 3,5 находим по фор-
муле (185)
При толщине пластинки 8; = 0,1 мм получим шаг между пластинками
М = 3,86 Н- 0,1 4,0 мм.
Общая элементарная поверхность, омываемая водой,
/х = «в-Д/= 142 мм2.
Элементарная поверхность, омываемая воздухом,
/2 = Ал + ««(^ — М = 382,8 + 3,9 • 39,6 = 537,3 мм2.
Коэффициент теплопередачи ребристых радиаторов находится по фор-
муле (184)
А
1 Л
/2
145
Ширина условного металлического кольца находится из соотношение
4* = 8 13,5-2+ —(4 + 28 )2 - — ,
2-2 " 4 м 4
откуда 8Л = 2,06 мм.
Площадь сечения условного кольца, по которому течет тепло,
fM = [к (4 + 28J + 2-13,5] -0,1 = 5,25 лии2.
Коэффициент теплоперехода от жидкости к стенке для воды
IT0*8
04 = 1290(1 + 0,0123 0 — ,
rf0,2
где d — характерный размер трубы в данном случае;
b — 2,7 мм = 0,0027 м;
t = 85°С — средняя температура воды;
W = 0,6 м!сек — скорость воды.
При этих величинах
04 = 5 740 ккал)м2 час°С.
Коэффициент теплоперехода от стенок к воздуху по формуле (182)
<х, = С — /?+
d3 е
При \р = 60°С теплопроводность воздуха
X = 0,024 ккал!м час °C; d3 = = 6,74 мм2\ d' = 5,23 мм2\ =
и э е
= И = 196.Ю-6 кг/сек/м2, 7= 1,183 288 = 1,025 кг/м3,
pg 273+tcp 1
откуда
= 276 о.
При v = 10 м’секW1 = 92; — = 3,0; — = 2,0.
Соответственно этим коэффициентам по табл. 18 получим С = 0,449;
п = 0,57 и по формуле (182) находим а2 = 1,072 /?£’57 = 98,5; К =
= 89,3 ккал!м2 час°С.
При других скоростях значения а и К даны в табл. 20.
Коэффициент сопротивления одного ряда находим по фиг. 109. Пред-
полагая радиатор, состоящий из восьми рядов, получим сопротивление
радиатора при v = 10 м1сек\
др = 0,0J 35 v_ = gg g кг^м2 = 39,5 мм вод. ст.
d'3
Соответственные величины при других скоростях приведены в табл. 20.
Прибавляя к найденным величинам сопротивление от поворота струи
воздуха, от сопротивления жалюзи и сопротивления шахты, получим об-
щее сопротивление SA Р (табл. 20).
Коридорное расположение трубок. Примем Si = 10,5 мм, S2 = 9,5 мм,
трубка та же, что и в шахматном радиаторе (фиг. 113). Площадь услов-
ной теоретической пластинки, приходящейся на один элемент трубки,
10,5 • 23 = 241,5 мм2. Поверхность пластинки, омываемая воздухом,
/лл = 351 мм2, периметр трубки и = 39,6 мм, расстояние между ребрами
примем AI = 4,0 мм.
146
Таблица 20
Значения расчетных величин при разных скоростях
Обозначения
Значение расчетных величин при v в м сек
5 | 10 | 15 | 20 | 25
Шахматное расположение труб
Re 1 о 57 ? Числа Рейнольдса 1 1380 2760 4140 5520 6900
61 92 115 136 153
aj в ккал/м^ас °C 5750 5750 5750 5750 5750
а2 65,6 98,5 123,5 145,0 164,0
К 51,5 89,3 109,5 126,2 138,0
F в м2 ... 515,0 300,0 242,5 211,0 198,0
с 0,39 0,37 0,35 0,32 0,30
АР в мм вод. ст 10,5 39,5 81,5 135,0 199,0
SAP 11,8 44,6 93,0 155,4 231,0
Коридорное расположение труб
Re ) о 617 } Числа Рейнольдса V J 1300 2600 3900 5200 6500
83,5 128,0 164,5 196,5 225,0
а2 в ккал/м2час еС 40,8 62,5 80,3 96,0 110,0
к • • . . . 38,8 58,0 73,0 85,7 96,5
F в м2 684 457 363 310 274
С 0,19 0,19 0,19 0,19 0,195
АР в мм вод. ст 7,5 30,0 67,7 120,0 188,0
.......... 8,5 33,9 76,5 135,5 212,4
Из формулы (185) находим коэффициент оребрения ф = 3,36. Элемен-
тарная поверхность, омываемая водой /вод = 142 мм2; сечение трубки
fH = 66,5 мм2; f6H = 42,1 мм2; Ь = 1,93 мм; fM = 5,17 мм; <L = 6J мм;
d' = 4,9 мм; = 2,6; = 2,4.
э d b b
Соответственно этим величинам из табл. 18 выбираем С = 0,272 и
п = 0,617.
Подсчитываем при v =10 м/сек, Re= 2670; соответственно 7?0’617 = 128;
а2 = 62,5; К = 58 ккал/м2 час°С.
Полученные величины при других скоростях заносим в табл. 20. Из
фиг. 108 находим С при соответствующих Re (табл. 20).
Для наглядного сравнения двух видов радиаторов на фиг. 114 на-
несены К, Fp и I! Д Р в зависимости от скорости воздуха по живому сече-
нию каналов, откуда следует, что шахматное расположение труб не имеет
преимуществ в сравнении с коридорным расположением при одинаковых
отношениях —L и —.
b b
С увеличением скорости воздуха увеличивается К и уменьшается Fp.
Практически целесообразно брать v 7,5-ь 10 м/сек.
В скоростном транспорте целесообразно использовать среднюю тех-
ническую скорость тепловоза, которая может покрыть все сопротивления
радиатора, и поэтому работа на просос воздуха будет тратиться только на
затяжных подъемах. Общее расположение трубок в одной секции показа-
147
но на фиг. 112 и 113. Для жесткости ребер концы пластинок загнуты под
углом 180°.
Понижения температуры воды примем Л t = 10° С, а повышение тем-
пературы воздуха Д т = 30°С.
Количество воздуха, засасываемого радиатором в час, определится из
формулы
Св03 = ——— = 92 000 кг/час-.
объем воздуха VtO3 = 90 000 м3/час.
аторах от скорости воздуха в живом сечении:
1 — при шахматном; 2 — при коридорном расположении трубок.
Р
Высоту части трубки с ребрами примем L = 1 200 мм, число пласти-
нок в одной секции гпл = 1 200 + 1 = 301. Длина полезной части трубки
4
для прохода воздуха Ln = L — 8,2 = 1 200 — 30,1 = 1170 мм.
Свободная ширина канала между двумя трубками Si — (6 + 28t) =
= 6,3 мм-, соответственное этому живое сечение )ж= 9 130 мм2 = 91,3 см2,
а число трубок в одном ряду для пропуска воздуха
г = .К^ = 274.
3 600 vfM
При v = 10 м/сек и полуразности температур 25° С
5---= 300 м\
4~ т2—Т1 \
2--------------------------------~~ 2 /
Длина элемента поверхности охлаждения трубки 1 м2
Z = — Д/ = 7,4 м.
ft
Суммарная длина трубок
=lFp = 2220-и.
Число трубок в радиаторе
гт = — = 1 850
L
148
Число рядов
Если из условий изготовления примем zp = 8, то число трубок в од-
ном ряду сокращается до г = 274 = 230.
8
274
И соответственно этому скорость воздуха повышается до v = 10 — =
= 11,8 м!сек.
Принимаем секцию из восьми рядов с 12 трубками в нечетном ряду
и 11 в четном. Всего в секции получится и = 92 трубки.
Число секций
п 92
Если полуразность температур + = 25°С, то при
/1 —12 = 10° С и -^-у—1 = 75+45 _ 60 получим
Л = 90°С, t2 = 80°С.
Количество воды, подаваемое насосом в час,
G„ = = 66^000 = 66 300 кг!час-, V, = 66,3 м3 час.
При скорости воды в трубке v — 0,6 м!сек потребуется живое сече-
ние трубок в одном потоке
- * = 307 см2.
3600-0,6
Число трубок в
потоке
»^_729.
/.« 0.422
Всего трубок
Число потоков
zTp = 92-20 = 1 840.
п
1 840
729
Принимая пп = 3,0, необходимо увеличить скорость воды до v =
= 0,6—з- = 0,71 м!сек, что значительно повысит эффективность радиа-
Л»о/
тора.
Подобным же образом рассчитывается и масляный радиатор, который
часто выполняется из таких же секций, как и водяной.
Количество масла, подаваемого насосом в час,
п Q 57000 1ЛЛ ,
GM =------------=----------= 16 100 кг час.
— 0,472-7,5
При тЛ = 890 кг/м3 получим VM = 18,1 м3]час.
Количество воздуха, необходимого для охлаждения масла при.
т2 — т, = 12° С, будет
вв0зд = -----г =19 800 кг)час-, Ув0зд = 18 800 м31час.
Ср (т2 — Ti)
149
Общее количество воздуха, просасываемого через водяные и масля-
ные радиаторы, Vo = 90 000+ 18 800 = 108 800 м^/час.
При ЛР0 = 58 kzIm2 по кривым, показанным на фиг. 111, находим
колесо вентилятора D = 1 500 мм, п 1 000 об/мин.
Мощность, затрачиваемая на вентилятор при скорости движения воз-
духа 11,8 м!сек,
Ne =----— = 51,8 л. с.
3 600«75
Если бы радиатор был рассчитан на скорость v = 7,5 м/сек, то Ne =
= 24 л. с.
Мощность, затрачиваемая на водяной насос,
---------------66,3-0,5-10* =[Млс
3 600-753600-75-0,75-0,9
Мощность, затрачиваемая на масляный насос,
N„=. -------18'1-2'5-")‘ =253 л.с.
мн 3 600-753 600-75-0,75-0,9
Общая мощность, затрачиваемая на охлаждение дизеля,
JV0 = N, + Мвн + NMH = 51,8 + 1,83 + 2,53 = 56,16 л. с.
При конструировании радиатора необходимо предусмотреть периоди-
ческую очистку его от накипи внутри, от пыли и масляного слоя снаружи.
Окраска радиаторов не рекомендуется. Элементы радиатора должны
быть свободны от температурных напряжений, в противном случае не-
избежны поломки в эксплуатации.
При дожде и снеге шахта холодильника заливается водой. С целью
автоматического осушения шахты целесообразно дно шахты сделать
с небольшим уклоном к середине, а в самом низком месте поставить
спускную трубку диаметром Г', на конец трубки поставить автоматиче-
ский клапан. Вес клапана 2 (фиг. 115) должен быть минимальным.
Пружина рассчитывается на двойной вес клапана. Столб воды высотой
~ 500 мм должен преодолеть пружину, открыть клапан 2, и вода из
шахты будет выливаться автоматически.
ОХЛАЖДЕНИЕ ДИЗЕЛЕЙ ПРИ ПОВЫШЕННОЙ ТЕМПЕРАТУРЕ ЖИДКОСТИ
Из основной формулы (175) следует, что для уменьшения поверхности
размеров радиатора необходимо повышать ~ при той же полусумме
температур воздуха Т2 Т1 = 55° С. Например, при *2 = 80° С по-
2 2
всрхность Гр = 334 м2, а при = 120° С поверхность Fp =150 м2
(фиг. 116).
По опытам тепловозной лаборатории МВТУ над бескомпрессорным
дизелем с повышением температуры охлаждающей воды уменьшаются
потери тепла в воду и увеличиваются потери тепла с отработанными
газами, немного повышается механический к. п. д., и соответственно этому
повышается экономический к. п. д. дизеля. Опытами установлено, что
температуру охлаждающей воды вполне можно доводить до tx = 120 -ь
ч- 140° С.
В некоторых конструкциях дизелей с повышением температуры воды
изменяются зазоры в деталях распределения, что необходимо иметь в
150
виду при введении горячего охлаждения. Давление воды можно допу-
стить 2,5—3,0 ати; охлаждающая система с устройством компенсацион-
ного воздушного клапана должна быть рассчитана на 5 ати. В радиа-
торах, испытываемых на более низкое давление, применяют этиленгли-
коль — один из простейших видов спирта, температура замерзания
которого —37° С, температура кипения 197° С и температура воспламе-
Фиг. 115. Автомати-
ческий клапан для
спуска воды из шахты
нения 116° С. При 10%-ном содержании
воды температура кипения этиленгликоля
опускается до 140° С, а температура вос-
пламенения поднимается до 130° С.
По вязкости этиленгликоль занимает
промежуточное место между глицерином
и водой. Испытание авиационного двига-
теля показало, что часовое количество
тепла, отводимое водой от двигателя,
Q = 350 ккал!э.л.с.ч. при frp = 40° С сни-
зилось до Q = 230 ккал/э. л. с. ч. при
^=120° С. Удельный расход топлива
имеет минимум при tcp= 100°С:
Фиг. 116. Зависимость поверхности ох-
лаждения от средней температуры воды.
холодильника:
/—резина; 2—клапан.
= G-1000 = 230 с
Ne
при tcp — 140° С расход топлива g е = 250 г/э. л. с. ч.
Значительно сократить поверхность радиатора можно при повышении
температуры охлаждающей жидкости.
При этиленгликоле в охлаждающей системе необходимо поддержи-
вать давление 1,3—1,5 ати.
Низкая температура замерзания этиленгликоля предохраняет всю
охлаждающую систему от замерзания. Это качество этиленгликоля дает
большое преимущество его перед водой [39], [41].
ГЛАВА VIII
ТЕПЛОВОЗЫ С МЕХАНИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧЕЙ
ГЛАВНЕЙШИЕ СХЕМЫ ПЕРЕДАЧ
Тепловозы с механической передачей характеризуются постоянной
жесткой кинематической связью дизеля с колесами тепловоза в опреде-
ленном интервале скоростей. Эта связь осуществляется при помощи зуб-
чатых колес и муфт сцепления. Последние могут быть гидравлическими
или фрикционными с электрическим, пневматическим или механическим
включением. Число скоростей (ступеней передачи) зависит от рода
службы тепловоза (пассажирский, грузовой, маневровый), от коэффи-
циента эластичности дизеля, т. е. отношения наибольшего числа оборотов
вала дизеля к наименьшему и от профиля дороги.
Наибольшие скорости, при которых должны работать муфты без
скольжения, для маневровых тепловозов V = 3 км/час, товарных V =
= 5-н 6 км/час, пассажирских V = 10 -4- 12 км/час.
Согласно правилам технической эксплуатации железных дорог на
станционных путях допускаются скорости для сквозных поездов
V < 40 км/час при тепловозе впереди состава и V < 25 км/час при тепло-
возе сзади состава; эти скорости допускаются и на маневрах при длин-
ных перегонах и свободных путях; при маневрах с людскими вагонами
и вагонами с опасными грузами V < 10 км/час.
Коэффициент эластичности бескомпрессорного дизеля 3 = 2,0 -4- 2,5,
форкамерного В = 2,5 -4- 3,0, компрессорного 3 = 4,0 -4- 5,0.
Волнистый профиль дороги с затяжными подъемами требует частых
переключений с одной скорости на другую, что вызывает увеличение
числа ступеней передачи.
При выборе схемы коробки скоростей руководствуются простотой
устройства и обслуживания при сборке и разборке, наименьшим числом
зубчатых колес, муфт и валов, наименьшим числом пар зубчатых колес
в зацеплении каждой скорости для получения высокого к. п. д. передачи,
равенством крутящих моментов в муфтах сцепления, наименьшим кру-
тящим моментом, передаваемым коническими колесами, обеспечением
смазкой всех трущихся деталей, тщательностью изготовления зубчатых
колес, наименьшим удельным весом передачи, возможностью быстрого
маневрирования, плавным переходом от одной скорости к другой и
устойчивостью работы дизеля при наименьшем числе оборотов.
Зависимость между скоростью и числом оборотов дизеля выражается
У = 0,1884-^^, (209)
I
где i = —— отношение числа оборотов коленчатого вала дизеля к чис-
пк
лу оборотов ведущих зубчатых колес.
152
По числу оборотов дизеля и ведущего зубчатого колеса при Vmax на-
ходится диаметр зубчатого колеса. При выборе i для других скоростей
необходимо создать для обслуживающего персонала возможно простые
условия переключения при переходе с одной скорости на другую. Для
выполнения последних условий необходимо применять скорости согласно
геометрической прогрессии
Xi = Xi == = с = const, (210)
И, V, V,
где С 0,45 -ь 0,7.
Разбивку передач по ступеням удобно делать по нормальной индика-
торной мощности дизеля Nh изменяющейся прямо пропорционально пд.
При сохранении С = const получим в каждой ступени при пд= max наи-
большую мощность дизеля.
7V/max = const.
Точки силы тяги F i, соответствующие NimUL в каждой ступени, лежат
N- *270
на равнобокой гиперболе Ft =—---------(фиг. 117). Проводя макси-
мум по сцеплению, находим точку Л, соответствующую длительной
работе тепловоза на затяжном подъеме. По выбранному С и наибольшей
скорости тепловоза из формулы (210) находим V4; V3; V2; Vi. Через
соответствующие точки проводят вертикали до пересечения с
Точки пересечения соединяют с началом координат. Получим изменение
в зависимости от пд. Пересечения последних с соответствующими
ординатами дают ndrain, которые лежат так же, как и ndmax на горизон-
тали ndrain, причем = Пересечение А/, первой ступени с гори-
rtmin С?
зонталью n/min указывает скорость, при которой прекращается скольже-
ние муфты при разгоне поезда.
Пример. Требуется найти передаточные числа для пассажирского
тепловоза с бескомпрессорным дизелем /V, = 1200 л. с. при пд =
= 450 об/мин.
Скорость на горизонтали Vmax = 100 км/час. Задаемся наибольшим
числом оборотов ведущего зубчатого колеса пк = 354 об/мин. Из фор-
мулы (209) получим D = - -=1,515 м. Берем ближайший размер
по ОСТ для D = 1 500 мм. При С = 0,6 получим
= — = — = 1,27; I, = А = 2,12.
л. 354 С
Соответствующие скорости, числа оборотов и сила тяги указаны в
табл. 21.
Таблица 21
Скорости тепловоза, числа оборотов и сила тяги
Ступени скоростей i V в км'час пк в об/мин п& в об/мин Л- ке
min max min max min max
IV 1,27 60 100 212 354 270 450 3 240
III 2,12 36 60 127 212 270 450 5 400
II 3,54 21,6 36,0 76,3 127 270 450 9 000
I 5,90 12,95 21,6 45,8 76,3 270 450 15 000
153
После нахождения Z, v, пК9пд строят схему передачи, сохраняя в
каждой ступени одинаковое число пар зубчатых колес в зацеплении
(фиг. 118). На схеме конические колеса, а также колеса 10 и И имеют
i = 1. В этом случае 6 =
= 6-2 6о-п 62-13 = 1,27,
откуда 62-13 = 1,27.
Фиг. 117. Разбивка скоростей по ступеням.
Фиг. 118. Схема передачи
с четырьмя ступенями
скоростей:
/—/<3—зубчатые колеса;
/—/V—муфты ступеней.
Подобным образом находятся 6-6 = 2,12 = /6_7; 6-9 = 1,67; /3_4 = 2,78.
Моменты на муфтах ступеней
Ali = 7ИП — ТИщ = AfIV — Мд
0,3
e——
6+u b'
на разрыв в кг/см2;
(211)
ОПРЕДЕЛЕНИЕ ОСНОВНЫХ РАЗМЕРОВ ПЕРЕДАЧИ
Расчет зубьев производится из условия продолжительности работы
20 • 103 час. Предварительные размеры определяются по удельному дав-
лению на 1 см длины зуба [32]
Р
b
где аь — временное сопротивление
b — длина зуба в см;
р — окружное усилие в кг;
v — окружная скорость колеса в м/сек;
е — продолжительность зацепления.
В точно обработанных зубьях — = ф = 10 ч- 20. Модуль т = 6 -ь 12.
т
При расчете тепловозных передач стремятся к е > 2,0.
Продолжительность зацепления определяется как отношение рабочей
длины линии зацепления /С1Л2 к шагу по основной окружности (фиг. 119)
е= A^.=2Lrtgpi+ ^-tg₽2- (1 + —]tg«l (212)
t COS a 2k |_ m \ Zj /
154
-/
60
Фиг. 120. Диаграмма продолжительности зацепления в предельных зубчатых
колесах. (По Л. Н. Решетову).
155
где
2л;у
1+—
тг2/
cos2 а
Для быстрого приближенного определения продолжительности зацеп-
ления служит диаграмма фиг. 120, где по оси абсцисс отложены отноше-
ния числа зубьев большого зубчатого колеса к меньшему i = —, а по
ri
оси ординат — наименьшее число зубьев малого зубчатого колеса Кри-
вые, изображенные на фиг. 120 сплошными линиями, соответствуют нор-
мальной высоте головки hz = 1,0m, а пунктирными линиями — высоте
головки h2 = 0,8m. Зацепление AEG характеризуется высотой головок
зуба h\ = 0,5m и h\ = 1,5m. Цифры на кривых указывают степень пере-
дрические колеса Фиг. 122. Конические колеса:
с косыми зубьями. 7_малое коле 2 _ большое колесо.
крытия при предель-
ном случае зацепле-
ния, когда совпа-
дает с /Ci (фиг. 119).
Диаграмма фиг. 120
позволяет очень про-
сто решать многие
пр а ктические «вопросы г
связанные с подрезкой
как при изготовлении,
так и при работе зуб-
чатых колес. Для уве-
личения продолжитель-
ности зацепления и
плавности работы зуб-
чатых колес применя-
ются колеса со спи-
ральными и угловыми
зубьями. При ширине
венца колеса b и угле между осью и зубом колеса ₽ (фиг. 121) получим
общую продолжительность зацепления
e„_!l + i!SA_=,+ (214)
TifHj TC 77Z^
где тт находится из соотношения
G __ тт __ 1
tH тн cos Р
(215)
Обычно выбирают 10° р <<45°.
Продолжительность зацепления в торцевом сечении пары зубчатых
колес находится по формуле
V(2^14-2/ cos Р)2 — (Zj COS ат)2 + (z2-|-2/ cos р)2 - (Z2 COS ат)2
ет =---------------------------------------------------------
2п cos аТ
(г14~^г) sin дт (216)
2п COS аТ
где f — коэффициент высоты головки зуба (Нг = fm);
ат — угол зацепления в плоскости торца пары зубчатых колес, на-
ходится из выражения
tgaT=-^. (217)
COS Р
156
В конических колесах продолжительность зацепления определяем так
же, как и в цилиндрических, пользуясь вспомогательными цилиндричес-
кими колесами с фиктивными числами зубьев
/ ^1 9 2*2
Z = ----- Z = —
1 cos ’ 2 cos
где и o2— углы начальных конусов колес (фиг. 122).
(218)
Фиг. 123. Допускаемые напряжения и удельные давления в зубьях для
стали:
1 — сталь Х4Н закаленная, а. =12 000, 6=7; 2 —сталь Х4Н незакаленная,а. =7500, 6 = 12.
D О
Передаточное число выражается
i = — = = — = sin 51 (219)
#2 Zj sin Bg
Величина модуля цилиндрических колес с прямыми зубьями нахо-
дится из формулы
(220)
О
где h — 2,2 т; b = f т; S 0,5/ = 1,57m;
Re— допускаемое напряжение при изгибе в кг/см2, откуда
т=23,11/мм. (221)
Величина Re зависит от металла зубчатых колес, их термической об-
работки и от окружной скорости и выражается формулой
Re=^ кг/см2. (222)
157
Изменение -р-
Ъ
и Re от v и аь (фиг. 123) достаточно хорошо согласует-
ся с расчетными данными механической передачи тепловоза Э^х по-
строенного по заказу Советского правительства в 1925 г. Конические
колеса из хромоникелевой стали, цилиндрические — из марганцевой ста-
ли. Зубья цементованы и закалены.
Определив основные размеры колеса, зубья проверяют на износ по
допускаемому напряжению сдвига Rs в поверхностном слое рабочего
профиля зуба:
/?, = 10-cos з , Л £±1£, (223)
Ai у п ет b
где А — расстояние между осями;
__ £>i + ^2 __ (г1 +*2) ту __ (^1+^2)^ (224)
2 2 2 cos р
i = — = —------передаточное число;
л2
N — передаваемая мощность;
п — число оборотов зубчатого колеса в минуту;
Кд — коэффициент долговечности.
При продолжительности работы зубчатых колес ~ 20 000 час. коэф-
фициент долговечности Кд = 0,65. Зная Rs, находим предел усталости
по формуле
158
Полученная величина не должна превышать
aw < 0,25 (^ + а5) + 500 кг/см2, (226)
где °ь — временное сопротивление на разрыв в кг/см2;
□s — предел текучести в кг/см2.
Твердость по Бринелю
Яв=-^-5- (227)
Необходимая твердость достигается цементацией с последующей за-
калкой в 1—3 приема. Цементуемые стали должны иметь углерода не
больше 0,2 %-
Фиг. 125. Величины k кг/см2 и Kv
в зависимости от и м/сек.
Фиг. 126. Граница применения кольцевой
и циркуляционной смазки:
1— циркуляционная смазка; 2 — кольцевая смазка.
После определения основных размеров зубчатых колес вычерчивается
эскиз механической передачи. Зазор между шестерней и кожухом в ра-
диальном направлении А > 0,05Z), в боковом Д > 0,26. Масло к зубьям
подводится по направлению вращения колес. Возвышение дна коробки
над головкой рельса больше или равно 150 мм. На фиг. 124 показана
механическая передача для тепловоза N = 1450 л. с. при п = 470 об/мин.
Валы изготовляются из стали = 5000 кг/сж2, 8 = 15% и рассчи-
тываются по формуле
d = 14,4 , (228)
или на изгиб по формуле Сен-Венана
М = 0,35 Мв + 0,65 Ум^ + м^, (229)
где Мв и Md — изгибающий и крутящий моменты.
Для уменьшения веса в валах высверливаются отверстия диаметром
do=(O,4 H-0,5)d. Цапфы валов рассчитываются на изгиб по формуле
Pl d*—
= WRe 0,1 —у Re, (230)
где /?.= —; 8 10 — запас прочности; Р = — =
р г гп
Кроме того, цапфа рассчитывается
на изнашивание
К = -~ кг!см2 (231)
Id
и на нагревание
ЛА = di ккал!сек. (232)
427
159
Выделенное тепло отводится с таким расчетом, чтобы температура
подшипника т < 60°С. Для приближенных расчетов можно пользоваться
диаграммами фиг. 125, а определять условия, когда применяется коль-
цевая и циркуляционная смазка, можно по кривой фиг. 126. Длина шеек
цапф равна (0,5 -ь 1,0) d.
Зазор подшипников выпол-
няется в процентах от d в зави-
симости от удельного давления
К при п = 1000 об/мин (фиг.
127). Среднее значение идеаль-
ного зазора
з,з
Фиг. 127. Зазор между подшипником
и цапфой в в зависимости от k
кг/см2 при л=1000 об/мин.
Каждый вал имеет две, редко три опоры с таким расстоянием, что
стрела прогиба вала для цилиндрических колес f <С 0,025 мм.
Основные величины передачи тепловоза
Таблица 22
Показатели Передаточные числа
f, =6,91 /,=3,97 /3=2,056
Зубчатые колеса (фиг. 129) . . 1—2 3—2 5—6 1—2 7-8 5-6 1—2 9—10 5-6
Переда- точное чис- ло пары . . 1,0 2,72 2,54 1,0 1,565 2,54 1,0 0,81 2,54
Число зубьев в ко- лесах . . . 48-48 33—90 39-99 48—48 48-75 39-99 48—48 68-55 39—99
Модуль . 10 10 10 10 10 10 10 10 10
Число обо- ротов зуб- чатых колес в минуту . 400/400 400/147 147/58 400/400 400/256 256/101 400/400 400/494 494/194
Скорость в км/час — 1 14,4 — — 25,0 — — 48,2
160
Таблица 23
Расчет зубчатых колес с модулем 10 тепловоза ЭМХ
Зубчатые колеса (фиг. 129) Механи- ческие свойства Размеры зубчатых колес Момент сопротивле- ния в сл3 W Ступени скорости Действующие силы и моменты при Ng = 1 100 л, с. Запас прочности р Число оборотов ко- леса в минуту п Окружная скорость в Mfce к V
Предел проч- , ности в кг-Оиле2 Удлинение в % Диаметры в мм I Число зубъев z Угол наклона зубьев р Размеры зуба в Мм Окружное усилие в кг Р Момент в кгсм М Изгибающее напряжение в кг, см? R Удельное дав- ление в кгсм Р-.Ь
Началь- ный d Внешний Внутрен- ний dg Общая вы- сота h Высота головки hf Высота ножки h” Длина 1 зуба b
। 2 { Большой 2 | венец 60 17,0 480,0 48 10°10'55" 21,8 10 11,8 60 3,35 I III 5300 1 145 1 580 880 3,8 400 10,1*
Г Малый | венец 60 17,0 390,0 39 12°33'59" 21,8 10 11,8 90 4,20 1—ill 5 300 855 1 150 590 5,2 400 8,15*
|__2 { Большой ( венец 60 17,0 480,0 48 10°10'55* 21,8 10 11,8 60 3,35 I—III 9 200 2 000 2 750 1 530 2,2 400 10,Iх*
( Малый ( венец 60 17,0 390,0 39 12с33'59" 21,8 10 11,8 90 4,20 12200 2 000 2 650 1 350 2,3 400 8,15***
3 80 17,5 332,683 357,683 306,683 33 25,5 12,5 13,0 180 12,00 i 12 200 2 000 1 270 333 6,3 400 6,95
4 40 31,5 907,317 928,317 877,317 90 25,5 10,5 15,0 180 12,00 1 12 200 5 450 1 270 333 3,2 147 6,95
7 — — 483,900 508,900 457,900 48 7°16'53" 25,5 12,5 13,0 120 8,0 11 8 260 2 000 1 315 344 — 400 Ю,1
8 40 32,8 756,100 777,100 726,100 75 25,5 10,5 15,0 120 8,0 11 8 260 3 120 1 315 344 3,1 256 10,1
9 40 30,5 685,528 706,528 655,526 68 25,5 10,5 15,0 120 8,0 III 5 840 2 000 935 244 4,5 400 14,35
10 80 17,5 554,472 579,472 528,472 55 25,5 12,5 13,0 120 8,0 5840 1 610 935 244 8,5 494 14,35
I 27 800 5 450 2 400 1 260 3,3 147 3,02
5 80 17,5 391,413 416,413 365,413 39 25,5 12,5 13,0 220 14,7 11 16 100 3 120 1 390 730 5,7 256 5,25
4С52'12" III 8 250 1 610 720 380 н,о 494 10,1
99 I 27 800 13 800 2 400 1260 1,7 58 3,02
6 40 31,8 993,587 1014,587 963,587 25,5 10,5 15,0 220 14,7 II 16100 7 900 1 390 730 2,9 101 5,25
III 8 250 4 080 720 380 5,6 194 Ю,1
* Напряжения определены при условии одновременной работы обоих венцов. Действующий момент на зубчатое колесо распределен
на каждый венец пропорционально средним радиусам.
** Силы и напряжения определены с учетом работы только наружных венцов конических колес.
*** Силы и напряжения определены с учетом работы только внутренних венцов конических колес.
Расчет валов механической передачи
Валы (см. фиг. 129) Механические свойства Конструктивные размеры
Диаметры в мм Момент со- противления на кручение в слс3 VTj Момент сопротивления на изгиб в cjh3 Подшипники Число оборотов в минуту п
Предел проч- ности в кг;мм2 °ь Удлинение в % 5 Наружный расчетный d н I Внутренний de Отно- шение А “н Диаметр в мм d Длина в мм 1 Площадь опо- ры в гж2 dl
Продоль- ные 80 18,3 175 — — 1 050 525 179,5 270 486 400
Верхние поперечные 80 18,3 150 50 0,333 655 327 Ь5 235 412 400
Промежу- точный 75 19,2 210 50 0,238 1 860—1 813 930—906,3 200 300 600 147 256 494
Тяговой 75 21,3 220 — — 2100 1050 240 400 960 58 101 194
К. п. д. зубчатых колес цилиндрических у = 0,98, конических т]к=
= 0,96. При недостаточно внимательном уходе, при износе зубьев и под-
шипников к. п. д. уменьшается до т}к = 0,87 — колеса работают с шу-
мом. Потери в зубчатых колесах пропорциональны числу оборотов и
крутящему моменту и приближенно подсчитываются по формуле
(1 — ъ) N = 0,28• 10“4nMd л. с. (234)
Графически эти потери изображаются
прямыми (фиг. 128).
Зная потери в передаче и характеристи-
ку дизеля, можно построить характеристи-
ку тепловоза, т. е. построить FK9 ?iM, NK для
каждой ступени коробки скоростей.
Фиг. 130. Характеристи-
ка тепловоза tNe «
= 1 100 л. с. при п = 400
об/мин:
I—IU —ступени скоростей.
Фиг. 129. Схема передачи с тремя ступеня-
ми скоростей тепловоза =1100 л. с,
при п = 400 об/мин:
1 — 10 — зубчатые колеса; 1! — муфта первой ступе-
ни; 12 — муфта второй ступени; 13 — муфта третьей
ступени.
162
Таблица 24
тепловоза Э^х (валы из никелевой стали)
Ступени скорости Силы, моменты и напряжения
Крутящий момент в кгм Мд Напряжение кру- чения в кг. см- Яд Изгибающий мо- мент в кгм MQ Напряжение из- гиба в кг [см"1 Rg Сложное напря- жение в кгсм2 Я Запас прочно- сти р Реакция левого подшипника в кг L Реакция правого подшипника в кг Р Удельное дав- ление на под- шипник Работа левого подшипника в кгм. см2- сек Kv
левый в кг, см1 L dl правый в кг!см2 Р dl
I—III 2 360 225 1200 230 450—368 17 12 500 12 500 26 — 97
I—111 2 360 360 — — — — — — — — —
I 6400 345 13 800 1480 1 640—1 567 4,6 21 200 16 200 35,2 27,0 53
II 3 670 197 13 000 1 400 1 450—1 430 5,3 17 700 10 850 29,4 18,1 78
III 1900 102 4 900 530 565 13,5 7 550 9 050 12,6 15,0 65
I 16200 770 23 200 2 200 2 680—1 442 2,8 88500 75 500 92,0 79,0 66
II 9 300 445 13 200 1 260 1 545 4,8 50 000 42 500 52,0 44,5 65
III 4 800 230 6 700 670 810 9,3 25 600 22 000 26,6 23,0 65
На фиг. 129 приведена схема передачи тепловоза ЭзМХ.
Основные величины передачи указаны в табл. 22.
При коэффициенте эластичности дизеля В = 4 число оборотов дизеля
на первой ступени соответствует числу оборотов зубчатого колеса, помно-
женному на Л; при пд = 400 пк = 58 и v = 5,7 км!час.
Общая характеристика тепловоза Эз1Х приведена на фиг. 130.
Расчеты зубчатых колес в соответствии с обозначениями на фиг. 129
приведены в табл. 23. Расчет произведен при условии, что нагрузка вос-
принимается всегда двумя зубьями каждого колеса, или коэффициент
перекрытия s = 2,0.
Наибольшие напряжения возникают в конических колесах, которые
первоначально состояли из двух венцов. Трудности получения хорошего
зацепления и ударные нагрузки при переходе с одной скорости на другую
приводили к частым поломкам конических колес при вполне надежной
работе цилиндрических. Замена двух венцов конических колес одновенеч-
ными с косыми зубьями дала удовлетворительные результаты.
При переходе с одной скорости на другую сила тяги падает до нуля.
В табл. 24 приведены сведения о валах передачи. Тяговый вал рабо-
тает при передаче на первой скорости с запасом прочности р = 2,8, что
вызывает увеличение стрелы прогиба вала и быстрый износ зубьев пятого
и шестого зубчатых колес.
МУФТЫ СЦЕПЛЕНИЯ И МУФТЫ РАЗГОНА
Для включения и выключения зубчатых колес служат фрикционные
муфты, которые могут быть: механические, пневматические, гидравличе-
ские или электрические.
На фиг. 131 показана фрикционная муфта тепловоза Эз1Х с электро-
магнитным включением. На вал передачи насаживается наглухо корпус
2 магнита с внешним кожухом 5, который жестко соединяется с зубчатым
колесом. Внутри корпуса сидят стальные диски-пластины 4 с фрикцион-
ными облицовками. Между ними помещены диски 7, сидящие на шпонках
163
корпуса 2 магнита. В муфте имеется магнитная катушка 1, получающая
ток через контактные кольца 3.
Якорем служит шайба 10, оттягиваемая пружиной 9. При пуске тока
через катушку образуется магнитный поток, преодолевающий силу пру-
жины 9 и притягивающий якорную шайбу 10 к корпусу 2, Вследствие
Фиг. 131. Электромагнитная фрикци-
онная муфта тепловоза
/ — магнитная катушка; 2 — корпус магнита;
3 — контактные кольца; 4, 7 — диски-пластины
трения; 5, 6 — опорные кольца; 8— внешний
кожух; 9 — пружины; 10 — якорная шайба.
этого диски 7 и кольца 5 сжимаются,
вал соединяется с соответствующим
зубчатым колесом через корпус 2 и ко-
жух 8. При прекращении подачи тока
через катушку электромагнитная связь
якорной шайбы 10 с корпусом 2 пре-
кращается, и пружины 9 оттягивают
якорь к кожуху 8.
Ход якоря составляет 8 мм\ наи-
меньший зазор между якорем и магни-
том в период включения 1,5 мм; пере-
даваемый момент Л1=1900 кгм\ расход
энергии ОД кет при напряжении ПО в.
Период скольжения дисков 1,0—
1,5 мин. Жесткость пружины 16,5kz/jwjw.
Муфты с пневматическим включе-
нием показаны на фиг. 132 и с гидрав-
лическим (масляным)—на фиг. 133.
Как та, так и другая муфты имеют две
группы дисков, из которых одни связаны с валом, другие, связанные с
кожухом муфты, жестко соединены с зубчатым колесом.
В муфте с гидравлическим включением (фиг. 133) вместо дисков
трения применены клиновидные кольцевые выточки и впадины на муфте
и колесе.
Муфты включаются под давлением масла от циркуляционного масля-
ного насоса или под давлением воздуха из резервуара. Впуск масла или
воздуха осуществляется при помощи крана у поста машиниста. Размыка-
ние производится тем же краном, причем масло пропускается между
дисками по канавкам.
Связь дисков трения с валом и кожухом осуществляется соответствую-
щими выступами и пазами.
Отношение внутреннего диаметра к наружному — = 0,6 -ь- 0,8.
Толщина пластины S= (0,01 n- 0,02)dw.
164
Расстояние между дисками в разомкнутом состоянии
S = 0,2 0,5 мм.
Момент дизеля
Мд = 71 620 кгсм,
п
где Ne — мощность дизеля.
Расчетный момент с учетом
неравномерности крутящего мо-
мента и перегрузки дизеля
Л40 = (1,3-ь-2) Л4д. (236)
Потребное число пар трущих-
ся поверхностей
г = , (237)
Ml
где Afj — момент, передаваемый
парой трущихся поверхностей,
гн
мх = 2~1?П f г7 & =
О
гв
где k — давление на диски в кг/см2.
Усилие для включения муфты
Фиг. 133. Фрикционная муфта с гидравли-
ческим (масляным) включением
а — замкнутая; б — разомкнутая; 1 — ведомый вал;
2 — масляные каналы.
9
у ябр. (г3н — г^) кгсм, (238)
г2н-г;У (239)
Окружное усилие, развиваемое парой трущихся поверхностей,
Р=^ = к(г2-г2)^. (240)
При р. =0,1, Q = ЮР, т. е. осевое давление в 10 раз больше полез-
ного усилия, передаваемого одной парой трущихся поверхностей.
При включении муфт с коническими ручьями (фиг. 134) сила в осевом
направлении
_ Mo sin я+р. cos я (241)'
гср Р-
где а — угол наклона профиля ручья.
После включения при отсутствии скольжения
Q = . (242)
Гср И
При а = 12° Q = 3,06 —. Высота гребня h = 10 н- 12 мм; расчетные
гср
давления k = 4 ч-Ю кг/см2\ коэффициент трения у = 0,12 -г-0,15.
При электромагнитном включении находят число витков, сечение про-
волоки, сечение катушки и потребляемую энергию по силе притяжения
электромагнита. Усилие, необходимое для включения муфты,
Q = — = ^В^кг, (243)
fi 2р
где о — магнитная постоянная (для воздуха р = 1,25-10"8 =2 сек/см);
В — магнитная индукция (для стального литья. В= 12000 ч-
-н- 15 000 • 10-8 сек/см2);
f — площадь магнитных полюсов в см2.
165
Согласно обозначениям на фиг. 135 .
/ = А+/в = ^(Оя6к + Ов68) сл2. (244)
Обычно fn = fe. Полезная площадь трения муфты
F = itDbz см2.
(245)
где Ь — ширина трущегося кольца;
z — число трущихся поверхностей.
Момент, передаваемый
муфтой,
MQ = Р— кгсм.
0 2
Расчетный момент
Л10 = ,
где ?= 1,3 н-2,0.
(246)
Фиг. 134. Схема кониче-
ских ручьев муфты.
Фиг. 135. Схема электромагнитной муфты.
Для получения необходимой индукции В в сечении сердечника необ-
ходимо в катушке осуществить определенное число ампервитков JW,
которые складываются из JWe, необходимых для преодоления сопротив-
ления магнитному потоку в воздушных зазорах между магнитом и яко-
рем, и JWjic—служащих для преодоления сопротивления магнитному по-
току стали, т. е.
Y,JW=JWe + JWx = awele + awxlx, (247)
где awa = — = 9600 12 000 — удельные ампервитки для воздуха;
Р
aw ж= 8,2 — удельные ампервитки для стали;
/в и 1Ж— длина соответствующих участков в см.
Длина магнитного пути по воздуху 1в = 2 : 0,1 =0,2 см, по стали
1Ж = 2а + 2с (фиг. 135). Диаметр проволоки для катущки электромаг-
нита определяется по закону Ома:
откуда __________
s , Л JWDM-4C ,О.Л.
8 = 1/ -----------мм> (249)
где С = 0,0175 2 мм2)м— удельное сопротивление медной проволоки;
DM— средний диаметр катушки в м;
Е — напряжение в в;
W — число витков.
По условиям нагрева плотность тока i в проволоке катушки не долж-
на превышать I = 2 -г-3 а!мм2, поэтому
, . Е6»
J = I---=---------,
4 4DM WC
166
откуда число витков
117 = —-—
nDM iC
(250)
сила тока в катушке
(251)
Диаметр изолированной проволоки 8] 1,2 8, поэтому сечение ка-
тушки будет
F^>2Wmm2. (252)
Потребляемая энергия
L = JE вт.
Пример. Рассчитать электромагнитную муфту для вращающего мо-
мента двигателя Мд=70 кгм; диаметр поверхности трения 0 = 430 мм;
Е = 220 в.
Расчетный момент
Л10 = = 1,4-70 = 100 кгм.
Окружное усилие
= 465 кг.
D
Сила притяжения электромагнита
Q = — = — = 3 100 «г.
|Л 0,15
Поверхность трения
F = r.Db = к - 43-6,4 = 860 см2.
Удельное давление
р = — = = 3,6 кг)см2.
r F 860 ’ '
Сила притяжения электромагнита
п 1 «2/г 1П9 (12000 • 10-8)2-10,2 г
Q~^B J' 10’2 -------2-1,25-10-8---f= 5’9-'’
откуда
/ = -^- =525 см2.
J 5,9
Примем DH = 375 мм, D, — 230 мм, 2а + 2с = 30 см. Согласно
фиг. 135 получим
По формуле (247)
SJW = aw,I, + awx 1Ж = J2°00-10-8 2-0,1 + 8,2• 30 = 2 166.
1,25.10-’
167
При среднем диаметре катушки Dм = 320 мм = 0,32 м диаметр про-
волоки
JWDM-4C
Е
= 0,47 мм.
Число витков при плотности тока i = 2,8 а/мм2
W =---------— =----------—--------- = 4 500.
*DMiC л-0,32-2,8-0,0175
Сила тока
JW
W
2 166
4 500
= 0,48 a.
Диаметр изолированной проволоки
Oj = 1,28 = 0,58 мм.
Сечение катушки
F1= Ц782 = 4 500-0,582 = 1 300 лл2^36-36 мм2.
670
Потребная энергия
L = JE = 0,48-220= 106 вт.
При больших передаваемых
моментах, как это имеет место в
тепловозах, электромагнитные
муфты выполняются обычно пла-
стинчатыми, с несколькими тру-
щимися поверхностями.
Для питания током электро-
магнитных муфт тепловозов при-
меняется специальная динамома-
шина и аккумуляторная батарея.
Включение муфты может произ-
водиться или от динамомашины,
или от аккумуляторной батареи.
Для плавного включения приме-
няется контроллер с большим чис-
лом контактов.
Кроме муфт сцепления, в теп-
ловозах с механической переда-
чей ставятся муфты разгона. Пос-
ледние могут быть гидравличес-
кими или фрикционными с воз-
душным или электромагнитным
включением.
На тепловозах Э^х постав-
лена фрикционная муфта с элек-
тромагнитным включением (фиг. 136). Муфта состоит из электромагнит-
ного сердечника 2, жестко связанного с валом дизеля /; рессорной муф-
ты 10, сидящей на валу передачи. Обод рессорной муфты жестко связан
с шайбой 11, свободно сидящей на валу дизеля. Маховик 4 неподвижно
соединен с телом муфты. При пуске тока через кольца 3 в катушку 5
якорь 8 передвигается вправо и прижимает фрикционные прокладки 7 к
маховику. Возникающий момент передается через цапфы 9 шайбе, рес-
сорной муфте и валу коробки скоростей. Для охлаждения маховик снаб-
жен вентиляционными каналами 6.
Фиг. 136. Муфта разгона с электромаг-
нитным включением тепловоза Э^х:
1 — конец вала дизеля; 2 — сердечник; 3—контакт-
ные кольца; 4 — маховик дизеля; 5 — катушка
электромагнита; 6 — вентиляционные каналы;
7 — фрикционная прокладка; 8 — якорь; 9—цапфа;
10 — рессорная муфта; 11 — шайба.
168
В цепь тока, питающего катушку, включается реостат контроллера.
Регулированием сопротивления можно достичь безударного включения
передачи и плавного трогания тепловоза с места. Наибольший ток 10 а
при напряжении 110 в. Муфта передает момент Мд = 1920 кгм. Сколь-
жение около 1 мин., причем муфта нагревается на 30°С выше окру-
жающей температуры. Для питания муфты, вспомогательных электродви-
гателей, для зарядки аккумуляторной батареи и для освещения на тепло-
возе имеется динамомашина постоянного тока мощностью 6 кет с коллек-
тором на 110 и 25 в. Количество теплоты, выделяемое муфтой за период
разгона, примерно равно половине работы, произведенной дизелем за
тот же период:
Q = Мд
4 2-427 ’
(253)
где =0,105 п;
t — время скольжения муфты, которое находится из дифферен-
циального уравнения движения поезда
V-3 600
12О(А~^о)‘
(254)
Пример. Определить тепло, выделенное пусковой муфтой пассажир-
ского тепловоза мощностью N е = 1200 л. с., при* п = 450 об/мин. Вес
тепловоза Р= 110 т, вес вагонов Q = 600 т, FKm^ = Pcty = 18 000 кг,
DK= 1520 мм.
По табл. 21 определяют i = 5,90, иш1п =12,95 км/час, nmin =
= 270 об/мин, fK = = 25,4 кг/т. При неблагоприятных условиях
Wq = 18,5 кг/т. Время скольжения муфты
t = V-3 600 = се = Л = 1720 кгм.
120(А-и>0) л
Тепло, выделенное за период разгона,
Q = Мд 5 400 ккал.
2-427
При весе муфты G = 1000 кг и теплоемкости стали Ср =
= 0,115 ккал!кг°С повышение температуры муфты за период разгона
t — t0 = —5— = 47,0°С.
° CpG
ВЫПОЛНЕННЫЕ ТЕПЛОВОЗЫ
На фиг. 6 показан продольный разрез и план тепловоза Э™х .
Листовая рама тепловоза опирается на пять сцепных осей, на перед-
нюю двухосную и заднюю одноосную тележки. На раме укреплен глав-
ный дизель с компрессором мощностью Ne = 1100 л. с. при п =
= 400 об/мин. Критические обороты находятся в пределах п = 410 -н
-ь 430 в минуту.
Наибольшая скорость (при п = 400 об/мин) на первой ступени
14,4 км/час, на второй 25,0 км/час и на третьей 48,2 км!час.
Основные характеристики тепловозов с механической передачей приве-
дены в табл. 25.
Кривые силы тяги и скорости при переходе с первой ступени на вто-
рую и третью, полученные при испытании тепловоза Э^х приведены на
фиг. 137.
169
Таблица 25
Основные характеристики тепловозов с механической передачей
Показатели _мх э3 tMX ь Японский
Род службы Грузовой Маневровый Маневровый
Осевая формула 2—5—1 0—2—0 1-3-1
Конструктивная скорость в км/час . Максимальная сила тяги в кг 55 45 60
при о км/час Наибольшая касательная мощность 15200/14 7800 —
NK в л. с • . . 920 270 —
Главный дизель Четырехтактный
Число цилиндров 6 6 6
Диаметр цилиндров в мм 450 220 —
Ход поршней в мм 420 320 —
Число оборотов в минуту 450 850 420
Эффективное давление Ре в кг/см2 . 6 5,5 —
Часовая мощность на валу Ne в л. с^ 1050 300 600
Система распыливания топлива . . Система топливного насоса .... . . форсунки . . . Воздушная струйная MAN Открытая
Система охлаждения поршней . . . Масляное Без охлаждения Без охлаждения
Подача водяного насоса в м3 ... 48 12 —
Подача масляного насоса в м3 . . . Пуск дизеля 20 3,5 Воздухом —
Поверхность водяного радиатора вл2 Поверхность масляного радиатора 530 82 —
в м2 Наибольшее число оборотов венти- 200 55 —
лятора в минуту Система привода вентилятора . . . 1200 1200 От редуктора —
Наибольшая подача воздуха в м3/час Коэффициент теплопередачи в 142000 — —
ккал/м2 час° С водяного радиатора Коэффициент теплопередачи масля- 46 — —
ного радиатора 39 — —
Число ступеней передачи Передаточное число и соответствую- щие скорости* 3 4 3
I ступени 6,91/14,4 23/8,5 12,5
П „ , 3,97/25,0 13,35/14,6 5,0
III 2,056/48,2 7,6/25,9 2,0
IV . — 4,43/45,0
Динамо постоянного тока в кв 6 — —
Число оборотов в минуту 2500 — —
Напряжение в в Электродвигатель постоянного тока 110/135 — —
мощностью в кет 1 ,о — —
Напряжение в в Аккумуляторные батареи ПО Щелочные —
Число элементов 55 — —
Напряжение зарядного тока в в . . 135 — —
Наибольшая сила зарядного тока в а Емкость при трехчасовой разрядке 27 — —
в а-час ............ 80 — —
Длина между буферами в мм ... 16696 8610 7760
База полная в мм 11945 3200 3100
База жесткая в мм 5720 3200 3100
Диаметр движущих колес в мм . . 1320 1220 1250
♦ В числителе—передаточное число, в знаменателе—скорость в км!час.
170
Продолжение табл. 25
Показатели ^мх эз .MX D Японский
Вес в т:
дизеля 25,0 — —
холодильника 6,8 — —
коробки скоростей 13,85 — —
запаса топлива 3,5 1,о —
запаса смазки 1,0 0,25 —
запаса воды • 1,0 0,50 —
Сцепной вес тепловоза 88,0 38,0 45,0
Нагрузка на оси в т:
бегунковые 13,0—14,0 — —
движущие 17,6 19,0 15,0
поддерживающие 16,0 — —
Переключение вызывает падение силы тяги до 0, при этом скорость
поезда на площадке немного понижается: на Ю%0 подъеме скорость па-
дает с 14 до 9 км]час.
Фиг. 137. Кривые F и V при переходе с! ступени на II иП1 (повышенные скорости).
На фиг. 138 показаны изменения силы тяги и скорости при понижении
скорости с переходом с третьей ступени на вторую и первую. Период
переключения с одной ступени на другую продолжается 12—18 сек. При
Рркг
24000
22000
20000
18000
16000
14000
12000
10000
8000
6000
4000
2000
О
Фиг. 138. Кривые F и V при переходе с III ступени на II и I (пониженные скорости).
достаточном навыке машиниста перерывы в силе тяги не нарушают пра-
вильности ведения поезда. Механическая передача нашла широкое при-
менение в автомотрисах, в маневровых тепловозах мощностью до
300 л. с. и в мотовозах.
ГЛАВА IX
ТЕПЛОВОЗЫ СИСТЕМЫ А. Н. ШЕЛЕСТА
МЕХАНИЧЕСКИЙ ГЕНЕРАТОР ГАЗОВ СИСТЕМЫ А. Н. ШЕЛЕСТА
Принцип действия. Проекты тепловозов с дизелями и с различными
передачами (механической, гидравлической, электрической и воздушной)
были разработаны в МВТУ в период 1912—1916 гг., но состояние про-
мышленности того времени
Фиг. 139. Индикаторная диаг-
рамма механического генера-
тора газов, работающего по
четырехтактному циклу.
не позволяло осуществить вполне надежный
и выгодный в эксплуатационном отноше-
нии тепловоз с одной из этих передач.
Поэтому автором был предложен меха-
нический генератор газов, состоящий из
двигателя внутреннего сгорания и ком-
прессора. Энергия механического генера-
тора газов в виде продуктов сгорания
высокого давления и высокой темпера-
туры, соответствующих давлению и тем-
пературе перегретого пара, подается в
газовый ресивер, откуда газ расходуется
поршневой или турбинной машиной. При
этом давление и температура газов неза-
висимо от их расхода поддерживаются
постоянными с помощью особого регу-
лятора.
В таком механическом генераторе
газов (см. фиг. 2) может быть применен любой двигатель, работающий
на произвольном топливе и по любому циклу. Этот двигатель механи-
чески связывается с компрессором.
Принцип работы механического генератора газов по четырехтактному
циклу заключается в следующем.
Воздух, сжатый в компрессоре 1 (фиг. 2) до давления 2—6 ата, по-
дается в ресивер 2, откуда в период всасывания протекает в цилиндр 3
сгорания и заполняет весь его полезный объем по линии а^а (фиг. 139).
В н. м. т. цилиндр сгорания разобщается с ресивером, и воздух сжи-
мается по линии ас.
В точке с вводится топливо, при сгорании которого происходит даль-
нейшее повышение давления по линии czx и сгорание газов по линии
С точки z идет расширение газов до точки Ь. Выхлоп газов происхо-
дит в ресивер 4 (фиг. 2) по линии Ьг\ (фиг. 139). При давлении газов
6—10 ата газы выталкиваются в ресивер по линии гхг, откуда поступают
в нижнюю рабочую машину 5 (фиг. 2). В в. м. т. открывается вса-
сывающий клапан цилиндра сгорания, и рабочий процесс начинается
вновь.
172
Избыточная мощность цилиндра сгорания затрачивается на работу
зарядного компрессора и на механические и гидравлические потери в
генераторе.
Если рабочий процесс двигателя осуществляется по двухтактному
циклу, то индикаторная диаграмма цилиндра сгорания аналогична инди-
каторной диаграмме цилиндра нормального двигателя при высоком дав-
лении продувки (фиг. 140). Если генератор предназначен для обслужи-
вания существующих машин, то зарядка цилиндра сгорания получается
при пониженном давлении (фиг. 141), вследствие чего давление выпус-
каемых газов будет значительно выше, чем давление воздуха при впуске.
Фиг. 140. Индикаторная диа-
грамма механического ге-
нератора газов, работающе-
го по двухтактному циклу.
Фиг. 141. Индикаторная диа-
грамма механического генера-
тора газов для обслуживания
существующих машин с повы-
шенным давлением выхлопа.
Температура и давление газов специальным регулятором в ресивере
поддерживаются постоянными независимо от расхода газов рабочей
машиной.
Предохранительный клапан на ресивере 4 (фиг. 2) позволяет не оста-
навливать генератор на коротких стоянках, что значительно упрощает
уход за установленным на тепловозе генератором.
Описанный принцип действия механического генератора газов разра-
ботан автором в 1912 г. Патент на тепловоз с механическим генератором
газов был выдан в 1914 г. в Англии за № 5381 и в России в 1915 г. за
№ 28189.
Тепловой расчет цилиндра сгорания генератора производится подобно
расчету цилиндра двигателя внутреннего сгорания, у которого внешнее
давление Ро и температура Тс соответствуют давлению и температуре воз-
духа, сжатого в компрессоре, но имеет специфические особенности, кото-
рые необходимо учитывать при проектировании новых машин.
Основы теплового расчета. Тепловой расчет двигателя внутреннего
сгорания, предложенный впервые проф. В. И. Гриневецким, остался, по
существу, неизменным. Уточнению подверглись степень сжатия е, коэф-
фициент повышения давления X, коэффициент выделения тепла $ и по-
казатели политроп сжатия и расширения.
До настоящего времени физическое значение некоторых коэффициен-
тов не получило должного разъяснения. При проектировании новых дви-
гателей эти коэффициенты берутся на основе подобных двигателей внут-
реннего сгорания, т. е. расчет теплового процесса подгоняется под суще-
ствующие двигатели. При таком подходе тепловой расчет в заводских
условиях теряет свою ценность. В большинстве случаев конструкторы
руководствуются средними индикаторными давлениями, по которым ве-
дется конструирование всего двигателя.
Расчет новых машин с резко изменяющимся тепловым процессом
требует более глубокого подхода. Механический генератор газов должен
173
работать с повышенным давлением зарядки свежим воздухом от 2 до
6 ата, с уменьшенной степенью сжатия, с укороченными процессами сжа-
тия и расширения, с выхлопом газов в ресивер при повышенных давле-
ниях 6—9 ата.
Засасываемый воздух сжимается до давления Ра= 2 -ь 6 ата компрес-
сором поршневого, ротационного или турбинного типов.
Мощность зарядного компрессора определяется по формуле
N,= O^-----------
4,-1 60.7S4.4. \Ра/
или по диаграмме Т — S (см.приложение):
Jlf . <z .
60.75
л. с,,
(255)
(256)
где G — количество воздуха в кг, подаваемого компрессором в
минуту;
пх — показатель политропы сжатия;
Ра и Рк —давление воздуха в цилиндре компрессора в начале и в
конце сжатия в кг/ле2;
ta и tx — температуры всасывания и сжатия в компрессоре;
—к. п. д. компрессора (^ = 0,8);
т\п—к. п. д. передачи от вала двигателя к валу компрессора.
Температура сжатия в компрессоре
Л = 7’а(-^)л‘. (257)
\*а/
Показатель сжатия п,х зависит от типа компрессора. В поршневом
компрессоре с хорошим охлаждением при п = 400 об/мин показатель
Пх = 1,3. При увеличении числа оборотов политропа приближается к
адиабате. В турбокомпрессорах показатель пх берется по адиабате.
Температура всасывания зависит от быстроходности двигателя. Приб-
лизительно можно считать
Та = То + 20°.
Давление всасывания зависит от сопротивления всасывающих клапа-
нов и трубопровода и может быть подсчитано по формуле
Ра = Р.(1 + 5) кг/см2, (258)
где То—удельный вес засасываемого воздуха в кг{м\
$—коэффициент сопротивления всасыванию, равный ~ 6,0;
S —ход поршня компрессора в м;
п — число оборотов вала в минуту;
F — площадь поршня компрессора в jh2;
Sf—сумма площадей живого сечения всасывающих клапанов в м2.
Таким образом, можно подсчитать Ра и, задаваясь давлением сжатия
Рк, найти температуру Тк воздуха, выходящего из компрессора. Учиты-
вая потери давления при выхлопе воздуха из компрессора, нужно Рк наз-
начать выше давления в ресивере примерно на 0,4 кг[см2 или подсчитать
эту потерю, зная сопротивление нагнетательных клапанов, по формуле
= Pk -Ррее = ^-(1+ А кг/см2, (259)
Zg \ OU ] 2-ij
где — удельный вес сжатого воздуха;
— коэффициент сопротивления нагнетательных клапанов, рав-
ный — 6,0.
174
Процесс зарядки цилиндров генератора возду-
хом из ресивера зависит от гидравлических потерь в генераторе, от ве-
личины степени сжатия е и от теплового напряжения генератора. Темпе-
ратура воздуха в начале сжатия
Т = Трес+^Т+^Г Тг (260)
газов;
выхлопных газов, равная примерно
РЛ\
где АГ — температура подогрева от стенок цилиндра генератора;
— коэффициент остаточных
Т — абсолютная температура
750—850°К.
Коэффициент остаточных газов
Тг =-------• - г (zon
Г (е-1)^ РресТг’
где е — степень сжатия, равная 8—10;
—коэффициент наполнения, равный отношению количество засо-
санного из ресивера сжатого воздуха к количеству воздуха, мо-
гущему поместиться в объеме цилиндра сгорания генератора при
давлении Ррес и температуре Трес.
Коэффициент наполнения
~ = £ . ?а ^рес *
е 1 Ррес Ра 1 "Ь 7г
где Ра и Та —давление и температура начала сжатия.
Фиг. 142. Зависимость молекуляр-
ных истинных теплоемкостей
тСр и mCv средних теплоемкос-
тей от 0 до t —тСро и тС^0 и
показателя адиабаты К для двух-
атомных газов от температуры.
В двухтактных генераторах с прямоточной продувкой коэффициент
остаточных газов можно принять равным нулю. Температура Тг в
начале расчета неизвестна. Предвари-
тельно приходится задаваться величиной
Тг, а при тепловом расчете найти темпе-
ратуру Тг аналитически и сравнить ее
величину с предварительно заданной.
Если разница небольшая, то можно этим
расчетом ограничиться. При большой
разнице необходимо вновь провести рас-
чет генератора.
Процесс сжатия. В цилиндре
сгорания механического генератора, ра-
ботающего по двухтактному циклу, про-
исходит сжатие чистого воздуха. В этом
случае температура сжатия определяется
по уравнению политропы
Тс=Тага‘~\ (263)
где П1 — показатель политропы сжатия.
В двигателях внутреннего сгорания
показателем пх задаются на основании
опытных данных. Показатель nx зависит
от интенсивности охлаждения и неплотности колец; интенсивное охлаж-
дение и неплотности уменьшают показатель политропы сжатия. В ти-
хоходных двигателях принимают показатель пх = 1,3. По мере повы-
шения числа оборотов показатель п\ приближается к показателю
адиабаты k. Показатель адиабаты резко изменяется в зависимости
от температуры сжатия или расширения. На фиг. 142 изобра-
жено изменение молекулярных теплоемкостей истинной и средней
от 0 до /° для двухатомных газов, а также показатель адиаба-
ты в зависимости от температуры [27]. На фиг. 142 видно, что для двух-
175
атомных газов при температурах 300, 310, 320 и 1000° показатель адиа-
баты k= 1,47; 1,465; 1,46 и 1,30.
Первые три значения коэффициента k наблюдаются в начале сжатия
в компрессорах и двигателях внутреннего сгорания. Если компрессор
работает при низких температурах воздуха, то показатель линии сжатия
увеличивается до 1,48.
Фиг. 143. Зависимость атомных теплоемкостей
от температуры:
aCv — истинная атомная теплоемкость;
aCrv — средняя атомная теплоемкость от 0 до Г;
аС£,°— средняя теплоемкость от 0 до t.
При решении уравнения (263) значение показателя k берется прибли-
зительно для средней температуры
р __ Тд~}~ Тс
~ 2
Согласно закону теплоемкостей молекулярные теплоемкости всех га-
зов при одинаковой температуре изменяются прямо пропорционально
числу атомов в молекуле
mCv = z^Cv,t
где a Cv — величина атомной теплоемкости;
z — число атомов в молекуле [27].
Основные уравнения молекулярных теплоемкостей всех газов и паров
имеют вид:
а) истинная теплоемкость
mCv = z• 0,9925 ^1п ккал/моль-град; (264)
б) средняя теплоемкость от 0 до Т°К
mCv = z • 0,9925 In ккал! моль град-, (265)
в) средняя теплоемкость от t\ до /г°С:
тС‘> = ?• 0,9925 (—Д— In -
vt, \ T2 — Ti 98,1
--— In —ккал! моль • град,
T-i — T! 98,1/
(266)
176
г) теплоемкость при постоянном давлении
тСр = mCv + mAR = тС0 + 1,985 ккал!моль • град, (267)
Для удобства подсчетов и быстрых прикидок величины атомных теп-
лоемкостей газов и паров a.Cv приведены в табл. 26.
Промежуточные значения теплоемкостей можно подсчитать по форму-
лам (264) — (267) или с достаточной для практики точностью по фиг. 143.
Таблица 26
Атомная теплоемкость газов н паров в ккал/кг атом, град
Показатели Температура в °К
50 100 200 300 400 500 1 000 1 500 2000 2 500 3 000
Истинная теплоем- кость aCv 0,323 1,011 1,700 2,103 2,388 2,609 3,297 3,708 3,958 4,207 4,388
Средняя теплоем- кость аС7, — 0,019 0,707 1,111 1,395 1,617 2,304 2,707 2,993 3,214 3,395
Средняя теплоем- кость аС* VO - — — 2,062 2,209 2,388 2,786 3,083 3,305 3,488 3,633
Теплоемкость 1 кг газа находится делением соответствующих вели-
чин, определяемых по формулам (264) — (267), на молекулярный вес.
Атомные, молекулярные и удельные веса главнейших газов приведены
в табл. 27.
Процесс сгорания. Дизельное топливо среднего состава со-
держит С = 86,4%, Н = 12,6%, О = 1,0%.
Низшая теплотворность топлива среднего состава 10 000 ккал 1кг.
Теоретически необходимое количество воздуха для сгорания 1 кг топ-
лива
Ат = —!— (— + —--------= 0,494 кгмоль)кг. (268)
0,209 \ 12 4 32 / V
Действительно количество воздуха зависит от коэффициента избытка
воздуха
а = 4- . (269)
Состав газов при полном сгорании в кгмоль/кг топлива углекислого
газа
ЛЛ с
со2 12 ’
водяного пара
ЛЛ Н
^н;о — 2 ’
кислорода
МОл =0,209 (a — 1)LT;
азота
Л1Ыз = 0,791 а£т.
177
Таблица 27
Атомные, молекулярные и удельные веса главнейших газов
Газ Химическая формула Атом- ность Молеку- лярный вес Удельный вес (вес 1лс3 при 0° и 760 мм рт.ст.) Газовая постоянная
Гелий Не 1 4,00 0,178 212,00
Аргон Аг 1 39,94 1,782 21,26
Воздух — 2 28,95 1,293 29,27
Кислород о2 2 32,00 1,429 26,50
Азот N, 2 28,00 1,251 30,30
Водород н2 2 2,0 0,089 424,0
Окись азота NO 2 30,0 1,342 28,3
Окись углерода СО 2 28,0 1,250 30,3
Хлористый водород НС12 3 36,5 1,639 23,25
Углекислота со2 3 44,0 1,977 19,27
Закись азота n2o 3 44,0 1,978 19,27
Сернистый ангидрид so2 3 64,0 2,928 13,27
Аммиак NH3 4 17,0 0,771 49,8
Ацетилен С2Н2 4 26,0 1,171 32 г6
Хлорметил СН3С1а 6 50,5 2,309 16,8
Метан сн4 5 16,0 0,717 53,0
Этилен с2н< 6 28,0 1,260 30,3
CjHe 8 30,0 1,358 28,3
Общее количество продуктов сгорания от 1 кг топлива
= Л*СО2 4-^0, 4-^,0 + ^ кгмоль)кг топлива. (270)
При сгорании происходит изменение числа молей. Коэффициент моле-
кулярного изменения
и=1 + (271)
CZL.'j'
Для нахождения теплоемкости смеси газа целесообразно определить
кажущееся число атомов в молекуле смеси по формуле
z = (^coa + ^H2o)-3+(AlOa+MN2)-2
ЕЛ4 ' V
Если полученное кажущееся число атомов в смеси подставить соот-
ветственно в формулы (264) — (267), то получим теплоемкость смеси.
Зависимость числа атомов в кажущейся молекуле продуктов сгорания от
178
mCv0
Фиг. 144. Число атомов в ка-
жущейся молекуле продуктов
сгорания в зависимости от ко-
эффициента избытка воздуха
а
800 1000 2000 т °К
Фиг. 145. Средние теплоемкости от 0 до
Т°К продуктов сгорания для различных
значений коэффициентов избытка воздуха
и при различных температурах.
Фиг. 146. Средние теплоемкости от 0 до
t°C продуктов сгорания для различных
значений коэффициентов избытка воздуха
и при различных температурах.
Фиг. 147. Показатели адиабатического
расширения продуктов сгорания для
различных а при различных темпера-
турах.
17S
коэффициента избытка воздуха а показана на фиг. 144. Зная число ато*
мов в кажущейся молекуле продуктов сгорания, легко построить кривые
теплоемкостей продуктов сгорания в зависимости от температур при раз-
личных а
На фиг. 145 нанесены кривые средних молекулярных теплоемкостей
mCTv^ на фиг. 146 — кривые средних молекулярных теплоемкостей гпС^
и на фиг. 147 — кривые показателей адиабатического расширения про-
дуктов сгорания при различных значениях коэффициента избытка возду-
ха а и при различных температурах.
Фиг. 148. Повышение давления сгорания Рг в цилиндре дизеля
при повороте кулачка в сторону опережения впрыска:
а — начало набегания ролика топливного насоса; б — градусы поворота кривошипа.
При сгорании топлива в процссе V = const происходит повышение
давления
= (273)
р
где X —степень повышения давления, равная — = 1,1 -ч- 2,0 и зави-
Р с
сящая от момента начала впрыскивания топлива в цилиндр, от профиля
кулачка, давления впрыскивания и совершенства распыла топлива.
Если при работе двигателя производить поворот кулачка в сторону
опережения впрыска, то получим постепенное увеличение рабочих давле-
ний (фиг. 148).
В связи с увеличением давления сгорания происходит незначительное
увеличение площади индикаторной диаграммы и соответственно незна-
чительное повышение экономичности двигателя.
Профиль набегающей части кулачка топливного насоса может пода-
вать топливо неравномерно за ход нагнетания: в начале — большее ко-
личество, в конце — меньшее, и наоборот. В первом случае получается
большее повышение давления, во втором — меньшее (фиг. 149), поэтому
с понижением давления сгорания двигатель приближается к работе по
циклу постоянного давления, причем среднее индикаторное давление уве-
личивается, а экономичность двигателя уменьшается незначительно за
счет выхлопа газов при более высокой температуре.
Топливоподающая аппаратура должна обеспечить однородность рас-
пыленной массы топлива и равномерность ее распределения по камере
180
сгорания. При этом можно достигнуть высокой экономичности дизеля
при небольших степенях повышения давления
л = А = LJk , (274)
Рс Тг
где р/ — коэффициент молекулярного изменения при сгорании V = const.
Дальнейшее сгорание топлива происходит при Р =const, вследствие
чего газы расширяются. Степень предварительного расширения
р = > (275)
У С Z'
где р" — коэффициент молекулярного изменения в процессе Рг = const.
Фиг. 149. Влияние набегающей части кулачка на давление сго-
рания Рг и на процесс сгорания:
1 — 4 — различные формы развернутого профиля кулачка.
Для произведения Хр получим
Хр = = ,!>" — = р— (276)
Рс Vc Tf r Тс v
или
P = V-^- (277)
Л 1 с
Уравнение сгорания смешанного цикла
^ + (1 + 7г)(тС^.Тс+ 1,985Х T'J = и(1 + 7г) 7'г, (278)
где с — коэффициент выделения тепла в процессе видимого сгорания;
mCT = тС? 1,985.
Р<> с(>
В бескомпрессорных дизелях принимают $ = 0,85. При решении урав-
нения (278) остается неизвестной величина mCTz Тг. Все остальные вели-
ко
чины предварительно подсчитаны, теплоемкость mCrc берется по данным
г о
фиг. 145.
161
Таким образом, можно получить
тС^Тг=А.
р<> z
Для определения Т2 задаемся двумя температурами Тг и Т12 с та-
ким расчетом, чтобы произведение тС\Тг1 было меньше A, a тС^Тг
Р{у Pq 2
было больше А.
Далее откладываем по оси абсцисс температуры Т°К, а по оси орди-
нат— произведения тСро • 7\ (фиг. 150).
Через значения температур 7^ и Т2^ проводим вертикали, а через
значения тСтп\ • Tz и mC\ • Т21
ро 1 Л)
Фиг. 150. Нахождение температуры
конца видимого сгорания.
— горизонтали. Точки пересечения
вертикалей с горизонталями на фиг.
150 соединены прямой ab. Если от-
ложить на оси ординат подсчитан-
ную величину А и провести гори-
зонталь до пересечения с линией
ab, то получим на оси абсцисс ис-
комую температуру Г..
Процесс расширения.
Оставшееся невыделенным количе-
ство топлива (1—В) кг продол-
жает догорать в период расшире-
ния. Для догорания топлива тре-
буется время. Вследствие этого по-
казатель линии расширения индика-
торной диаграммы в быстроходных
дизелях (п = 4000 об/мин) стремит-
ся к 1,0.
Охлаждение рубашки цилиндра,
а иногда и поршня, повышает пока-
затель линии расширения. Утечка газа через неплотности клапанов и ко-
лец поршня также повышает показатель политропического расширения.
Для средних условий при хорошем распиливании и плотных рабочих
органах распределения в пределах п = 350 1 000 об/мин принимают по-
казатель линии расширения равным показателю адиабаты. Последний
находится по кривой фиг. 147 для средней температуры сгорания Тг и
конца расширения Ть:
Т ____Т2-\-Ть
ср~ 2
Температура конца расширения
Tz = /Уь\п*~' =
Tb \VZ)
где В —степень последующего расширения;
8 = _ iEf =
Уг ?Ус Р
Давление конца расширения
Р = —
ь вЛа ’
(279)
(280)
(281)
Среднее индикаторное давление. Теоретическое среднее
индикаторное давление для смешанного цикла
р,т—°+?Ч1 -ЧЧгЧ1 - Ч-)] <282>
£ — 1 L Лд — 1\ о J П1 — 1 \ £ / J
182
В четырехтактном генераторе газов действительное среднее индика-
торное давление
Р1 = ^Р1Л-^Р1г (283)
Где = 0,98 — поправочный коэффициент индикаторной диаграммы;
APZ — сопротивление при выхлопе и всасывании воздуха;
= Рг — Ра~ 0,6 кг)см2.
В двухтактных генераторах найденное значение Ра относится к по-
лезной части хода.
Среднее индикаторное давление, отнесенное ко всему ходу поршня,
pi = ^гг(1- Ф)> (284)
где ф = 0,15 н-0,30 — длина выхлопных окон, выраженная в долях от
полного хода поршня.
Поправочные коэффициенты при двухтактном процессе не вносятся,
так как добавочный процесс продувки и выхлопа покрывает поправочный
коэффициент.
Механический к. п. д. генератора газов выше механического к. п. д.
двигателей внутреннего сгорания и зависит от характера работы генера-
тора. Приблизительно можно принять г^м = 0,9.
Температура рабочих газов. Подготовленные в механиче-
ском генераторе газы имеют давление Рп меньшее давления конца рас-
ширения Рв (фиг. 139).
Понижение температуры газов с Тв до Тг находим по формуле
тг = тв№-'\^. (285)
\ *8 /
Расширившиеся газы смешиваются с продувочным воздухом, имею-
щим температуру Трес.
Количество воздуха, идущего на продувку, берут равным полуторному
объему воздуха, который мог бы поместиться в полном рабочем объеме
цилиндра при давлении Ра и температуре Та. Вес продувочного воздуха
AGn.e = кг, (286)
RT
где v = —2 — удельный объем воздуха при Та и Ра‘,
‘а
Vа— объем цилиндра после закрытия выхлопных и продувоч-
ных окон;
<? — коэффициент избытка продувочного воздуха.
Для двухтактного процесса
где е — действительная степень сжатия.
Количество воздуха, оставшегося в цилиндре после продувки,
^• = ^-'ТТТкг- (287)
К/ а 1 Т Тг
Количество впрыснутого за один цикл топлива
ДОТ = ^ , (288)
аи0
где Go — теоретическое количество воздуха в кг, необходимое для пол-
ного сгорания 1 кг топлива;
Go = —(—С + 8Н—oW
0,23 \ 3 /
183
Для топлива среднего состава Go = 14,3 кг/кг топлива.
Вес продуктов сгорания
AGn.f = AGe + AGT кг.
Температура смеси газов после продувки
> __ Ср ^п-с ^п-с 4- Ср tn.e &Gn.e (<f 1)
СрМ}2
где Ср, С', С” — средние весовые теплоемкости от 0 до t° продуктов
сгорания, воздуха и смеси газов после продувки;
ЛО2 = ДО„.Г + Д6П.„ (ср — 1).
Экономичность генератора. Количество газов, полученных
с 1 кг топлива при температуре t\ и давлении Рь
G2 = 1 + aG0 + (? - 1,0) aG0 = 1 + cpaG0. (290)
Газы эти расширяются в идеальной машине адиабатически до давле
ния Ра.
Температура расширения адиабатического процесса
*, (291)
где k — показатель адиабаты (берется по фиг. 147).
Теплосодержание газа при начале расширения i\ =С * • в конце
ро
<2 = С(* • t2. Тепло, полученное в генераторе от 1 кг топлива, которым
РО
располагают для работы в идеальной машине,
Q = G2(/j — /2), (292)
отсюда к. п. д. генератора
Т]г= — =100%, (293)
,г Нн 10 000 ’ v ’
где Нн— низшая теплотворность 7 кг топлива.
Экономический к. п. д. рабочей машины. Предполага-
ем, что рабочей машиной является турбина, работающая с общим эконо-
мическим к. п. д. = 0,8.
Расход газа в реальной машине
&= ^-^кг,э-л-с-4- (294)
Расход топлива на 1 э. л. с. ч.
ge = ^- (295)
03
Экономический к. п. д. всей установки
т)э= 632'I00. %. (296)
Зная расход топлива на 1 э. л. с. ч. и общую мощность проектируемой
машины, находим общий часовой расход топлива и воздуха в генераторе.
184
По количеству воадуха находим мощность компрессора по формуле
(255). Эту мощность должен развить генератор. Равенство мощностей
компрессора и генератора найдем пр.и определении коэффициента а из-
бытка воздуха. Зная выражение для среднего индикаторного давления
Pt и механического к. п. д., находим необходимые размеры цилиндра ге-
нератора и число цилиндров при заданном числе оборотов. Рекомендует-
ся выбирать размеры 'цилиндров >на основании уже существующих и хоро-
шо зарекомендовавших себя в работе машин. Подсчеты показывают, что
двигатель
сти, при
оборотов,
механический генератор, генери-
определенной мощно-
оп р е д ел ен н о м числе
будучи переделан в
Фиг. 152. Основные величины теп-
лового расчета рабочей газовой
машины при различном избытке
воздуха в генераторе газов:
Фиг. 151. Основные параметры тепло-
вого расчета механического генера-
тора газов при различных коэффици-
ентах избытка воздуха а:
Т2 — абсолютная температура сгорания;
Gг — количество газов, получаемых с 1 кг
топлива в зависимости от а; Р. — среднее ин-
дикаторное давление в цилиндре сгорания
в зависимости от a; N* — мощность компрес-
сора, необходимая для зарядки цилиндра его
рания; Nег — мощность цилиндра генератора
в зависимости от а.
/^С — температура газа при подходе
к рабочей машине; /°C — температура
газов в конце адиабатического расширения;
N — мощность рабочей машины.
рует газ для рабочей машины двойной и более мощности по сравне-
нию с обычным двигателем.
Основные величины теплового расчета механического генератора и ра-
бочей машины для двухтактного механического генератора газов при раз-
личных коэффициентах а избытка воздуха показаны на фиг. 151. Мощ-
ность компрессора N к остается постоянной, так как компрессор должен
заряжать цилиндры генератора одним и тем же количеством воздуха.
Пересечение кривых мощностей Nе.г и NK указывает, при каком из-
бытке воздуха наступает равновесие в работе. Ордината, проведенная че-
рез точку пересечения мощностей, характеризует все главнейшие показа-
тели генератора, т. е. температуру сгорания 7\, количество газов от сгора-
ния 1 кг топлива G2 и среднее индикаторное давление PL, развивающееся
в цилиндре генератора.
Основные величины теплового расчета рабочей машины в зависимости
от коэффициента а избытка воздуха показаны на фиг. 152. С уменьшением
коэффициента избытка воздуха возрастает мощность рабочей машины,
включая и избыточную мощность генератора. К. п. д. рабочей машины
при а = 2,6 равен 33,5%; наибольшего значения к. п. д. достигает при?
а= 1,75; при а = 1,0 значение к. п. д. г падает до 32,0%.
Для получения большего коэффициента а (фиг. 151) необходимс
уменьшить мощность компрессора Nк. В этом случае кривая мощности
N г пересечет прямую Nк при а> 2,6 или при том же а получим
Фиг. 153. Касательные силы тяги 1\кг
тепловоза с механическим генера-
тором газов в зависимости от скоро-
сти тепловоза V км/час. Толстые
кривые —тепловоза при разных обо-
ротах вала генератора; тонкие кри-
вые—паровоза серии К при разных
напряжениях котла г кг/м2час.
Разность Ne,2—NK можно использо-
вать на сжатие добавочного воздуха,
что повысит количество газов G2, по-
лучаемых с 1 кг топлива.
Можно рабочую машину и цилиндр
сгорания генератора заставить рабо-
тать на общий вал, в результате полу-
чится двигатель с высоким наддувом.
Механический генератор газов
можно использовать для реактивных
установок, причем реактивная мощ-
ность Nе.г и к. п. д. установки оста-
нутся почти без изменения.
Подробный анализ механического
генератора газов, работающего по
четырехтактному циклу, дает несколь-
ко более высокие показатели. Пересе-
чение кривых мощностей Ne,z и NK
(фиг. 151) произойдет при большем
значении коэффициента а вследствие
меньшего количества продувочного
воздуха.
Тяговая характеристика
пассажирского тепловоза с
механическим генератором газов при
разных оборотах вала генератора п в
зависимости от скорости тепловоза V
показана на фиг. 153. Для сравнения с
эквивалентным паровозом серии
на той же фигуре нанесены кривые
силы тяги паровоза при различных
напряжениях Z кг 1м2 час поверхности нагрева котла и полном откры-
тии регулятора.
ПЕРСПЕКТИВЫ РАЗВИТИЯ ГАЗОТУРБОВОЗОВ
В 1922 г. было вынесено постановление правительства о постройке трех
опытных тепловозов —с электрической передачей, с механической переда-
чей и по системе А. Н. Шелеста.
2 3
Фиг. 154. Подача порошкообразного топлива в камеру сгорания:
1 — винт; 2 — подвод сжатого воздуха; 3 — сосуд с герметической крышкой;
4 — отверстие для подвода распиливающего воздуха; 5 — форсунка.
186
К этому периоду автором был разработан тепловоз с газовой турбиной
постоянного давления с двойным расширением газа (см. фиг. 3).
По другому варианту газы из камеры 3 сгорания после охлаждения
поступали в ресивер 4. Часть газов из ресивера поступала в турбину 1
для привода в действие компрессора 2, а. часть газов — в рабочую маши-
ну 5. Подсчеты показали, что установка по первому варианту (двойного
расширения газов) экономичнее ° установки по второму варианту на
Применение газовых турбин постоянно-
го давления простого действия и компаунд
было предложено автором еще в 1920 г.
(Патент № 3501 от 11 июня 1920 г.).
Р
кг/см1
50
N
40
30
20
10
D —
О —
1610 °C
-5 -
~7ОО'С
"6°0ЛС доо °C
8 L н
Фиг. 155. Сравнение работ газовой турбины с дизелем.
В то время вообще не занимались газовой турбиной постоянного дав-
ления. Все внимание передовой техники было сосредоточено на газовых
турбинах постоянного объема.
Одновременно автором был разработан вопрос о применении в газо-
вых турбинах порошкообразного твердого топлива.
Подача топлива производится винтом 1 (фиг. 154), приводимым во
•вращение какой-либо машиной. В сосуд 3 с герметическим затвором под-
водится воздух того же давления, что и в камере сгорания. Винт подает
топливо к форсунке 5. К мундштуку форсунки подводится воздух через
отверстие 4. Воздух имеет давление большее, чем в камере сгорания,
вследствие чего порошкообразное топливо переносится в камеру сгорания,
где и сгорает. Полученные газы охлаждаются во второй половине камеры
потоком сжатого воздуха.
Подробный расчет показал, что экономичность газовой турбины значи-
тельно ниже экономичности дизеля. Это положение наглядно иллюст-
рируется фиг. 155, где площадь AqCqZBAq выражает индикаторную диа-
грамму абсолютной работы дизеля, площадь А0АСС0А0 — абсолютную
работу сжатия воздуха в дизеле, разность площадей ACZBA — индика-
торную работу дизеля. В газовой турбине абсолютная работа турбины
выражается площадью LqODEFLLq, абсолютная работа сжатия и вытал-
кивания воздуха — площадью LqODELLq, индикаторная работа турби-
ны выразится разностью площадей, если температура газов перед
турбиной около 700°. При уменьшении или увеличении этой темпера-
туры будет соответственно уменьшаться или увеличиваться работа
турбины.
Из фиг. 155 видно, что работа сжатия воздуха в дизеле достигает
35—40% абсолютной работы, созданной за счет сгорания топлива; в газо-
вой турбине эта работа достигает 60—70% абсолютной работы. Поэтому
экономичность газовых турбин будет всегда ниже экономичности ди-
зеля.
Для повышения экономичности газовых турбин необходимо повышать
давление Pi газов перед турбиной и температуру ti. Повышение давления
Pi связано с применением поршневых компрессоров, что усложняет конст-
рукцию установки газовых турбин.
187
р
Достичь высокого отношения —- в турбокомпрессорах затруднитель-
Л)
но вследствие утечек сжатого воздуха через зазоры между лопатками
компрессора и кожухом, а также между промежуточными (Направляющи-
ми аппаратами и валами компрессора. При малых отношениях давлений
—- получается малое теплопадение в турбине и высокие температуры
‘О
выхлопных газов из турбины.
Оба эти обстоятельства вредно отражаются на термическом к. п. д.
турбины.
где ALT— работа турбины в ккал/кг\
ALK—работа компрессора в
ккал! кг;
Н — расход теплоты топлива
в ккал!кг.
г Рк)
Н
Фиг 157. Изменение основных параметров
расчета газовой турбины в зависимости
от отношения P-JP&
Фиг. 156. Температура выходящих
газов из турбины teT и сжатого
воздуха из компрессора teK в зависи-
мости от отношения PjJPq.
Для повышения начали применять регенерацию -в турбинных уста-
новках, т. е. подогрев воздуха, сжатого в компрессоре за счет тепла отхо-
дящих газов.
~ Pi
С повышением отношения —L повышается температура воздуха, сжа-
Pq
р
того в компрессоре. При отношении — ~ 7,7 температура газов, выходя-
Pq
щих из турбины te.T , равняется температуре воздуха, подаваемого ком-
прессором te.K (фиг. 156), и поэтому исчезает надобность в регенерации.
При коэффициенте регенерации R = 50 воздух из компрессора предвари-
тельно подогревается до
= 275-ь 300°.
С увеличением коэффициента регенерации R уменьшается оптимальное
р
отношение давлений (фиг. 157).
Ро
188
В турбине без регенерации (7?=0) наибольшее значение термического
к. п. д. турбины т]^_о=22 при отношении =6,5 ч- 7,0; при /?=50 опти-
р°
мальный к. п.д. турбины =23,3 при -у- =4,5-ь- 5,0. Если увеличить
0 р
коэффициент R до 70, то оптимальный ^_70 =24,8 при =4,0. При
увеличении коэффициента регенерации R = 100 оптимальный к. п. д. =
Р
=37 и соответствующее значение —1 =2,5, причем к. п. д. турбины резко
р,
.снижается с увеличением —.
На практике для газовых турбин принимают коэффициент регенера-
ции /?=50 70.
В установках без регенерации (/?=0) тепло, расходуемое на 1 кг сжа-
р
того воздуха Н, уменьшается с увеличением отношения —. При коэф-
фициенте регенерации /?=50 расход тепла HR=50 почти не зависит от от-
р
ношения — . Полезная работа турбины, приходящаяся на 1 кг сжатого
Р о
воздуха ALn =A(LT—LK), достигает максимального значения при отнси
шении — =4,0 -н 6,0.
Графики на фиг. 157 построены для температуры газов перед турби-
ной /=600°, начальной температуры воздуха /0=15°, к. п. д. турбины
= 0,88, к. п. д. компрессора riK = 0,845 и потерь давления воздуха ДР=
=0,15 кг!см2.
В реальных турбинах такие значения коэффициентов и т1к трудно
осуществимы. Потери давления воздуха при протекании его по регенера-
тору и по трубам к камере сгорания, потери давления газов при протека-
нии в трубопроводе до турбины и сопротивление при выхлопе газов в ге-
нератор также получаются значительными. Потери тепла в камере сгора-
ния и в трубопроводе, механические потери в подшипниках — все это от-
разится на к. п. д. турбины.
Газовые турбины постоянного давления были неизвестны в мировой
литературе в 20-х годах. Состояние жароустойчивых сталей не позволило
повышать температуру перед турбиной более 500—600°. Применение пы-
леобразного топлива в газовых турбинах явилось также проблемой, не
разрешенной до настоящего времени.
В последние годы фирмой ВВС были построены газотурбовозы мощ-
ностью 2200 л. с. по турбине.
Результаты испытания силовой установки газотурбовоза приведены
на фиг. 158.
Экономический к. п. д. турбины резко изменяется в зависимости от
мощности и достигает 18,5% при мощности 1750 л. с.
С уменьшением мощности экономический к. п. д. падает до нуля, при
увеличении мощности до 2200 л. с. к. п.д. турбины падает до 16%.
Число оборотов вала генератора турбины колебалось от 550 до 900 в
минуту; температура газов перед турбиной t изменялась от 300 до 640°;
давление воздуха за компрессором Рк достигало 4 кг!см2 при больших
перегрузках. Результаты путевых испытаний газотурбовоза приведены в
табл. 28.
Мощность и к. п. д. газотурбинной установки зависит от температуры
наружного воздуха (фиг. 159). Общая мощность установки 7VT.y, равная
Nr+ где — полезная мощность турбины, a NK —мощность ком-
прессора, достигает 5000 кет при температуре наружного воздуха —30° и
снижается до 3800 кет при температуре +30°. Мощность, затрачиваемая
189
Результаты испытаний газотурбовоза
Таблица 28
Показатели Вес состава в тп
430 | 313 313
Скорость в км/час 74 70 80
Мощность на крюке в л. с 1070 898 740
Расход жидкого топлива в г/л. с. ч. 550 676 725
К. п. д. в % 11,5 9,35 8,74
на компрессор, равна 3400 кет при
—30° и уменьшается до 2750 кет при
+ 30°. Полезная мощность газотур-
бинной установки Л/т при —30° до-
стигает 1600 кет, а при +30° —
850 кет, соответственно к. п. д. на
валу турбины равен 22,0 и 17,0%.
Эти примеры показывают, что
газовые турбины не разрешают
проблему создания наиболее эко-
номичного локомотива.
Фиг. 158. Результаты испытания силовой
установки газотурбовоза ВВС:
1 — экономический к. п. д.; 2 — число оборотов гене-
ратора в минуту; 3 — температура газов перед турби-
ной; 4 — давление воздуха за компрессором.
Фиг. 159. Основные параметры газовой
турбины в зависимости от температуры
наружного воздуха:
1 — мощность газотурбинной установки /VT,y;
2 — мощность компрессора 3 — к. п. д. на
валу турбины 7)т; 4 — расход топлива gQ г/л. с. ч.\
5 — полезная мощность турбины Лгт.
РАСПРОСТРАНЕНИЕ МЕХАНИЧЕСКИХ ГЕНЕРАТОРОВ ГАЗОВ
Механический генератор газов системы А. Н. Шелеста. Первый в мире
механический генератор газов (фиг. 160, см. вклейку) был построен в пе-
риод 1924—1926 гг. В 1927 г. генератор был пущен в ход, и результаты
проведенных испытаний подтвердили возможность создания таких гене-
раторов. Размеры генератора: диаметр цилиндра сгорания 380 мм, диа-
метр цилиндра компрессора 630 мм, ход, поршней 450 мм, нормальное
число оборотов 350 в минуту.
На фиг. 161 изображены индикаторные диаграммы.
К. п. д. всей установки для локомотивной службы оказался около 28%.
Предстояли дальнейшие эксперименты с опытной установкой с целью по-
вышения экономичности «механического генератора газов.
190
Позднее был сконструирован двухтактный механический генератор га-
зов (фиг. 162), четырехцилиндровый с двумя зарядными компрессорами,
сжимающими воздух до 7 ата. Размеры цилиндра сгорания: rf=270 мм,
S=300 мм. Размеры зарядных компрессоров: rfK=620 мм, S=280 мм. При
числе оборотов 750 в минуту генератор подготовлял газ (при давлении
6 ата и температуре 500°) в количестве 56 кг с 1 кг нефти. Этот газ по-
ступал в рабочую машину мощностью 1500 л. с. Экономический к.п.д.
тепловоза достигал 33,5%. С цилиндрами тех же размеров и при том же
числе оборотов, но с разным числом цилиндров сгорания и цилиндров
компрессоров -можно получить генераторы для рабочих машин различной
мощности:
Мощность в л. с...................... 1500 2250 3000
Число цилиндров сгорания................ 4 6 8
Число цилиндров компрессора............. 2 3 4
Был рассчитан подобный механический
вый, с турбокомпрессором) мощностью 1500
генератор (шестицилиндро-
л. с., предназначенный для
Р кг/см2 Р кг/см2
Фиг. 161. Индикаторные диаграммы механического
генератора газов:
а — цилиндра сгорания; б — зарядного компрессора; в — вспомогательного ком-
прессора второй ступени; г — вспомогательного компрессора третьей ступени.
малогабаритных транспортных установок со следующими данными:
d=160 мм, 5=170 мм, п=2500 об/мин, степень сжатия е =9, габаритные
размеры: длина 1900 мм, ширина 1650 мм, высота 1150 мм. Такой газо-
генератор мог бы найти применение на тракторах, танках, автобусах, ав-
томобилях и пр.
П. А. Шелест разработал конструкцию всережимного регулятора для
механических генераторов газов. Регулятор должен обеспечивать авто-
матическую подачу газа в зависимости от расхода его рабочей машиной.
Регулятор представляет собой анероид 1 (фиг. 163), заполняемый сжа-
тым воздухом того давления, которое должен создавать механический
генератор при нормальной работе. Анероид расположен в коробке 2.
В коробку по трубке 3 подводится сжатый газ, подготовленный в механи-
ческом генераторе.
Анероид 1 связан с золотником 4, распределяющим масло, поступаю-
щее из насоса в цилиндр 5 усилителя. Масло подается в пространство под
поршнем 6 или в пространство над поршнем. Движение поршня 6 пере-
дается на пружину 7, которая воздействует на муфту 8 с грузами 9 все-
режимного регулятора. От распределительного вала вращение передается
муфте регулятора через коническую шестерню 19. Насос 20 подает масло
из бака в аккумулятор давления 12, откуда масло под постоянным дав-
лением поступает по трубке 11 в золотник 13. В золотнике движется
плунжер 10, жестко связанный с муфтой 8 регулятора.
191
Фиг. 162. Двухтактный механический генератор газов Ne = 1500 л. с, при п = 750 об/мин:
1 — маховик; 2 — распределитель пускового воздуха; 3 — распределительный вал; 4 — цилиндр сгорания; 5 — выхлопной клапан; 6 — продувочное окно;
7— клапан компрессора; 8 — цилиндр компрессора.
При уменьшении расхода газа рабочими машинами в ресивере меха-
нического генератора газов повышается давление. Газы повышенного
давления поступают через трубку 3 в анероидную коробку 2. Анероид сжи-
мается и переставляет золотник 4 вправо. При этом масло от шестеренча-
того насоса будет поступать в нижнюю полость цилиндра 5. Поршень 6
начнет двигаться вверх, и масло, находящееся под
ваться в сборную коробку.
Движение поршня 6 вверх
ослабит натяжение пружины 7,
вследствие чего грузы 9 при-
поднимут муфту 8 регулятора
и плунжер 10. Масло из-под
поршня 26 выйдет по трубке
23 и через отверстие 15 посту-
пит в сборную коробку регу-
лятора.
Под действием пружины 25
поршень 26 вспомогательного
привода опустится вниз одно-
временно с поршнем 28 и што-
ком 27, связанным с зубчатой
рейкой насоса. При этом
уменьшится подача топлива в
цилиндры генератора, вслед-
ствие чего вал генератора
начнет снижать обороты и
уменьшится подача газов в
рабочую машину.
При движении поршня 28
вниз создается разрежение в
полости 29, трубке 22 и .поло-
сти 16, вследствие чего золот-
ник 13 поднимается вверх под
действием атмосферного дав-
ления и сожмет пружину 17
шайбой 18. Выход масла из-
поршнем, будет сли-
Фиг. 163. Всережимный регулятор для
механического генератора газов:
1 — анероид; 2 — коробка анероида; 3 — трубка; 4 — зо-
лотник; 5 — цилиндр усилителя; 6 — поршень усилителя;
/ — пружина; 8 — муфта; 9 — грузы; 10 — плунжер;
Н — трубка; 12 — аккумулятор давления: 13 — золотника
14 — втулка; 15 — отверстие; 16 — полости; 17 — пружина;
18 — шайба; 19 — шестерня; 20 — насос; 21 — дроссель!
22. 23 — трубки; 24, 28 — поршни; 25 — пружина, 26 — пор-
шень вспомогательного привода; 27 — шток; 29 — полость
вспомогательного привода.
под поршня 26 прекратится.
Через дроссель 21 масло по-
степенно заполнит полости
16 и 29. Давление в полости
29 приблизится к атмосферно-
му. Пружина 17 переместит
золотник 13 вниз до упора
шайбы 18 в выступ втулки 14.
Вследствие уменьшения скорости вращения втулки регулятор будет
опускаться, и плунжер 10 перекроет отверстие трубки 23. Вся система
придет к среднему положению. Поршни 26 и 28 останутся в новом
положении, соответствующем уменьшению подачи топлива в ци-
линдры генератора. При увеличении расхода газа рабочей машиной
давление его в нагнетательном трубопроводе и в анероидной
коробке 2 уменьшится, вследствие чего анероид 1 расширится и передви-
нет золотник 4 влево. При этом масло из насоса попадает в верхнюю по-
лость цилиндра 5 усилителя, поршень 6 переместится вниз и увеличит
натяжение пружины 7.
Это движение передается всережимному регулятору, вследствие чего
увеличится подача топлива в цилиндры генератора. Последний повысит
число оборотов вала генератора, и производительность газов для рабочей
193
машины, увеличится. Подобное регулирование создает автоматическое по-
полнение газом ресивера рабочих машин при постоянном давлении.
Механические генераторы завода Гота-Верке. Завод Гота-Верке (Шве-
ция) построил опытный генератор мощностью 300 л. с, при 300 об/мин
Фиг. 164. Механический генератор газа завода Гота-Верке Л^=200 л. с.
при л=300 об/мин:
1 — тахометр; 2 — цилиндр сгорания: 3 — зарядный компрессор; 4 — масляный насос; 5 — шаровая головка
шатуна; 6— продувочный ресивер; 7— пусковой клапан; 8 — выхлоп к рабочей машине; 9 — привод
к регулятору; 10 — регулятор хода поршня компрессора.
Фиг. 165. Дизель с высоким наддувом завода Бр. Зульцер Ne = 2750 л. с.
при п = 1000 об/мин:
1 — компрессор; 2 — всасывающая труба; 3 — цилиндр сгорания; 4 — верхний коленчатый вал;
5 — газовая турбина; 6 — нижний коленчатый вал.
(фиг. 164), работающий по двухтактному процессу. Генератор двухци-
линдровый, с одноцилиндровым продувочным компрессором двойного
действия. Открытие и закрытие выхлопного клапана производит-
ся сжатым воздухом, причем закрытие регулируется в пределах 40—85%
хода поршня специальным эксцентриком, приводимым в движение от рас-
пределительного вала и управляемым особым регулятором 10. Генератор
1<94
Фиг. 166. Среднее эффективное давле-
ние в цилиндрах сгорания в зависимо-
сти от давления наддува.
установлен на тепловозе, имеющем поршневую рабочую машину, анало-
гичную паровозной. При температуре 500° давление газов достигало
6,32 ата, вес газов равен 57,8 кг на 1 кг топлива.
Подобный генератор был построен также для тепловоза мощностью
500 л. с. с газовой турбиной в качестве рабочей машины и с гидравличе-
ской передачей. Впоследствии фирма перешла к постройке генераторов
для торгового и военного флотов.
Испытания судовых установок показали, что коэффициент т]э = 33,5%,
давление сгорания Р2 = 60 кг/см2 при воздушном распиливании топлива
и р= 70 кг!см2 при механическом распыливакии; давление рабочего
газа Р = 6 ата.
Размеры генератора: диаметр цилиндра сгорания d = 370 мм, ход
поршня S = 480 мм, число оборотов вала п = 300 в минуту.
Установка на минном загра-
дителе мощностью 6500 л. с. со-
стояла из четырех шестицилинд-
ровых генераторов указанного раз-
мера. В качестве рабочих машин
были применены две газовые
турбины, работающие через одно-
ступенчатые редукторы на два
гребных винта.
Механические генераторы га-
зов завода Бр. Зульцер. В 1942 г.
в печати появились сообщения о
том, что завод Бр. Зульцер
(Швейцария) начал строить дизе-
ли с высоким наддувом (фиг. 165),
используя выхлопные газы для
газовой турбины, связанной с ко-
ленчатым валом при помощи зубчатой передачи и фрикционной муфты.
Дизель этот восьмицилиндровый, двухвальный, с поршнями, движущими-
ся в противоположном направлении. Диаметр цилиндра d= 160 мм; ход
поршня S = 2 X 225 мм; число оборотов дизеля п = 1000 в минуту; дав-
ление продувочного воздуха 2,5 ата; среднее эффективное давление
13,5 кг/см2; мощность дизеля Nе = 2750 л. с.
При давлении наддува Р к = 6 ата подобный дизель с переменной
камерой сгорания превращался в генератор газов, причем среднее эффек-
тивное давление Ре достигало 18,3 кг/см2 (фиг. 166). Расход топлива со-
ставлял 152—190 г./э. л. с. ч.; соответствующий этому экономический к.п.д.
установки = 32 -н 38%.
Теоретически обосновано и экспериментально проверено, что цилиндр
сгорания генератора составляет примерно 50% объема цилиндра нормаль-
ного двигателя той же мощности. Остальные 50% заменяются или ком-
пактной поршневой машиной паровозного тип.а (что позволяет изменять
крутящий момент в широком диапазоне), или же газовой турбиной с со-
ответствующим редуктором, благодаря чему вся установка получается
весьма компактной. Применение механических генераторов газов для
реактивных машин значительно повышает компактность, экономичность
и надежность подобных установок.
БЕЗВАЛЬНЫЕ МЕХАНИЧЕСКИЕ ГЕНЕРАТОРЫ ГАЗОВ
Основные положения. В 1937 г. появилась интересная безвальная ма-
шина — дизель-компрессор Пескара, представляющий собой компоновку
дизель-компрессорного агрегата, подготовляющего сжатый воздух для
нужд промышленности.
195
Позже появился безвальный механический генератор газов, схема ко-
торого представлена на фиг. 13.
Безвальный механический генератор газов состоит из двухтактного
дизеля с общим цилиндром 4 с симметрично движущимися поршнями.
Рубашку дизеля окружает ресивер 3 продувочного воздуха.
Работа дизеля передается непосредственно компрессором 2, распо-
ложенным по обеим сторонам ресивера 3.
Внешние стороны поршней компрессоров замыкают объемы буферов-
цилиндров 4, в которых предварительно сжатый воздух попеременно
сжимается и расширяется. Буферы позволяют создавать примерно оди-
Фиг. 167. Схематические Фиг. 168. Диаграммы
индикаторные диаграм- усилий на поршень:
МЫф а — при прямом ходе;
1 — цилиндра сгорания; — пРи обратном ходе;
2 — компрессора; 3 — буфера. “^см- подпись
Фиг. 169. Динамика движения
поршня:
а — пезультирующие усилия на поршень;
б — кинетическая энергия поршня;
в — скорость поршня; г — время одного
цикла /().
наковую скорость движения поршней при прямом и обратном ходе их,
благодаря чему может быть повышено число двойных ходов или число
циклов в минуту. Буферы выполняют роль маховика в дизелях.
Сжатый воздух из компрессоров нагнетается в общий ресивер 3, от-
куда он попадает в левый цилиндр при продувке и выходит совместно
с отработавшими газами в ресивер перед рабочей машиной, которая мо-
жет быть поршневого или турбинного типа. Расчет теплового процесса без-
вального механического генератора газов ничем не отличается от рассмот-
ренного выше расчета механического генератора газов системы А. Н. Ше-
леста.
На фиг. 167 представлены схематические индикаторные диаграммы
цилиндра сгорания /, компрессоров 2 и буфера 3. Диаграммы усилий на
поршень представлены на фиг. 168. При построении этих диаграмм необ-
ходимо учесть потери на трение и гидравлические потери при протекании
воздуха или газа.
Результирующие свободные силы выразятся кривой, приведенной на
фиг. 169, а. Работа этих сил
L = J Pdx
О
превращается в кинематическую энергию
L=M^,
2
где М — масса поршня в кгсек21м\
С — скорость поршня в м!сек.
196
По данным фиг. 169, а можно построить кривую скорости поршня при
прямом и обратном ходе (фиг. 169, в). Зная характер кривой скорости
поршня, можно найти время протекания процесса по уравнению
nV
о
откуда находится число циклов в минуту (фиг. 169, г).
Повторяя расчеты для различных нагрузок, получим представление
о давлениях, возникающих в цилиндре сгорания, в зависимости от давле-
ния зарядного воздуха.
Фиг. 170. Параллелограммный синхронизирующий механизм:
а — схема; б — конструкция.
При малом наддуве рабочей машины автоматически падает число
циклов механического генератора газов.
Это регулирование даже в одном агрегате колеблется между 17 и 110%
нормальной нагрузки рабочей машины. Лучшее регулирование можно
осуществить путем включения и выключения части рабочих машин и соз-
дания регулятора, при помощи которого будет меняться число циклов
генератора и поддерживаться давление газов перед турбиной постоянным,
подобно тому, как это разработано для механических генераторов.
К. п. д. безвального механического генератора газов есть отношение
полученного тепла газа при адиабатическом расширении до атмосферного;
давления к теплу, затраченному в топливе,
где G — количество газов в кг, полученных с 1 кг топлива.
Этот к. п. д. может быть повышен за счет снижения механических и
гидравлических потерь в цилиндрах сгорания и в компрессорах.
Синхронизация. Для обеспечения одинакового давления в буферах
левой и правой части генератора существует уравнительная трубка, со-
единяющая обе полости буферов при произвольном положении поршней
двигателей и компрессоров.
Для устранения разницы в усилиях передвижения поршней, вызванной
состоянием смазки, и разными давлениями в цилиндрах компрессоров,
существуют синхронизирующие механизмы трех различных конструкций:
Фиг. 171. Схема стабилизатора:
а — положение для наполнения буферных цилиндров; б — поло-
жение для опоражнивания буферных цилиндров; в — схема урав-
нительной трубки; Р4—давление в продувочном ресивере; Р,—дав-
ление в буферных цилиндрах: 1 — цилиндр сгорания; 2 — ком-
прессор; 3 — буферные цилиндры.
а) кривошипно-шатун-
ный синхронизирующий
механизм; в крайних по-
ложениях поршней балан-
сир и шатуны не распо-
лагаются по прямой для
облегчения выхода из
мертвых точек;
б) синхронизирующий
механизм, состоящий из
двух зубчатых реек и зуб-
чатого колеса;
в) параллелограммный
синхронизирующий меха-
низм, показанный схема-
тически в своих крайних
положениях на фиг. 170,а.
Конструкция этого ме-
ханизма изображена на
фиг. 170,6. Механизм раз-
мещается по обеим сто-
ронам цилиндра сгорания
в продувочном ресивере.
Соответствующие штанги
укреплены в поршнях
компрессоров. В целях ре-
гулирования работы меха-
нического генератора в
широком диапазоне при-
ходится изменять давление газов перед рабочими машинами от 1 до
5 ати. При изменении давления рабочих газов будет изменяться давле-
ние продувочного воздуха в ресивере. Для правильной работы меха-
нического генератора необходимо соответственно изменять среднее дав-
ление в буферных цилиндрах.
Изменение давления должно происходить автоматически. Эту задачу
выполняет стабилизатор (фиг. 171). Он соединяется с одной стороны
с продувочным ресивером, где устанавливается давление соответству-
ющее давлению рабочих газов перед рабочими машинами, с другой сто-
роны стабилизатор соединен с уравнительной трубкой, соединяющей оба
буферных цилиндра, где устанавливается давление Рз (фиг. 171, в).
Уравнительная трубка вынесена наружу, но ее можно помещать также
внутри продувочного ресивера или в пространстве компрессоров. В проду-
вочном ресивере давление рабочих газов Р4 остается примерно постоян-
ным, давление же в буфере цилиндра Р3 изменяется при каждом ходе
поршня, следовательно, всегда будет момент, когда давление Р4 больше Р3.
При этом воздух из ресивера будет перетекать в буферные цилиндры
(фиг. 171,а), В момент, когда давление Р3 больше Р4, воздух из буферных
цилиндров будет перетекать в продувочный ресивер (фиг. 171,6).
198
Таким образом, в буферных цилиндрах будет устанавливаться среднее
давление, соответствующее давлению в продувочном ресивере, которое
зависит от рабочего давления газов. В стабилизаторе роль прямого кла-
пана выполняет нормальный компрессорный тарельчатый клапан 1
(фиг. 172), помещенный в золотниковой коробке 2. Коробка 2 связана
с двухступенчатым поршнем 3.
Поршень нагружен сверху давлением Р3ср, снизу давлением Р4сп. Раз-
ность давлений уравновешивается пружиной. Если давление в ресивере
больше давления в буферных цилин-
драх, то золотниковая коробка подни-
мется кверху, воздух из ресивера
устремится в буферные цилиндры через
верхние окна в золотниковой коробке
2 и через клапан 1, При давлении в
буферных цилиндрах Р4 больше Рз
золотниковая коробка опустится, и
воздух из буферных цилиндров будет
перетекать в ресивер через верхние
окна золотника, клапан 1 и нижние
окна золотника.
Подача топлива. Подача топлива
осуществляется топливным насосом,
подобным топливным насосам дизелей
Отсутствие вращающихся частей гене-
ратора вызывает необходимость ис-
пользовать качающийся валик синхро-
низатора и на нем укрепить качающие-
ся шайбы. Подача топлива совершается
за 5—18° до мертвой точки и столько
же после мертвой точки поршней. Каж-
дому углу поворота шайбы соответст-
вует определенное расстояние днища
поршня от оси симметрии. Количество
подаваемого топлива за один цикл
должно соответствовать тепловому рас-
чету. Это количество для генератора
мощностью 800 л. с. примерно соот-
Фиг. 172. Стабилизатор:
1 — тарельчатый клапан; 2 — золотниковая
коробка; 3 — двухступенчатый поршень;
4— уравнительная труба; и Рзср~мгновен-
ное и среднее давления в буферных цилинд-
рах; Р4 и PtCp— мгновенное и среднее давле-
ния в продувочном ресивере.
ветствует 90% нормальной подачи насоса дизеля Д50. Следовательно,
шток поршня насоса и его ход являются подходящими для проектируе-
мого генератора.
Впрыск топлива должен происходить в тот момент, когда поршни и
связанные с ними детали придут в средние мертвые положения.
Подача топлива происходит под давлением особого аккумулятора, ко-
торый является необходимым дополнением к существующим насосам.
Конструкция насоса с аккумулятором показана на фиг. 173.
Поршень 1 насоса с косыми вырезами вращается вокруг своей оси с по-
мощью регулирующей рейки 2, которая управляет дозировкой топлива,
всасываемого из трубопровода, а регулятор, связанный с рейкой, обеспе-
чивает отсечку топлива поворотом гильзы 3 и связанного с ней поршня
насоса.
Необходимое количество топлива попадает через нагнетательный
клапан 6, расположенный в центре отсечного клапана 7 под шток 5 акку-
мулятора, нагруженного поршнем 4. Последний находится под давлением
сжатого воздуха цилиндра сгорания генератора.
Перед концом хода поршень 1 насоса ударяется в клапан 7, нагружен-
ный сильной пружиной. При этом открываются один или несколько на-
гнетательных каналов, соединенных с соответствующими трубопроводами.
19»
Топливо под определенным давлением поднимает иглы соответствующих
форсунок, расположенных тангенциально в камере сгорания для получе-
ния хорошего завихрения, обеспечивающего бездымное сгорание.
Регулирование. Выше было указано, что стабилизатор позволяет со-
хранять давление сжатия в цилиндрах сгорания постоянным при различ-
ных давлениях генерируемого газа перед рабочими турбинами в пределах
1—5 ати, причем ход поршней изменяется в небольших пределах при
переменном пространстве сжатия. Такое регулирование применяется
в турбинах, работающих с постоянным числом оборотов.
200
Фиг. 174. Регулятор давления:
1 — золотник; 2 — муфта: 3 — пружина: 4 - рычаг; 5 — короб-
ка сильфона; 6—сильфон.
При установке на тепловозы турбины должны работать с переменным
числом оборотов. Как показывают теории и опыт, расход газа турбинами
при всех скоростях изменяется в узких пределах: он увеличивается при-
мерно на 20% при трогании с места и примерно на 5% — при максималь-
ной скорости. Это обстоятельство позволяет регулировать безвальный
механический генератор подобно механическому генератору с валом, т. е.
при постоянном давлении генерируемого газа.
На фиг. 174 показан регулятор давления с анероидной коробкой (силь-
фоном) 6, соединенной рычагом 4 с существующим изодромным регуля-
тором тепловоза ТЭ1. Сильфон помещен в коробку 5, куда подводится
генерируемый газ. По ме-
ре увеличения давления
сильфон будет сжимать-
ся, вследствие этого бу-
дет сжиматься пружина
<3, связанная с золотни-
ком 1 регулятора. Этому
передвижению золотника
соответствует уменьше-
ние подачи топлива в ци-
линдр сгорания; соответ-
ственно уменьшится чис-
ло циклов генератора и
количество генерируемого
газа. Давление последних
будет подходить к нор-
мальному расчетному.
При уменьшении дав-
ления газов перед рабо-
чими турбинами произой-
дет растяжение пружины
3 и соответственное увели-
чение подачи топлива в
цилиндры сгорания.
Таким образом, дав-
ление газов перед турби-
нами будет колебаться в
определенных границах и
генератор автоматически
будет пополнять газ в ре-
сивере перед турбинами.
Восемь позиций контроллера должны соответствовать восьми разным
давлениям генерируемого газа, начиная от 1 до 5,5 ати, с интервалом
0,5 ати. Стабилизатор должен создавать соответствующее давление в
буферных цилиндрах для выравнивания работы генератора при прямом
и обратном ходе. Максимальная и минимальная подачи топлива насосом
фиксируются соответствующими установками муфты регулятора.
Пуск и остановка генератора. Перед пуском поршни генератора долж-
ны быть передвинуты в положение в. м. т. с помощью сжатого воздуха
давлением 20—36 ати. Воздух подводится в буферные цилиндры 3
(фиг. 175, а). Его давление выравнивается трубкой 7, к которой примыка-
ет пусковое устройство (фиг. 174, б). На фиг. 175 уравнительная труба
проходит внутри ревисера, так как она выполнена заводом Пес-
кара. При положении рукоятки штурвала в позиции 1 пусковой трубо-
провод 10 и небольшой резервуар 12 наполняются сжатым воздухом из
баллона 6 до выбранного давления.
201
ю
6)
Фиг. 175. Схема генератора и пускового устройства:
а — генератор; б — пусковое устройство; 1 — цилиндр сгорания;
2 — компрессор; 3 — буферные цилиндры; 4 — ресивер; 5 — топ-
ливный насос; 6 — баллон со сжатым воздухом; 7 — уравнитель-
ная труба; 8 — пусковой клапан; 9 — клапаны прямого и обрат-
ного протока воздуха; 10 — пусковой трубопровод; 11 — обратный
клапан; 12 — пусковой резервуар; 0—V—положения штурвала.
В этот период сжатый воздух действует на клапан 8, закрывает урав-
нительную трубу 7 и прекращает доступ сжатого воздуха в пространство
буферных цилиндров.
В пусковом положении II штурвала пусковой трубопровод закрывает-
ся и воздух из него выпускается наружу. При этом резко понижается да-
вление над клапаном 3, последний поднимается, и воздух из резервуара 12,
заполняя обе полости буферных цилиндров, передвигает поршни генера-
тора навстречу друг другу. Утечке воздуха из резервуара 12 в трубопро-
вод 10 препятствует небольшой обратный клапан 11. Наполнение пуско-
вого резервуара 12 про-
изводится до давления
30—35 ати для получе-
ния достаточного сжатия
и температуры в цилинд-
рах сгорания при внут-
реннем положении мерт-
вых точек.
В рабочем положении
III штурвала пусковой
трубопровод 10 закры-
вается. Воздух из урав-
нительной трубы 7, через
клапан 9 заполняет про-
странство над клапаном
8, последний закрывается,
и резервуар 12 через кла-
пан 11 вновь заряжается
до наивысшего давле-
ния в буферных цилинд-
рах.
Для остановки гене-
ратора штурвал ставит-
ся в положение IV. При
этом поршень топливного
насоса 5 остается подня-
тым давлением сжатого
воздуха.
В положении V штурвала воздух из баллона 6 поступает под поршень
малого дополнительного цилиндра и отводит поршни генератора во внеш-
нее мертвое положение. Вместо пуска воздуха в малый дополнительный
цилиндр целесообразно воздух пустить в пространство между поршнями
генератора через дополнительный пусковой клапан, спроектированный
совместно с индикаторным клапаном. Одновременно сжатый воздух от-
крывает выпускные клапаны буферных цилиндров, вследствие чего бу-
ферные цилиндры опорожняются.
Положение 0 штурвала соответствует остановке генератора; возможен
новый пуск машины. Практически можно осуществить пуск и остановку
генератора за 20 сек.
Синхронная работа двух генераторов. Расход газа турбиной примерно
постоянен, а генерация газов происходит периодически за каждый цикл
генератора. Является целесообразным выравнивать давление перед тур-
биной. Это достигается увеличением объема ресивера между генератором
и турбиной или синхронной работой двух или нескольких генераторов со
сдвинутыми фазами.
Принцип работы аппарата для синхронной работы двух генераторов
показан на фиг. 176,а. В соединительной трубе между генераторами Л и Б
поставлен золотник, который перемещается поршнем, нагруженным пру-
202
жинами. Колебания поршня происходят под действием периодически изме-
няющихся давлений Р а и Р б.
Если бы оба генератора работали синхронно с разницей в фазах 180°,
то результирующее давление имело бы небольшое колебание высокой ча-
стоты (фиг. 176,6).
При разнице в фазах работы двух генераторов меньше 180° возникает
результирующее давление Р (фиг. 176,в).
6)
Фиг. 176. Схема синхронной работы двух генераторов А и Б:
Р — давление в буфере; Рд —давление в буфере генератора Д; Р& — дав-
ление в буфере генератора Б; Рд 4- Р^ —среднее результирующее давление
в буферных цилиндрах А и Б; R — результирующее давление Рд и Р
Регулирующую систему можно рассчитать так, что колебания ее вбли-
зи зоны резонанса будут сдвинуты по отношению к результирующей /? на
90°, т. е. будут происходить в одной фазе с А или Б (фиг. 176,в).
Управляемый золотник открывает трубопровод, соединяющий генера-
торы А и Б в тот момент, когда давление в буфере генератора Б будет
больше давления в буфере генератора А. Аккумулированная энергия гене-
ратора А увеличивается и число циклов его будет приближаться к числу
циклов генератора Б, пока число циклов обоих генераторов не сравняется.
Опыт показал, что оба генератора с разной производительностью и с
разным числом циклов, будучи соединены подобным устройством, стали
работать синхронно со средним числом циклов со сдвигом фаз 180°.
Два генератора, работающие синхронно, позволяют создать почти по-
стоянное давление перед рабочими турбинами без промежуточного доба-
203
-зюо
Фиг. 177. Вертикальный разрез генератора для мощности 8С0 л. с. при адиабатическом расширении газов:
1 — поршень двигателя; 2 — впускные окна продувочного воздуха; 3 — выпускные окна; 4 — корпус генератора; 5 — камера выпускных газов; g — камера сгорания; 7 — нагнета-
тельные клапаны компрессора; 8 — всасывающие клапаны; 9 — корпус компрессорных и буферных цилиндров; 70—крышка буферного цилиндра.
(Разрезы по АА, ББ и ВВ см. фиг. 179)
Фиг. 178. Горизонтальный разрез генератора для мощности 800 л. с. при адиабатическом расширении газов:
1 — поршень компрессора; 2 — трубки с сальниками для охлаждения поршней; 5— штанги синхронизирующих механизмов; 4 — пусковое устройстзо; 5 — стабилизатор;
6 — топливные насосы; 7 — уравнительная труба.
Фиг. 179. Поперечные разрезы генератора (по фиг. 177):
1 — топливные насосы; 2 — корпус генератора; 3 — нагнетательные клапаны компрессоров; 4 — впускные окна для продувочного воздуха; 5 — крышка и подшипники вала
топливных насосов; 6 — уравнительная труба; 7 — штанги синхронизирующих механизмов; 8 — форсунки; 9 — камера сгорания; 1о — предохранительные клапаны;
11 — камера выпускных газов; 12 — выхлопные окна; 13 — стабилизатор; 14 — пусковой клапан.
вочного ресивера и без промежуточного устройства между генераторами
и турбинами.
Конструкция генератора. На фиг. 177—179 изображены вертикальный,
горизонтальный и поперечный разрезы генератора для адиабатической
рабочей машины мощностью 800 л. с. Размеры цилиндров сгорания
ац = 220 жж; 5 = 2X330 жж; диаметр компрессора йЛ = 700 жж; число цик-
лов и = 650 в минуту.
Корпус генератора (фиг. 177) отлит в виде трубы диаметром, равным
диаметрам цилиндров компрессоров, которые крепятся к обоим концам
корпуса. Выпуклые крышки пневматических буферов замыкают цилиндры.
В корпусе генератора центрально расположены цилиндры сгорания. Коль-
цевое пространство между станиной и цилиндрами сгорания служит реси-
вером продувочного воздуха. В кольцевом пространстве размещены ко-
жухи синхронизирующих механизмов. Атмосферный воздух засасывается
через клапаны 8 и подается в ресивер через нагнетательные клапаны 7,
расположенные в крышках компрессорных цилиндров. Труба 6 (фиг. 179),
выравнивающая давление в буферных цилиндрах, помещена снаружи
цилиндров, что устраняет необходимость в четырех сальниках, нужных
при внутреннем расположении уравнительной трубы.
Для охлаждения поршней применяется масло или вода, которые под-
водятся и отводятся по трубкам 2, Для уплотнения водяной полости слу-
жат сальники с металлической или асбестовой набивкой (фиг. 178).
Для пуска генератора служит пусковое устройство 4, а для регулиро-
вания работы генератора — регулятор давления, воздействующий на орга-
ны подачи топлива, а также стабилизатор 5, выравнивающий давление в
буферах и продувочных ресиверах. Стабилизатор позволяет изменять
мощность генератора до 17% нормальной мощности.
Давление генерируемых газов может изменяться от 2 до 6 ата при тем-
пературе газов 400—500°. Средняя скорость поршней 9—10 м!сек. Потери
на трение в механическом генераторе достигают 8,0% адиабатической
мощности рабочей турбины. Эти потери подразделяются на потери в
поршневых компрессорах (47%), в поршнях цилиндров сгорания (33%),
в синхронизирующих механизмах и сальниках (20%).
Тепло, отводимое водой от генератора, составляет около 20%. Удель-
ный вес всей установки 12—13 кг/л. с. Установка расходует топлива около
170 г/э. л. с. ч. Современное состояние техники дает возможность пони-
зить расход топлива до 150 г/э. л. с. ч.
Вес газотурбинной установки без регенерации 14,5 кг/л. с. при расходе
топлива 290 г/э. л. с. ч. По своим весовым качествам установка с генера-
торами и рабочими турбинами приближается к газовым турбинам, а по
расходу топлива — к двигателям внутреннего сгорания. Перед двигателя-
ми механические генераторы имеют то преимущество, что не имеют доро-
гостоящего коленчатого вала, шатунов и подшипников.
Преимущество безвальных механических генераторов газов перед га-
зовыми турбинами состоит в том, что в рабочих машинах не требуются
высококачественные стали для лопаток. Температура газов перед турби-
ной значительно ниже, чем в установках с газовой турбиной (достигает
400—500°).
ТЕПЛОВОЗ СИСТЕМЫ А. Н. ШЕЛЕСТА С ЭЛЕКТРИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧЕЙ
На фиг. 180 показаны продольный и поперечный разрезы схемы те-
пловоза мощностью 2500 к. л. с., разработанного кафедрой тепловозо-
строения МВТУ под руководством автора.
Четыре механических безвальных генератора газов 1 подают газ к тур-
бине 3. При помощи редуктора 4 турбина приводит в движение генератор
постоянного тока 2. От генератора тока приводится в действие возбуди-
207
тель и вспомогательный генератор тока, а также тормозной компрессор 8.
Мощность главного генератора тока 2200 кет при и = 850 об/мин. Газовая
турбина реактивная, степень реакции р=0,5, мощность 3000 л. с. при
л = 7 200 об/мин, число ступеней 5.
Фиг. 180. Тепловоз системы А. Н. Шелеста с электрической передачей:
1 — механический генератор газов; 2 — электрический генератор: 3 — турбина; 4 — редук-
тор; 5 — баллоны пускового воздуха; 6 — всасывающие патрубки; 7 — выхлопные патрубки;
8 — компрессор.
°) б)
Фиг. 181. Тяговая характеристика тепловоза:
а — с пассажирским поездом весом Q = 800 т; б — с товарным поездом, Q — 1840 т.
В кузове размещен холодильник ребристого типа; число водяных сек-
ций 56, число масляных секций 56. Поверхность охлаждения водяных сек-
ций 720 л2, масляных 540 м2. Мощность, затрачиваемая на вентилятор,
85 л. с.
208
Все надрессорное строение опирается на две трехосные тележки типа
тепловоза ТЭЗ. Каждая ось тележек приводится в движение индивиду-
альным электродвигателем с подвеской трамвайного типа. Служебный
вес тепловоза 126 г, нагрузка на ось 21 т. Конструктивная скорость
100 км/час.
Предварительно электрическую часть можно оставить такой, как на
тепловозе ТЭЗ. Механические генераторы будут работать с меньшим чис-
лом циклов, причем мощность тепловоза будет соответствовать мощности
тепловоза ТЭЗ. Это значительно сократит расходы по постройке опытного
тепловоза.
Тяговые характеристики тепловоза изображены на фиг. 181. Вслед-
ствие того, что механические генераторы работали с постоянным давле-
нием и переменным числом оборотов, при электрической передаче оказа-
лось возможным осуществить тепловоз постоянной мощности NK= const с
экономическим к. п. д. ч%=30%.
Для сравнения на фиг. 181,а приведена кривая силы тяги тепловоза
ТЭ2 мощностью 2000 л. с. по дизелю. При скорости V=60 км/час сила тя-
ги проектного тепловоза F,f.n=10 800 кг, в то время как тепловоз ТЭ2
имеет /\ = 6500 кг, т. е. проектируемый тепловоз имеет силу тяги в 1,66 ра-
за большую силы тяги тепловоза ТЭ2.
На затяжном подъеме в Ю%0 тепловоз с пассажирским составом может
следовать со скоростью 55 км/час (фиг. 181,а), с товарным составом — со
скоростью 27,5 км/час (фиг. 181,6).
ТЕПЛОВОЗ СИСТЕМЫ А. Н. ШЕЛЕСТА С ПРИВОДОМ КОЛЕС
ОТ ГАЗОВОЙ турбины
Тепловоз мощностью 2500 к. л. с. с механическим генератором газов,
с газовой турбиной и редуктором группового привода. Подвод газа
к рабочей машине. В основу разработки проекта тепловоза было
положено создание товарного локомотива как наиболее трудного по вы-
полнению турбомеханической передачи с малым числом оборотов веду-
щих колес. Надрессорная часть, механические генераторы и холодильники
остаются без изменений. Одним из трудных является вопрос подвода газа
от механических генераторов, расположенных в надрессорном строении,
к рабочей турбине, расположенной на тележке. Этот подвод разрешен,
как указано на фиг. 182, через шкворень 1 и опорную пяту 2. Труба 3,
подводящая газ при давлении 6 ата и температуре около 400°, жестко
связана со шкворнем /, принадлежащим раме кузова. Между трубой и
шкворнем помещается сальник 4 с металлической набивкой. Для
предохранения сальника от чрезмерной температуры установлен
патрубок 5 и волнистая труба 6, фланец которой нажимает на саль-
ник 4.
Тележка может свободно вращаться вокруг шкворня /, не нарушая
плотности стыка пяты и предохраняя пяту от перегрева. Условия работы
пяты получились лучшими, чем в существующих тепловозах. Вместо под-
вода газа через шкворень можно осуществить подвод газа при помощи
шаровых сочленений или гибких труб.
Тележка тепловоза. Рама тележки 1 и 2 (фиг. 183) выполнена
брусковой. В передней части рамы помещается турбина с редуктором.
Число оборотов колеса турбины 9000 в минуту, число оборотов колеса те-
лежки 253 в минуту, передаточное число /о = 35,6 делится на три передачи:
/1 = 3,6; z2 = 3,24; z3 = 2,82 при прямом ходе тепловоза и z’i=3,9; z2 = 3,07;
/3 = 2,82 при обратном ходе.
От тягового вала идут ведущие шатуны, действующие на пальцы кри-
вошипов средней оси тележки. Газ проходит через шкворень 7 и по тру-
бе 4 подходит к турбине. Отработавший газ отводится через трубу в кор-
209
пусе тепловоза па крышу тепловоза. Редуктор имеет циркуляционную
смазку от насоса 11, приводимого в действие электродвигателем 10.
Общий вид тепловоза с механическим генерато-
ром газов, с турбиной и редуктором группового пр и-
в о д а. Касательная мощность тепловоза 2500 л. с. Кузов тепловоза опи-
рается на две трехосные тележки. В кузове размещены четыре безвальных
механических генератора 1 (см. фиг. 15) тех же размеров, что и в преды-
дущем тепловозе. На каждой тележке размещены газовые турбины 6 (см.
фиг. 15) с редукторами 8. Тяговый вал 7 передает вращение шатунам,
действующим на среднюю ось, откуда спарниками вращение передается
колесам тележки.
Фиг. 182. Подвод газа от генераторов через шкворень и пяту к р1бочей
турбине, расположенной на тепловозе:
1 — шкворень; 2 — пята; 3 — труба с фланцами; 4 — сальник с металлической набивкой;
5 — защитный патрубок; 6 — волнистая труба.
Вспомогательный дизель Д6 мощностью Ne = 150 л. с. при
п=1500 об/мин приводит в движение компрессор 2 для тормозов и для
пуска генератора. Служебный вес тепловоза 120 т, конструктивная ско-
рость 70 км!час.
Тяговый момент газовой турбины и к. п. д. теплово-
за. В руководствах по газовым и паровым турбинам плохо освещается
вопрос о тяговом моменте, развиваемом турбиной при переменном числе
оборотов.
По формуле Эйлера в идеальном случае можно получить
М = — (g С\ cos 04 — г2 С2 cos а9),
ё
где Gg— расход газа в кг/сек\
С\ и С2 — абсолютные скорости входа и выхода газов на лопатку турби-
ны в м/сек-,
И и г2 — средние радиусы лопаток турбины в м\
ai и а2— углы входа и выхода.
Из этой формулы следует, что момент, создаваемый турбиной, не зави-
сит от оборотов вала турбины.
210
поо
Фиг. 183. Тележка тепловоза с групповым
приводом:
1 — 2 — рама тележки: 3 — передняя часть коробки
передачи; -/—труба для подвода газа к турбине;
5 — колено трубы для отвода газа; 6 — опора пяты;
7 — шкворень; 8 — скользуны; 9 — буксовая струнка;
10 — электродвигатель к масляному насосу;
11 — масляный насос для передачи.
Опыты же с четырехступенчатой реактивной газовой турбиной в нор-
мальных условиях показывают отношение пускового момента к моменту
при наибольшем к. п. д. турбины —- = 3.
Расход газа при малых числах оборотов увеличивается на 20—25%.
При скоростях выше нормального числа оборотов расход газа также уве-
личивается на 5—10%.
Расчетное число оборотов составляло 0,6—0,7 максимального. Лопат-
ки турбины во всех четырех ступенях имели одинаковый профиль; на
среднем радиусе имели углы а1 = 82 =39°; а2 =76°. Крутящий момент
в реактивной турбине при у = 0 получился (3.0 3,2) М расчетного. Для
выяснения зависимости тягового момента турбины от числа оборотов ва-
ла турбины воспользуемся работой, совершаемой 1 кг газа на венце ко-
леса реактивной турбины. По аналогии с поршневой машиной назовем
эту работу индикаторной:
Li = —- (2С\ cos оц — и),
g
где и — окружная скорость.
При расходе газа Gz кг/сек индикаторная мощность турбины
Ni=—t . — (2C1cosa1 — и) л. с.\
75 g
с другой стороны мощность выражается
ж т Mi О)
N; = —— Л. С.
1 75
(297)
(298)
(299)
Из уравнений (298) и (299) получим
со = Ог — (2Ct cos 0ц — и),
g
и
но со = —, поэтому
Mi = (2С\ cos 04 — и),
g
Множим и делим окружную скорость и на Сь в результате получим
(300)
ML~ Ог — С1 (2cosaj
g 1
(301)
В момент пуска окружная скорость и^=0, поэтому
Mi — Сг—Сг (2 cos 04).
g
Из формул (301) и (302) видно, что тяговый момент, развиваемый ре-
активной турбиной, зависит от числа оборотов вала турбины, т. е.
(302)
Для получения возможно большего тягового момента необходимо вы-
бирать отношение около 1,0. При cos a 1 = 0,94 получим
Мр __ 1,88 2 14
Мн 0,88
212
Для дальнейшего увеличения пускового момента необходимо увели-
чить расход газа G на 20%, что влечет за собой увеличение скорости С
примерно также на 20%. В результате получим
1,44 2,14 = 2,98.
’ ’
Механический генератор газов в период разгона допускает перегрузку
на 20%. Поэтому вполне возможно увеличение пускового момента реак-
тивной турбины в 3,0 раза против нормального.
Имея возможность построить кривую индикаторной мощности в зави-
симости от числа оборотов вала турбины и зная выражение мощности,
затрачиваемой на гидравлические Nг и механические Мм потери, можем
написать
Ne = Nl-{N2^NMY (303)
Касательная мощность на ободе колеса при передаче редуктором и
спарниками
4- = ^-
Зная мощность N находим
Задаваясь перегрузкой при разгоне, можем внести соответствующие
коррективы в кривую расхода газа турбиной Gz, в индикаторную мощ-
ность турбины Nh найти мощности Nе и NK и получить к. п. д. тепловоза
по формуле
632 NK
== ^2 ---------- ,
GeVi-h)) 3 600
где ?1г — к. п. д. генератора.
Зная , находим часовой расход топлива тепловозом
Ge=-^NK. (305)
К полученному расходу необходимо добавить расход на дополнитель-
ный дизель 2Ve = 15O л. сл
(306)
тогда общий расход выразится
Общий к. п. д. тепловоза с учетом добавочного дизеля будет
632 -Л1.
(Ge+o;)QK
(307)
По приведенным выше формулам строятся тяговые характеристики.
На фиг. 184 показана тяговая характеристика проектного тепловоза
МВТУ с механическим генератором газов. Для сравнения там же нане-
сены сила тяги паровоза ФД при z = G5 кг!м2час и тепловоза ТЭ2.
Кривые мощности, силы тяги и к. п. д. тепловоза вычерчены для
и
— = 0,65, что не отвечает установленным нами формулам. При профили-
роваиии лопаток по новым формулам можно приблизить кривые мощно-
сти, силы тяги и к. п. д. тепловоза к соответствующим кривым существую-
213
щих тепловозов, для чего потребуется проведение соответствующих опы-
тов.
Тепловоз мощностью 2500 к. л, с. с механическим генератором газов,
с турбиной и редукторами с индивидуальными приводами. Надрессорное
строение этого тепловоза ничем по существу не отличается от предыдуще-
6с
Фиг. 184. Тяговая характеристика теплово-
за с механическим генератором газов:
1 — сила тяги проектного тепловоза; 2 — сила тяги
тепловоза ТЭ-2; 3 — сила тяги паровоза ФД
при z = 65 кг!м* час: 4 — касательная мощность на
ободе колес тепловоза МВТУ.
го тепловоза с групповым при-
водом.
На фиг. 185 представлена
коробка передачи с газовой
турбиной и редуктором индиви-
дуального ппивола. Турбина
имеет п = 12 000 об/мин, колесо
тележки г/=253 об/мин. Редук-
тор трехступенчатый, его пере-
даточное число /о=47,5. По
ступеням передаточное число
распределяется для переднего
и заднего ходов: /1=4,5; /2=3,95;
/*з=2,65.
На фиг. 185 и 186 показано
соединение тягового зубчатого
колеса 1 с осью 2 тележки
(фиг. 185). На ось 2 насажи-
вается муфта 6 с приливами 5.
На тяговом зубчатом колесе
имеются приливы 3, в которых
шарнирно укреплены угольни-
ки 7. Последние соединены с
приливами 5 тягами 4, а меж-
ду собой угольники соединяют-
ся тягой 8.
Венец тягового зубчатого
колеса 1 (фиг. 186) соединяет-
ся с кожухом 2, вращающимся
в подшипниках коробки редук-
тора. Цилиндрические трубы
кожуха 2 соединяются со сту-
пицами колес тележки при по-
мощи защитных рукавов 3,
предохраняющих кожух редук-
тора от пыли. Центральное раз-
мещение тяг 4 и 8 (фиг. 185)
создает благоприятные условия
в отношении смазки и воспри-
ятия колебаний колес от неров-
ности пути.
Реверс тепловоза осущест-
вляется при помощи муфт включения переднего хода 4 (фиг. 186) и зад-
него хода 5. Переключение муфт выполняется пневматическими цилинд-
рами, управляемыми с поста машиниста.
Тележка с индивидуальным приводом показана на фиг. 187. Общий
вид и тяговые свойства тепловоза с индивидуальным приводом почти не
отличаются от общего вида и тяговых свойств тепловоза с групповым
приводом.
Применение индивидуальных турбин на каждую ось снижает к. п. д.
тепловоза примерно на 5%, но создает идеальные условия регулирования
его в пределах 16—120% нормальной мощности путем включения и вы-
214
1050
Фиг. 185. Коробка передачи с газовой турбиной и редуктором
индивидуального привода:
7 — тяговое зубчатое колесо; 2 — ось тележки; 3 и 5 — приливы; 4 и 8 — тяги; 6 — муфты;
7 — угольники.
215
ключения механических генераторов газов. Число генераторов должно
равняться числу турбин. При таком способе регулирования турбины бу-
дут работать газом почти постоянного давления и температуры.
Фиг. 186. Соединение зубчатой передачи с осью колеса:
1 — тяговое зубчатое колесо; 2 — кожух; 3 — защитные рукава; 4 и 5 — муфты включения.
Описанные выше эскизные конструкции являются только первым при-
ближением, указывающим на возможность создания экономичного и де-
шевого тепловоза. В руках опытных заводских конструкторов тепловоз мо-
жет принять более компактный, более красивый вид и стать надежным
в эксплуатации локомотивом.
ФРАНЦУЗСКИЙ ТЕПЛОВОЗ МОЩНОСТЬЮ 1000 л. с. С БЕЗВАЛЬНЫМ
МЕХАНИЧЕСКИМ ГЕНЕРАТОРОМ ГАЗОВ
Разработка эскизных проектов тепловозов кафедрой «Тепловозострое-
ние» МВТУ под руководством автора была закончена 24 декабря 1951 г.
В августе 1952 г. появились сведения о том, что во Франции фирмой
Рено-Сигма построен тепловоз с безвальным механическим генератором
газов, с турбиной и редуктором группового привода.
Подобный тепловоз, но с электрической передачей, строится в США
фирмой Лейма-Гамильтон.
216
1500
В Швеции фирмой Гота-Верке строится тепловоз мощностью
1000 л. с. с двухтактным механическим генератором газов для шведских
железных дорог.
В настоящее время во Франции проводят Предварительное испытание
тепловозов с безвальным механическим генератором газов мощностью
1000 л. с. (фиг. 188).
Фиг. 188. Общий вид тепловоза с механическим генератором
газов Рено-Сигма мощностью 1000 л. с.\
1 — механический генератор газов; 2 — центральный редуктор с двумя ступенями скоростей и с меха-
низмом реверса: 3 — карданный вал от центрального редуктора к внутренним осям; 4 — осевой редук-
тор; 5 — карданный вал между осями; 6 — вспомогательный горизонтальный двигатель; 7 — водяной и
масляный радиаторы; 8 — колесо вентилятора с механическим приводом; 9 — воздушный фильтр для ге-
нератора и машинного оборудования; 10 — газовый ресивер; 11 — трубопровод сжатого газа; 12— па-
трубок, подводящий газ к турбине; 13 — выхлопной трубопровод для излишка газа; 14 — выхлопной
трубопровод из газовой турбины; 15 — баллоны пускового воздуха; /6 — аккумуляторная батарея;
17 — газовая турбина; 18— карданный вал от турбины к центральному редуктору; 19 — топливный бак.
Тип тепловоза 2+2, вес 54 т, или удельный вес 54 кг/л. с. Общая дли-
на тепловоза с буферами 16 100 лш, диаметр колес 900 мм, база тележки
2580 мм, расстояние между шкворнями тележек 9000 мм.
Безвальный механический генератор газов расположен горизонтально
вдоль оси тепловоза. Работа, происходящая в цилиндре сгорания, погло-
щается воздушными компрессорами, подготовляющими продувочный воз-
дух давлением 6—7 ата.
От генератора 1 смесь продуктов сгорания и продувочного воздуха
при температуре 400—450° поступает в шестиступенчатую газовую тур-
бину 17. Турбина имеет число оборотов п=12 320 в минуту и является
рабочей машиной тепловоза.
Вращение турбины передается карданным валом 18 центральному ре-
дуктору 2, имеющему две ступени скоростей и механизм реверса.
218
Центральный редуктор обеспечивает скорость тепловоза 71 или
125 км!час в зависимости от условий работы тепловоза. От центрального
редуктора вращение передается карданными валами 3 на переднюю и
заднюю тележки, где они соединяются с осевыми редукторами 4 и кар-
данными валами 5. Тяговый вал центрального редуктора автоматически
отключается от ротора турбины при каждой перемене скоростей или при
реверсировании.
Кузов тепловоза цельнометаллический. Привод вспомогательных агре-
гатов осуществляется горизонтальным двигателем 6 мощностью 90 л. с.
Этот двигатель при помощи зубчатых колес и ременной передачи соеди-
нен с колесом 8 вентилятора для холодильника, с воздушным компрессо-
ром для тормозов и для сервомеханизмов, с воздушным компрессором
пускового воздуха для безвального генератора газов, с водяным и масля-
ным насосами и вспомогательным генератором тока.
Это вспомогательное оборудование помещено в шахте водяного и ма-
сляного радиаторов 7. На другой стороне кузова помещены аккумулятор-
ная батарея 16 и баллоны пускового воздуха 15.
Тепловоз имеет двустороннее управление, расположенное по концам
кузова.
Воздух засасывается в механический генератор через фильтры 9, уста-
новленные в крыше тепловоза. От генератора газы поступают в реси-
вер 10 и в трубу 11, снабженную регулятором, устраняющим колебание
газа перед турбиной. К турбине газы подводятся патрубком 12, соединен-
ным с выхлопной трубой 13. Труба 13 служит для регулирования газа,
поступающего в турбину. Отработавший газ из турбины выпускается по
трубе 14.
Все трубы и ресивер хорошо изолированы. При холостой работе гене-
ратора патрубок 12 и труба 13 полностью открыты. Для повышения да-
вления газов закрывают патрубок 12. При закрытии патрубка серворегу-
лятор генератора газов автоматически увеличивает подачу топлива в ге-
нератор.
Для безопасности работы предусмотрено автоматическое выключение
подачи топлива в цилиндр сгорания генератора при падении давления
смазочного масла и охлаждающей воды.
Описание безвального механического генератора газов (фиг. 189) при-
ведено выше. Уравнительная труба помещена внутри корпуса генератора,
как это выполняется заводом Пескара.
Выводы. Из рассмотрения трех эскизных проектов тепловозов МВТУ
можно прийти к следующим выводам.
1. Механические генераторы остаются одинаковыми для тепловозов
всех трех типов.
2. Тепловозы с турбо-групповыми и турбо-индивидуальными привода-
ми остаются идентичными как по тяговым свойствам, так и по экономич-
ности.
3. Новые проектные тепловозы значительно проще по конструкции, де-
шевле и экономичнее существующих тепловозов.
4. Наиболее простым в выполнении и эксплуатации является тепло-
воз с турбо-групповым приводом.
5. Сопоставление проектного тепловоза с паровозами ФД, ИС и с те-
пловозом ТЭ2 (табл. 29) указывает, что проектный тепловоз легче экви-
валентных паровозов ФД или ИС примерно на 70 т.
6. Отсутствие электрической передачи на тепловозе с групповым при-
водом позволяет доводить строительную стоимость тепловоза до стоимо-
сти эквивалентного паровоза.
7. Экономичность проектного тепловоза в 5—6 раз выше экономично-
сти паровоза.
219
Фиг. 189. Разрез безвального механического генератора газов конструкции Пескара:
1 — цилиндр сгорания; 2 — поршень; 3 — компрессор; 4 — буфер; 5 — выхлопные окна; 6 — продувочные окна; 7 — нагнетательные клапаны;
всасывающие клапаны.
Таблица 29
Показателя проектного тепловоза, паровозов и тепловоза ТЭ2
Локомотив Каса- тельная мощность в л. с. Служебный вес в m Порожний вес в m К. п. д. в %
локо- мотива тен- дера всего локо- мотива тен- дера всего парад- ный служеб- ный
Паровоз ИС 2400 138,0 131,1 269,1 124,5 60,6 185,1 6,6 5,0
Парэвоз ФД 2400 136,0 121,6 257,0 122,0 55,9 177,9 6,63 5,0
Тепловоз ТЭ2 .... 1600 165,0 — 165,0 154,5 — 154,5 27,0 24,0
Тепловоз с механиче- ским генератором газов и электрической пере- дачей 2500 126,0 126,0 116,0 116,0 30,0 27,0
Тепловоз с механиче- ским генератором газов и турбошатунной пере- дачей 2500 120,0 — 120,0 110,0 110,0 32,0 29,0
8. При изготовлении 1000 тепловозов в год будет сэкономлено около
70 000 т металла ежегодно по сравнению с таким же количеством паро-
возов.
9. Сопоставление эксплуатационных расходов на 104 ткм паровоза с
конденсацией пара и современных тепловозов с электрической передачей
(еще несовершенных и дорогих) показывает, что экономия, которую мо-
гут дать современные тепловозы по сравнению с паровозами, достигает
4 млрд. руб. в год.
10. Учитывая, что современные тепловозы при существующей электри-
ческой передаче могут дать экономию более 4 млрд. руб. в год и что эко-
номичность проектного тепловоза выше экономичности тепловоза ТЭ2, а
стоимость его не выше стоимости эквивалентного паровоза, легко прийти
к выводу, что проектные тепловозы могут дать около 5,0 млрд. руб. еже-
годной экономии по сравнению с паровозами.
Другими словами, при паровозной тяге страна теряет ежегодно около
5 млрд. руб.
11. Проектные тепловозы с турбо-групповым приводом могут окупить
себя в течение 3 лет.
12. Появление тепловозов с безвальными механическими генератора-
ми газов во Франции, США и Швеции указывает на заинтересованность
различных стран в подобных локомотивах, как наиболее экономичных по
расходу топлива, наиболее дешевых по строительной стоимости и легких
по удельному весу (около 40 кг!л. с.).
ГЛАВА X
ТЕПЛОВОЗЫ С ПНЕВМАТИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧЕЙ
Принцип действия. Тепловозы с пневматической передачей характери-
зуются применением сжатого воздуха, газа или пара для работы в ниж-
ней машине, идентичной машине паровоза с ее распределением и управ-
лением. Сжатие рабочего тела осуществляется в компрессоре, приводи-
мом в действие двигателем внутреннего сгорания, установленным на те-
пловозе. Различают передачи разомкнутого и замкнутого процессов.
К первой относятся воздушные, паровоздушные и газовые передачи. К пе-
редаче с замкнутым процессом относится паровая передача. Рабочее
тело — пар — после расширения в рабочих цилиндрах возвращается
в компрессор, где опять сжимается до рабочего давления.
1. Определение основных размеров. Практически и теоретически выяс-
нена невыгодность работы сжатым воздухом без подогрева его за счет
теплоты отработавших газов в двигателе. По условиям смазки темпера-
тура сжатого газа в рабочей машине принимается 380—425°С, воздуха в
компрессоре 200°С, в рабочей машине 320—360°С. Рабочее давление вы-
бирают Р = 7 ати.
В идеальной машине 1 кг воздуха может совершать работу
L
А
Расход воздуха в идеальной машине на 1 л. с. ч.
632
(308)
(309)
Расход воздуха на 1 л. с. ч. на ободе колеса
_______________________________632
01—
(ЗЮ)
где 0,80 — индикаторный к. п. д. и 0,85 — механический к. п. д.
машины.
Часовой расход воздуха
О. = g. NK,
где W к — мощность тепловоза.
Мощность, затрачиваемая на сжатие этого количества воздуха,
ge NK k 427
N _________L______________£__!__
K0M 3 600.75^
(311)
(312)
где AS — приращение энтропии в процессе сжатия; 0,80— к. п.д
компрессора.
222
Такую же мощность должен развивать и двигатель, непосредственно
связанный с компрессором, т. е. NK= Ne. Расход топлива на касательную
силу-час
geK = ge^-t (313>
™кас
где ge — расход топлива в кг/л. с. ч. двигателем.
К. п. д. тепловоза
632
71э = —77.
бек Qh
(314)
где QH — низшая теплотворная способность топлива в ккал/кг.
Наполнение нижних рабочих цилиндров при нормальной работе
$
е^30%. Отношение — выполняют в рабочей машине 0,9—1,0, в ком-
d
прессоре — 0,5.
Пример расчета. Определить основные размеры тепловоза с воздуш-
ной передачей мощностью /УЛ. = 800 л. с. при V=60 км/час\ давление воз-
духа 7 ати\ температура на выходе из компрессора tK= 200°С поддержи-
вается постоянной за счет впрыска воды. Воздух подогревается отработав-
шими в двигателях газами до Л = 320°С. По формуле (310) расход
воздуха
632
8в .х
Cl га 'Пм
14,5.
Общий часовой расход воздуха по формуле (311)
Ge = geNK= И 600 кг/час.
Для сжатия этого количества при tK = 200°С требуется мощность,
найденная по формуле (312):
NK0M = = 1 400 Л. С.
Расход топлива по формуле (313)
^.=0,180 = 0,310 кг!л. с. ч.
К. п. д. тепловоза
т)э = —61~— • 100 = 20,4%.
э 104.0,31
Найденные величины относятся к мощности при 60 км/час. Для
определения основных размеров нижней рабочей двухцилиндровой маши-
5
ны двойного действия можно принять — = 0,93. При У=60 км!час и ди-
d
аметре колеса D=l,6 м пк = 199 об/мин. Расход воздуха за один ход
поршня при Р =1,1
и==р_<«А =0,267 кг.
4 бол*
Объем, занимаемый воздухом в цилиндре, при наполнении е =0,3, при
Т=320+273 = 593°К, с учетом потерь на мятие ~10% в подогревателе
и~ 10% в золотниках и каналах машины г1тр =0,9-0,9 = 0,81:
1Г= “ТР°—= 0,0716 м3.
То Рк Цтр
Объем цилиндра
W 0,0716 0,93 л^з
Vu =---= —-----= —--------М3,
4 е 0,3 4
223
откуда
з /~----------
d = |/ 4 °'0716 ~ 0,7 м = 700 мм.
у О,3к-О,93
Ход поршня 5 = 0,93 • 700 = 650 мм.
Компрессор двухцилиндровый, двойного действия, /УКОЛ( = 1400 л. с.
при и = 450 об/мин. Количество воздуха, засасываемого компрессором за
один ход поршня,
U = PeNK = 0 1()7 кг
4-60-450
Фиг. 190. Тепловоз с воздушной передачей:
1 — электродвигатели вентиляторов; 2 — котел отопления; 3 — вспомогательное динамо; 4 — компрес-
сор; 5 — двигатель; 6 — вентилятор; 7 — холодильник; 8 — баллоны со сжатым воздухом; 9 — рабочие
цилиндры; 10 — подогреватель воздуха.
Коэффициент подачи компрессора при вредном пространстве ео = 3%
и Те = 313°К при показателе политропы п = 1,2
) =к А = [1-е0 1 И =0,84,
1 a L \ / J) 1 а
где То — температура в °К;
Ро — давление засасываемого воздуха;
Та—температура в °К в начале сжатия;
Р к—давление сжатого воздуха при выходе из компрессора:
Рабочий объем компрессора при — =0,5
Ук = —и =-0,107^0,107 м3 = — ,
к 0,84 4
откуда
, _3/4-1003 l\
d = 1 / ------ = 64,5 ~ 64 см.
V 0,5*
Ход поршня 5 = 0,5 • 64 = 32 см.
Выполненные тепловозы. На фиг. 190 изображен тепловоз 2—3—2 с
воздушной передачей фирмы Ман и Эсслинген.
Техническая характеристика тепловоза с воздушной передачей
Осевая формула............................ 2—3—2
Конструктивная скорость в км/час............ 80
Главный четырехтактный дизель:
число цилиндров.............................. 6
диаметр цилиндров в мм.................... 450
ход поршня в мм........................... 420
число оборотов в минуту . 450
эффективное давление ькг/см*................ 6
наибольшая мощность в л. с........... 1200
224
Компрессор двойного действия:
число цилиндров . . •....................... 2
диаметр цилиндров в мм...................... 640
ход поршня в мм..........• ............. 320
рабочее давление воздуха в ати.............. 7
наибольшая подача воздуха в м3/мин.......... 175,5
подача охлаждающей воды в кг/мин................. 5,5
Холодильник:
поверхность водяных радиаторов в м2............. 223
мощность, затрачиваемая на вентиляторы, в л. с. 30
Подогрев воздуха:
поверхность подогревателя в ле2............... 82,5
температура воздуха при входе в подогрева-
тель в °C................................... 200
температура воздуха при выходе из подогрева-
теля в °C................................... 360
коэффициент теплопередачи в ккал!м2час °C . . 30
Размер рабочей двухцилиндровой машины в мм:
диаметр цилиндров .............................. 700
ход поршней ................................... 650
диаметр золотников.................• .... 250
Размеры экипажа в мм:
длина между буферами.............................. 15 800
колесная база................................. 12 500
жесткая база................................... 4 700
диаметр движущих колес......................... 1 600
диаметр поддерживающих колес..................... 850
Вес в т:
двигателя................................• . . 25,0
холодильника .................................... 7,0
запас топлива.................................... 2,0
полный вес тепловоза........................... 124,6
сцепной вес тепловоза .......................... 54,6
Для уменьшения работы компрессора в него впрыскивается вода в пе-
риод сжатия, вследствие чего температура воздуха держится /к^200°С
при давлении 7\ = 6,5-^-7,0 ати. Из компрессора воздух поступает через
Фиг. 191. Подогреватель воздуха:
1— патрубок входа воздуха; 2- компенсатор температурных расширений;
3 — камеры для воздушных потоков; 4 — патрубок ьыхеда газов. 5— выход
воздуха; 6 — компенсируйшая металлическая труба; 7 - камеры для воздуш-
ных потоков; 8 — патрубок входа газа; 9 — предохранительная пластинка.
патрубок 1 (фиг. 191) в подогреватель и оттуда в цилиндры нижней рабо-
чей машины. Отработавшие в двигателе газы входят в подогреватель че-
рез патрубок 8 и, пройдя ряд трубок, выходят через патрубок 4 в атмо-
сферу.
225
Для предупреждения взрывов служат предохранительные пластинки 9.
Весь ряд трубок может удлиняться в уплотненных сальниках. Система
труб может быть удалена через торцевые крышки подогревателя. Верхний
барабан подогревателя соединен с компрессором, остальные два бараба-
на жестко прикреплены к кузову тепловоза.
Фиг. 192. Воздушный компрессор:
/ — цилиндр компрессора; 2 — смазочные штуцеры; 3 — патрубок для отвода сжатого воздух»;
4 — предохранительный клапан; 5 — нагнетательный клапан; 6 — управляемый всасывающий клапан;
7 — всасывающая труба; 8 — распределительный вал; 9—маховик и соединительная муфта; 10 — зуб-
чатая передача к распределительному валу; 11 — насос для смазки; 12 — насос для охлаждающей
воды; 13 — сопло для впрыскивания воды.
Фиг. 193. Нижняя рабочая машина.
Фиг. 194. Изменение силы тяги и
мощности в зависимости от скорости.
Первый барабан подогревателя снабжен компенсатором 2 из волни-
стого металлического рукава. Воздушный подогреватель заключен в жест-
кий каркас, при помощи которого он может быть легко поднят над тепло-
возом. Температура отходящих газов понижается с 520 до 270°, темпера-
тура воздуха повышается с 200 до 320—360°С. Средняя скорость газов в
226
подогревателе 45 м/сек, воздуха 15 м/сек. Коэффициент теплопередачи
k = 30 ккал/м2 чассС. Площадь нагрева 82,5 м2. Вредное пространство*
компрессора составляет 3% при расстоянии между крышкой и поршнем.
1,5 мм (фиг. 192).
Всасывающие клапаны — управляемые, нагнетательные — самодей-
Фиг. 195. Механический к. п. д. нижней
рабочей машины в зависимости от N
при различных скоростях.
ствующие. Цилиндры рабочей
машины с золотниками двой-
ного впуска — обычной кон-
струкции для уменьшения мя-
тия воздуха при работе тепло-
Фиг. 196. Расход топлива тепло-
возом в зависимости от Л/
при различных скоростях:
1 — 80 км/час; 2 — 60 км/час;
Фиг. 197. Изменение тем-
пературы отходящих га-
зов в зависимости от Nn:
1 — температура отходящих га-
зов до перегревателя; 2-то же
после перегревателя; тем-
пература воздуха после подог-
ревателя, 4 — то же до подо-
гревателя; 5 — температура
отработавшего воздуха.
Фиг. 198. Диаграмма теплового ба-
ланса тепловоза с воздушной пере-
дачей при полной мощности
?/=800 л. с. и и=60 км/час;
А — тепло топлива при полной мощности
100%; а — потери с отходящей водой 29,0%;
б — потери с отходящими газами 26,5%;
в — индикаторная работа дизеля 42,5%; г — по
тери за счет увеличения давления выхлопа*
2,0%; д — механические потери в дизеле №
компрессоре 13 2%; е — индикаторная работа,
компрессора 29,3%; ж — выигрыш в работе
за счет частичного использования тепла от-
ходящих газов 12,5%; з — потери в клапанах,
компрессора; и — потери в трубопроводе 3.6%;
к — потери выхлопа 14,0 % ; л — потери от
дросселирования, расширения и выхлопа в ци-
линдре локомотива 6,3%; н — механические
потери в машине 4,0%; о — потери в экипаже
локомотива 1,9%; п — работа локомотива
на крюке 20,4% I.
воза (фиг. 193). Применение управляемых клапанов позволяет свести к
минимуму потери во всасывающих клапанах.
Изменение силы тяги и мощности тепловоза в зависимости от скоро-
сти показано на фиг. 194. Механический к. п. д. нижней рабочей маши-
ны т\м резко ухудшается с уменьшением и увеличением скорости теплово-
за (фиг. 195). Минимальный расход топлива получается при V=20 км/час
227
и Nn =500 л. с. (фиг. 196). Соответственно к. п. д. тепловоза достигает
^Л = 22,4%. Низкий к. п. д. тепловозов с пневматической передачей являет-
ся основной причиной их малого распространения. Изменение температу-
ры отходящих газов и воздуха до и после воздухоподогревателя в зави-
симости от представлено на фиг. 197.
Давление в золотниковой коробке при е=0,3 регулируется изменени-
ем числа оборотов воздушного двигателя пд = 250 н-400 об/мин. Тепловой
баланс при Ул = 800 л, с. и V=60 км/час представлен на фиг. 198 [33].
Диаграмма на фиг. 198 показывает распределение тепла по отдельным
процессам в тепловозе с пневматической передачей и с подогревом воз-
духа теплом отходящих газов [33].
ГЛАВА XI
ТЕПЛОПАРОВОЗЫ
ПАССАЖИРСКИЙ ТЕПЛОПАРОВОЗ СТИЛЛ-КИТСОНА
Теплопаровозы относятся к тепловозам непосредственного действия
разгон которых производится паром. В цилиндрах двигателя двойного дей
ствия Стилла (фиг. 199) с одной
стороны осуществляется цикл ди-
зеля, с другой — происходит ра-
бота пара. Верхняя часть рубашек
дизеля соединена с котлом, ис-
пользующим теплоту отходящих
газов, вследствие чего повышает-
ся к. п. д. дизеля до 40%.
Котел генерирует пар во весь
период разгона и, кроме того,
добавляет пар на затяжных
подъемах (за счет сжигания топ-
лива). Котел должен обеспечить
мощность паровой части, состав-
ляющей 0,3—0,75 мощности дизе-
ля. На фиг. 200 показана схема
Фиг. 199. Схема двигателя Стилла:
1 — цилиндр двигателя; 2 — котел; 3 — водоподогрев»-
тель отходящими газами; 4 - питательный трубопро-
вод; 5 — паровпускное окно; 6 — выпуск пара.
пассажирского теплопаровоза
Стилл-Китсона.
Основные показатели теплопа-
ровозов приведены в табл. 30.
Распределительный вал, перемещающийся в осевом направлении, име-
ет кулачки переднего и заднего хода. При реверсировании дизеля ролики
поднимаются с помощью рычага над кулачками и блокируются, что дает
возможность передвинуть вал. Передача от вала дизеля к тяговому валу
состоит из двух цилиндрических двойных зубчатых колес. Оба колеса
имеют упругое устройство венцов, благодаря чему путевые толчки не ока-
зывают вредного влияния на двигатель. Теоретически построенная тяговая
характеристика теплопаровоза Стилл-Китсона показана на фиг. 201.
Тонкими линиями нанесены характеристика тепловозной части Fr,паро-
возной Fn, толстыми — их сумма F к и Nк.
Экономичность теплопаровоза зависит от количества дополнительного
топлива, сжигаемого в паровом котле, которое, как и в паровозе, исполь-
зуется с к. п. д. т]э = 4 -ь 6%. Расход топлива
632
to_Qh
632
0,06-1СН
1,05 кг[з. л. с. ч.
224
Дизель бескомпрессорный, работает со служебным расходом топлив
ge = = 0,2 кг/л. с. к.
Фиг. 200. Схема пассажирского теплопаровоза Стилл-Китсона:
1 — котел; 2 — цилиндры двигателя; 3 — камера сгорания топлива; 4 — форсунки; 5 — водяной бак;
о —топливный бак; 7 — трубопровод, подводящий воду к двигателю; 8 — трубопровод, отводящий
воду из двигателя; 9 — паровыпускной клапан; 10 — паровыпускные трубы; 11 — регуляторный
золотник; 12 — дымогарные трубы.
Фиг. 201. Тяговая характеристи-
ка тепловоза Стилл-Китсона.
Фиг. 202. Изменение к. п. д. тепло-
паровоза в зависимости от мощно-
сти тепловозной и паровозной части.
К. п. д. теплопаровоза
632
= -------------
э 632 , 632
х------|-у---
Уэ-т ^э.п
1
‘Цэ.т Ум
где х—мощность дизельной части; у — мощность паровой части в долях
от общей мощности теплопаровоза.
При х = 0,5; у = 0,5
ОЛ 100=10’1%'
0,316 + 0,0б
230
Таблица 30
Основные показатели теплопаровозов
Показатели Теплопаровозы
Майзеля Воро- ши ловграккого завода, пасса- жирский Коломенско- ।о завода грузовой Стилл,-Китсона
Осевая формула 1—4—1 1—5—1 1-3-1
Число цилиндров 2 4 8
Диаметр цилиндров в мм 420 500 434
Ход поршней в мм 2X770 2X700 395
Наибольшее число оборотов в минуту . . . — — 450
Максимальная мощность в л. с 3000 3000 870/1120
Передаточное число от дизеля к тяговому
валу — — 1,878
Рабочее давление пара в кг/см* 20 13 12
Плошадь колосниковой решетки в м* . . . . 4,73 4,67 —
Поверхность нагрева в м*:
топки — — 6,7
дымогарных труб — — 45,5
регенеративных труб — — 47,1
полная — — 99,3
котла 195,5 171,5 —
перегревателя 72,6 80,5 —
Сила тяги на ободе колеса в кг — — 3500*
Длина м жду буферами в мм — — 11950
Колесная база в мм:
полная 12 700** 12 350** 8625
жесткая 6300 6500 4345
Диаметр колес в мм:
движущих 900 900 1524
поддерживающих 900 1050 950
Запас в т:
топлива . 13,3/2,94*** — 1,5
смазки — 0,4
воды 62,8 — 4,5
Вес в т:
полный 132 163 70,0
сцепной 98 — 51,0
тендера (с запасом) — 134 —
Нагрузка в т:
сцепных осей — — 17,0
передних бегунков — — 9,0
задних . — — 10,0
Конструктивная скорость в км/час 120 85 72
* ^.тах=10950 ^
** Без тендера.
Числитель—уголь, знаменатель—нефть.
231
Фиг. 203. Пассажирский теплопаровоз Майзэля 1—4—1 Ворошиловградского завода:
1 — дымосос; 2 — турбовоздуходувка; 3— передний тяговый вал; 4 — главная машина; 5 — задний тяговый вал.
Эти к. п. д. выведены в предположении использования полной мощно-
сти дизельной и паровой частей.
Изменение к. п. д. теплопаровоза при различных соотношениях мощно-
стей паровозной и тепловозной частей дано на фиг. 202.
По мере увеличения мощности паровозной части экономичность локо-
мотива понижается. Локомотив необходимо проектировать как тепловоз,
в котором паровая часть используется исключительно для разгона и для
преодоления тяжелых затяжных подъемов.
Испытания теплопаровоза Стилл-Китсона показали, что расход жид-
кого топлива составляет 82 кг, воды ИЗО кг на 104 ткм при У=30 км!час
и NK = 566 л. с., или на 1 к. л. с. ч. gK = 0,635 «г; служебный к. п. д. =
= 632—юо=1оо%.
0,635-10*
ПАССАЖИРСКИЙ ТЕПЛОПАРОВОЗ СИСТЕМЫ МАЙЗ ЕЛЯ
ВОРОШИЛОВГРАДСКОГО ЗАВОДА
Л. М. Майзель совместно с конструкторами Ворошиловградского за-
вода создал пассажирский тепловоз 1—4—1 с дизельной и паровой ма-
шиной мощностью 3000 л. с. (фиг. 203). Схема теплопаровоза показана
на фиг. 204.
Фиг. 204. Схема теплопаровоза Майзеля Ворошиловградского завода:
1 — толкатель; 2 — форсунка; 3 — турбовоздуходувка; 4 — дымосос; 5 — нефть из тендера; а — острый
пар; б — мятый пар; в — выхлопные газы; г — продувочный воздух; д — нефть.
Два противоположно движущихся поршня образуют три полости:
среднюю между поршнями и две крайние между крышками и соответ-
ствующим поршнем. При трогании с места пар из котла подается во все по-
лости цилиндра. При скорости 30 км/час доступ пара «в среднюю часть
прекращается.
Насосом типа Аршаулова впрыскивается жидкое топливо и одновре-
менно устанавливается сообщение с воздуходувкой. Впуск воздуха и вы-
пуск отработавших газов производятся поршнями. Отработавший пар из
паровых полостей поступает в турбину дымососа и оттуда в турбину воз-
духодувки продувочного воздуха.
Общий вид пассажирского теплопаровоза изображен на фиг. 203.
233
Цилиндры теплопаровоза охватывают раму посередине, образуя меж-
дурамное крепление (фиг. 205).
В стальном блоке запрессованы чугунные втулки с каналами для ох-
лаждения цилиндра водой. На этом блоке укрепляются стальные цилинд-
ры с запрессованными втулками паровой части.
Фиг. 205. Блок цилиндра теплопаровоза Майзеля Ворошиловградского завода.
Фиг. 206. Поршень со штоком теплопаровоза 1—4—1
Майзеля Ворошиловградского завода.
Поршень для паровой и дизельной частей показан на фиг. 206. К го-
ловке поршня приваривается днище с пробкой. Образуется замкнутая
Фиг. 207. Сила тяги теплопаровоза
Майзеля Ворошиловградского
завода:
1 — пар: 2 — пар—дизель.
масляная камера для охлаждения га-
зовой части поршня, имеющей шесть
цилиндрических колец. К газовой части
прикрепляется стальная втулка, обра-
зующая паровую часть с тремя порш-
невыми кольцами. Впуск пара осущест-
вляется кулачковым распределением
типа Ленца. Парораспределительный
механизм — типа Маршаля.
Совершаемая в цилиндрах работа
передается тяговым валам. Пальцы
кривошипов переднего тягового вала
для поршневых и сцепных дышел рас-
положены под углом 170°.
Кривошипы заднего тягового вала
имеют общие пальцы для поршневых
и сцепных дышел. Правые кривошипы
обгоняют левые на 90°.
234
Тендер пассажирского теплопаровоза шестиосный, с запасом воды и
топлива, обеспечивающим пробег 600—700 км. На фиг. 207 показана си-
ла тяги пассажирского теплопаровоза. Основ»ные показатели пассажирско-
го теплопаровоза Майзеля даны в табл. 30.
ГРУЗОВОЙ ТЕПЛОПАРОВОЗ КОЛОМЕНСКОГО ЗАВОДА
Грузовой теплопаровоз Коломенского завода с газогенератором при
разгоне проводится в движение паром. При скорости 12—15 км!час в сред-
ние части цилиндров открывается впуск с меси воздуха и генераторного
газа, получаемого из антрацитного газогенератора, установленного на
тендере. С этого момента начинается совместная работа газогенераторных
двигателей и паровых машин.
Теплопаровоз развивает 3000 л. с., из которых 2000 л. с. приходится
на газогенераторные двигатели.
Грузовой теплопаровоз имеет четыре цилиндра, образующих два бло-
ка по одному с каждой стороны рамы. Блоки соединяются фланцами в
вертикальной плоскости по оси локомотива, лежат на раме теплопаровоза
промежуточной частью и образуют опору передней части котла.
Движущиеся, в противоположные стороны, поршни цилиндров через
крейцкопфы и шатуны действуют на качающиеся рычаги, сидящие па ва-
лах. Рядом с рычагами цилиндров насажены кривошипы, от которых дви-
жение передается тяговым валам, расположенным на линии центров
сцепных осей. Тяговые валы имеют кривошипы, причем правый обгоняет
левый на 90°. Движение от тяговых валов передается на сцепные колеса.
Все сцепные колеса соединяются дышлами обычного типа. Парораспреде-
лительный механизм типа Маршаля. Ротор воздуходувки делает
9000 об/мин; на нем насажены диск паровой турбины мощностью ^=
=300 л. с., диск компрессора, нагнетающего 4300 мР/час газа при давле-
нии P=l,2 ата, и диск компрессора, нагнетающего 11 500 м3/час воздуха
при том же давлении.
Основные показатели грузового теплопаровоза приведены в табл. 30.
Газогенератор помещен на тендере. Часовая производительность гене-
ратора на антраците составляет 4750 м3 газа теплотворной способностью
1200 ккал/м3. Газ охлаждается до 200°С в трубчатой части котлов утили-
заторов, подогревающих воду для питания котла. Общая поверхность на-
грева 66,8 м2. После охлаждения газ поступает в грубый фильтр для очи-
стки, откуда переходит в калорифер для подогрева воздуха, поступающе-
го в генератор. В калорифере газ охлаждается до 100°С и поступает
в тонкий очиститель с кольцами Рашига. После очистки газ поступает
в газовую камеру турбовоздуходувки и оттуда в цилиндры двигателя од-
новременно с воздухом. В задней части тендера помещен конденсатор на
13 000 кг пара в час. Он отводит тепло от двигателя и газоохладитсля
2,3X106 ккал/час. Конденсатор типа тендер-конденсаторов паровозов СОК
имеет 21 секцию двойного охлаждения общей поверхностью 3420 м2. Воз-
дух для охлаждения просасывается тремя пропеллерными вентиляторами,
приводимыми во вращение паровой турбиной мощностью 300 л. с.
Тендер имеет запасы воды в баках 10,6 м3 и в конденсационной систе-
ме с баком 4 м3. Запасы топлива: 6 т антрацита для генератора и 10,7 т
угля для котла.
Пробег без пополнения запасов возможен до 370 км.
При сравнительном пробеге паровоза ИС и теплопаровоза 1—4—1 с
составом 850 т со средней скоростью 50 км/час паровоз израсходовал
3700 кг угля, теплопаровоз— 1900 кг угля и 190 кг нефти [34].
ГЛАВА XII
РАСЧЕТ ТЕПЛОВОЗНОЙ ГИДРОПЕРЕДАЧИ
Фиг. 2С8. Гидравлическая
муфта:
1 — ведущий вал; 2 — насос;
3 — турбина; 4 — ведомый вал.
Введение. Гидравлическая передача на тепловозах ставится между
дизелем и колесами тепловоза. Гидравлическая передача преобразует по-
стоянный момент дизеля в переменный -момент ведомого вала, причем этот
момент автоматически увеличивается с
уменьшением числа оборотов ведомого
вала. При трогании тепловоза с места
крутящий момент дизеля должен быть
увеличен гидропередачей в 4—5 раз. При
этом гидропередача должна плавно изме-
нять силу тяги тепловоза при всех ско-
ростях движения при постоянном крутя-
щем моменте дизеля. Кроме того, гидро-
передача должна обеспечить пуск дизеля
не под нагрузкой и реверсирование теп-
ловоза при неревсрсируемом дизеле.
Тепловозная гидропередача включает
два основных гидравлических аппарата:
гидромуфту, гидротрансформатор и ряд
зубчатых колес.
Гидромуфта. Гидравлическая переда-
ча может быть выполнена с применением
только одной гидромуфты.
Особенно целесообразна постановка
гидромуфты на мотовозах для маневро-
вой работы. При этом гидравлическая
муфта выполняет роль главной муфты
сцепления в сочетании с механической коробкой скоростей.
На фиг. 208 показан разрез гидравлической муфты. Муфта состоит из
ведущего вала /, на который насажен вращающийся ротор, образующий
насосное колесо 2 гидромуфты. Ведомый вал 4 муфты связан с турби-
ной 3. Вращение от насоса передается турбинному колесу при помощи
жидкости, циркулирующей между лопатками колеса по кругу цирку-
ляции. Колеса гидромуфты выполняются обычно с радиальными лопат-
ками.
В условиях установившегося движения крутящий момент Md на веду-
щем валу муфты равен крутящему моменту Л4Т на ведомом валу. Угло-
вая скорость ud вращения ведущего вала муфты выше угловой скорости
<пт ведомого вала благодаря скольжению муфты.
Величина скольжения муфты определяется по формуле
S= т100%.
(315)
236
К. п. д. муфты определяется отношением мощности, снимаемой с ведо-
мого вала, к мощности, подводимой к муфте от двигателя:
-r( .100= 100=-^ 100%.
Мj wj coj nd
(316)
Сравнивая формулы (315) и (316), получим зависимость между к. п. д.
муфты и скольжением
5 = (100 — 7j)%. (317)
Потере мощности в муфте будут определяться по формуле
N = Ма (a)d — wT) кгм!сек. (318)
Эта мощность расходуется на нагрев циркулирующей жидкости и
корпуса муфты. Для того чтобы температура циркулирующего масла
Фиг. 209. Соотношение основных размеров круга
циркуляции гидроаппарата.
внутри муфты не повышалась, на периферии колеса делаются небольшие
отверстия, через которые протекает определенное количество масла. Это
масло направляется в холодильник и оттуда после охлаждения подается
в полость муфты при помощи шестеренчатого насоса.
Гидравлическая муфта по принципу передачи крутящего момента, по-
терям мощности и тепловыделению подобна нормальным фрикционным
муфтам. Разница заключается в определении размеров муфты, которые
зависят от передаваемой мощности, числа оборотов и величины сколь-
жения.
Мощность, передаваемая гидромуфтой, определяется формулой
N = Л-10-6 -ndD5, (319)
где А — коэффициент мощности;
D — профильный диаметр муфты в м [3].
В тепловозных муфтах коэффициент мощности составляет Л=0,8 -4-
-н 1,0, при расчетной величине скольжения 5=3%. При скольжении
5=5% коэффициент мощности Л=1,5 -4- 2,0.
По формуле (319) находится профильный диаметр муфты. Соотноше-
ние основных размеров в турбомуфте в зависимости от диаметра показа-
но на фиг. 209.
На фиг. 210 показано изменение к. п. д. муфты, крутящего момента
двигателя и числа оборотов насоса в зависимости от числа оборотов тур-
бинного колеса гидромуфты.
237
Гидравлический трансформатор преобразует постоянный момент дви-
гателя внутреннего сгорания в переменный момент ведомого вала, причем
этот момент автоматически увеличивается с уменьшением числа оборотов
ведомого вала.
Каждый гидравлический преобразователь момента состоит из трех ос-
новных элементов (фиг. 211):
1) насоса, преобразующего механическую энергию дизеля в энергию
движущейся жидкости;
2) турбины, преобразующей энергию движущейся жидкости в механи-
ческую энергию ведомого вала;
Фиг. 210. Основные характеристики
гидромуфты.
Фиг. 211. Гидравличес-
кий трансформатор:
1 — насос: 2 — направляющий
аппарат; 3 — турбина.
3) направляющего аппарата, изменяющего момент количества дви-
жения жидкости, циркулирующей в рабочей полости гидропередачи, и
благодаря этому дающего возможность повышения или понижения момен-
та вращения насоса.
Комплексная работа элементов турботрансформатора значительно ус-
ложняет характер гидродинамических процессов насоса и турбины, предъ-
являя к ним ряд следующих дополнительных требований:
1) насос должен давать постоянную мощность двигателя при перемен-
ном расходе;
2) турбина должна обеспечивать необходимый коэффициент трансфор-
мации момента k\
3) оптимальные режимы насоса и турбины должны соответствовать
одним и тем же напорам и расходам;
4) трансформатор в целом должен давать надежную и экономичную
работу.
Приведенный ниже способ расчета гидротрансформатора в основном
сводится к тому, чтобы дать решение первых трех вопросов.
Для выполнения четвертого условия необходимо, чтобы каждый нз
элементов преобразователя удовлетворял требованиям, предъявляемым
теорией гидронасосов и гидротурбин, устанавливающей сочетание углов
входа и выхода, радиусов входа и выхода, величину скоростей циркуля-
ции, формы рабочих полостей и так далее, при которых насос и турбина
дают надежную и экономичную работу.
Насос трансформатора. Турботрансформатор состоит из
центробежного насоса и турбины, поэтому для правильного выбора рас-
четных параметров необходимо анализировать как работу насоса, так и
турбины.
238
Обозначим:
f/i, U2 — окружные скорости колеса;
Ci, С2— абсолютные скорости жидкости;
TFi, W2 — скорость жидкости относительно лопаток;
аг—углы между окружной и абсолютной скоростями;
Рг—углы между окружной и относительной скоростями.
Индексы 1, 2 соответствуют
входу и выходу жидкости из
колеса. При устанозившемся
потоке жидкости последняя
попадает в насос со скоро-
стью Ci (фиг. 212).
Рабочее колесо имеет
окружную скорость при входе
жидкости в насос (Л. В ре-
зультате между жидкостью и
лопатками насоса образуется
относительная скорость с
которой жидкость начинает
проходить по каналу колеса.
Для избежания удара жидко-
сти о лопатку насоса необхо-
димо, чтобы последняя была
наклонена к вектору окружной
скорости С/i, под утлом pi,
получаемым из параллело-
грамма скоростей (фиг. 212).
Вследствие изменения се-
чений каналов колеса насоса
происходит изменение относи-
тельной скорости от при
входе до W2 при выходе из
Фиг. 212. Треугольники скоростей для на-
соса, турбины и направляющего аппарата
гидротрансформатора:
а — насос; б — турбина; в — направляющий аппарат
колеса. В этот момент наруж-
ный обод насоса имеет ско-
рость U2. В результате действия двух скоростей U2 и W2 получается аб-
солютная скорость выхода жидкости с лопаток насоса С2.
Центробежная сила, действующая на частицу жидкости в насосе, на-
ходящуюся на расстоянии г от оси вращения, будет равна ты2г.
Работа силы на пути от радиуса входа жидкости в насос и до радиуса
выхода жидкости из насоса г2
L = J т&2 rdr = ~ /пси2 (г2 — rj).
Но шг2=^2 и (d ri=t7i, и масса 1 кг жидкости т= —, поэтому работа 1 кг
S
жидкости
L==±l_£l
2g
(320)
Эта работа в идеальном случае, без учета потерь на лопастях насоса,
расходуется;
1. На преодоление сопротивлений при всасывании и создание скорост-
• к Сх
ного напора, который в большинстве случаев равен — •
239
По уравнению Бернулли имеем
(321)
созда-
в ста-
Рв Рг-Ро _ 1И .4
7 7 \ 2я /
где Ро — абсолютное давление внешней среды в кг/м2;
Р\ — абсолютное давление во всасывающем патрубке насоса;
Нв — напор в м;
7 — удельный вес жидкости в кг/м\
Р Р
2. На повышение статического напора в насосе с — до —- и
~ 7 7
С2
ние скоростного напора -—
Если бы в насосе не было преобразования скоростного напора
тический с помощью направляющего аппарата и улитки в больших насо-
сах или с помощью одной улитки в малых центробежных насосах, то ма-
нометр показывал бы нам избыточное давление РН=Р2—Ро, т. е. соответ-
« " Рн Pi ----- Рр
ствующии статическим напор — = —------- . Сумма статического на-
2 7 7
С2
пора и динамического — давала бы нам избыточный напор Нн, кото-
рый создавал бы насос при условии полного превращения скоростного на-
пора в статический, т. е.
/-•2 /-*2
Рг — Ро с2 Рн . с2 ц
7 +2g т +2g
(322)
рв
7 + 2Я
значения Р в и Р л по уравнениям
В насосе тратится еще часть энергии в связи с изменением относитель-
ных скоростей движения жидкости по каналам между лопатками насоса.
wl — wl
Соответствующие потери будут ———. Следовательно, работа 1 кг
жидкости определяется суммой манометрического напора и потерей на из-
менение относительных скоростей.
_ д-д _Рн
2g Т
Подставляя в последнее уравнение
(321) и (322), получим
Н Н л. Н U*~U* 4.
“ = “в н н. —---------г
в 2g
Vrf — w%
2g 2g '
Из параллелограмма скоростей входа и выхода находим
W* = С| + i/2 — 2С2 U2 cos а2;
wj = q + q - 2С1 q cos ar
Подставив эти величины в уравнение (323), получаем
у у С?2 ^2 COS Я2 U 1 6*1 COS CL J
с!-с?
(323)
(324)
ё
Левая часть этого уравнения показывает, на какую высоту может быть
поднят насосом 1 кг жидкости, а правая часть представляет в скрытой
форме, каким образом теоретически эта работа передается насосу.
В большинстве насосов 04 =90°, т. е. скорость входа направлена пер-
пендикулярно окружной скорости колеса насоса. В этом случае
у у С?2 U 2 COS Я2
~ g
240
Мы рассмотрели работу без потерь. В действительности в насосе име-
ет место целый ряд потерь во всасывающем трубопроводе: на трение жид-
кости о лопатки насоса, от утечек и др. Обычно все эти потери учитыва-
ются общим гидравлическим коэффициентом
уу С2 UCOS Otg Cl t/1 COS ttj (326)
H g
На подачу Q м3 жидкости в Г сек. с удельным весом 7 кг/м3 на высо-
ту Нм потребуется мощность
NH = = -12 (U2 С2 cos а2 - Ux Cj cos cQ л. c. (327)
75^
Для расчета турботрансформатора можно пользоваться всеми величи-
нами, установленными теорией и практикой для центробежных насосов и
турбин. При этом необходимо помнить, что в трансформаторе отсутству-
ют потери во всасывающем патрубке, в спирали или улитке, в диффузоре
и в выходном трубопроводе. Это обстоятельство приводит к тому, что
к. п. д. насоса турботрансформатора значительно выше, чем у обычных
центробежных насосов.
При расчете гидротрансформатора обычно задаются:
мощностью двигателя Nd л. с.\
числом оборотов насоса трансформатора пн в минуту;
максимальным коэффициентом k трансформации момента;
габаритами гидротрансформатора.
На фиг. 209 показаны основные размеры канала циркуляции в зависи-
мости от наружного диаметра D турботрансформатора. При данных соот-
ношениях устраняются потери на изменение скорости циркуляции Сот> так
как она остается постоянной по всему кругу циркуляции.
Пользуясь этой зависимостью по габаритным размерам и по выбран-
ной схеме, составляют предварительный чертеж гидротрансформатора
(фиг. 213), из которого определяются величины радиусов и площадь по-
перечного сечения круга циркуляции:
/ = (328)
4
Дальнейшая задача расчета насоса сводится к определению углов вхо-
да и выхода из насоса так, чтобы в данных пределах изменения расхода
мощность его оставалась постоянной.
Для решения этой задачи построим кривую циркуляции жидкости при
постоянной мощности насоса.
Из уравнения (327) следует, что для сохранения N н = const при пере-
менном расходе Q необходимо, чтобы напор менялся обратно пропорцио-
нально расходу, т. е.
А=л_±_,
-Чн Q
где А = —— — постоянный коэффициент.
Подставляя в уравнение (329) выражение расхода и напора через
скорость и параметры насоса, получим
— (U2 С2 cos а2 — Cr cos ах) = —. (330)
S 1/Сш
Одним из углов насоса задаются. В большинстве случаев это бывает
угол входа в насос Тогда неизвестными величинами в уравнении
(330) будут C2cosa2 = и Ст, так как все остальные величины или за-
даны, или определяются из чертежа (фиг. 214).
241
В нашем расчете зададимся углом входа
Из треугольника скоростей входа в насос (фиг. 214) имеем
(331)
где
(332)
Тогда уравнение (330) можно написать в виде
I/ G/n
ИЛИ
^C2u=7^-^Cmctg?1 + Ul (333)
Уравнение (333) является уравнением в общем виде скорости цирку-
ляции жидкости в насосе при постоянной его мощности.
Фиг. 213. Предварительный
чертеж гидротрансформатора.
В случае аксиального входа жи-
дкости в насос Ci cos aj=O и
уравнение (333) принимает вид
с2и = 75y*g.. (334)
Фиг. 214. Треугольник скоростей
входа в насос.
Для простоты рассуждений в дальнейшем будем пользоваться толь-
ко последним уравнением. Очевидно, что кривая, выражающая его в осях
Ст — С2и, будет иметь вид равнобокой гиперболы (масштабы Ст и С2а
следует брать одинаковыми). Такая гипербола показана на фиг. 215.
Если на оси абсцисс отложить скорость Uz, то лучи, проведенные из
конца ее в каждой точке кривой, как видно из построения треугольника
скоростей (фиг. 215), будут образовывать с осью абсцисс угол выхода ^2>
который должны иметь лопатки насоса для сохранения постоянной мощ-
ности при расходе, соответствующем этой точке кривой.
Из анализа кривой видно, что при переменном расходе можно полу-
чить идеальную постоянную мощность насоса только при переменных уг-
лах Р2> что практически трудно выполнимо. Практически выбирают угол
₽2, в наибольшей степени отвечающий требованию постоянства мощности
насоса. Опыты, проведенные с гидротрансформаторами, показывают, что
величина изменения расхода незначительна и в большинстве случаев
Cm max < 2
Cm min
При предварительном расчете насоса можно задаться диапазоном из-
менения скоростей циркуляции АБ (фиг. 215), так чтобы луч, проведен-
ный в этом диапазоне, наиболее близко совпадал с кривой постоянной
мощности насоса.
242
При выборе диапазона скоростей нужно иметь в виду следующее:
1. Средняя скорость циркуляции не должна попасть в зону низких
к.п.д. характеристики насоса (фиг. 216). Для этого она должна совпа-
дать или лежать близко от средней скорости циркуляции, вычисленной по
коэффициенту быстроходности ns для точки = max.
Удельным числом оборотов или коэффициентом быстроходности дан-
ного насоса называется число оборотов насоса, геометрически во -всех ча-
стях подобного данному, который при напоре Н = 1 м развивает мощ-
ность NH = 1 л. с. или подает жидкости Q = 75 л/сек. При этом прини-
мается одинаковый гидравлический к. п. д. для обоих насосов при условии
безударного входа.
Фиг. 215. Кривая для определения диапазона изменения скоро-
стей циркуляции жидкости в гидротрансформаторе при постоян-
ной мощности и числе оборотов насоса.
Основными величинами одного из двух геометрически подобных колес
будут Q, п, Н и D и для другого Qs, ns, Hs и Ds.
Из условия подобия можно получить соотношения
Qs _ . Us = nsDl
Q nD» ’ H n* D* ‘
Пусть второе рабочее колесо имеет такие размеры и обороты, при ко-
торых Qf = 75 л!сек и Hs = 1 м, тогда
_75_ = nsD] = nD
1 000Q nD» И * л/~^ ’
откуда получаем выражение коэффициента быстроходности
= 3,65 я . (335)
п '4
Величина коэффициента быстроходности определяется по отношению
£)а
— из опытной кривой Шпанхаке (фиг. 217).
Совместное решение уравнений (327) и (335) дает величины Q и Н,
по которым из уравнения
= у (336)
определяется скорость циркуляции для точки ц* = max.
243
Скорость циркуляции Ст следует назначать в пределах 0,25—0,5 ско-
ростей вращения колеса U у периферии. При этом получается хорошее
использование габарита »и допускаемые потери в рабочей полости турбо-
трансформатора лежат в пределах 10—15%, что дает к. п. д. гидротранс-
форматора от 85 до 90%.
2. Угол лопатки при выходе ₽2 не должен иметь слишком малые зна-
чения. Рекомендуемые углы лежат в пределах ₽2 = 15 -н 50°, но обычно
углы больше 30° принимаются редко.
Если соблюдение этих двух условий даст большое отклонение луча
угла наклона лопатки от кривой па фиг. 215, нужно, изменяя отдельные
величины уравнения (334), передвинуть последнюю в осях координат.
Фиг. 216. Основные характеристики насоса.
Фиг. 217. Опытная кривая для опреде-
ления коэффициента быстроходности.
Например, уменьшая f, п или г2, можно сдвинуть кривую 'вправо, а точ-
ку U2 влево.
Установив из последующего расчета турбины изменения расхода, мож-
но окончательно выбрать 02.
Угол лопатки при входе в насос Pi определяется из треугольника ско-
ростей входа для средней скорости циркуляции Ст (фиг. 212).
Расчет, проведенный по этому способу, дает уверенность в постоянстве
крутящего момента, числа оборотов и мощности насоса.
В турбине гидротрансформатора происходит процесс, об-
ратный процессу в насосе. В последнем работа двигателя внутреннего
сгорания превращалась в напор. В турбине же напор превращается в ра-
боту.
Каждая стационарная турбина состоит из направляющего аппарата»
рабочего колеса и отводящей трубы. Направляющий аппарат турбины
превращает статический напор в скоростной и направляет полученную
жидкостью скорость к лопаткам турбины.
Все гидротрансформаторы могут быть разбиты на два типа.
В трансформаторах первого типа направляющим аппаратом для тур-
бины является само колесо насоса (фиг. 218). Направляющий аппарат
ставится после колеса турбины с целью безударного подвода жидкости к
насосу.
В трансформаторах второго типа между насосом и турбиной ставится
направляющий аппарат (фиг. 211).
Согласно выбранному профилю лопаток насоса у гидротрансформато-
ров первого типа в колесо турбины поступает жидкость под статическим
и гидравлическим напорами, т. е. имеет место аналогия с турбинами полу-
реактивного типа. На фиг. 219 изображены в развернутом виде колесо
турбины и насоса. Скорости на выходе из насоса соответственно равны
скоростям на входе турбины, т. е. скорости 172, С2, №2 насоса равны
соответственно (Л, Wi турбины.
244
Момент количества движения жидкости при входе в турбину равен
тх Ci cos а ь при выходе из турбины mi r2 С2 cos а2. Разность этих мо-
ментов равна моменту, создаваемому турбиной:
Мт = тп (rx Сг cos 04 — г2 С2 cos а2) кгм\
заменяя массу секундным расходом, получим
От
Мт = — (G Сг cos 04 — r2 С2 cos а2) кгм. (337)
g
Мощность, создаваемая турбиной,
7VT = Мт ш ~ (^i Ci cos 04 — U2 C.f cos а2) л. с. (338)
75g
Эта мощность в идеальном
случае эквивалентна напору,
создаваемому насосом, т. е.
с направляющим аппаратом
после турбины:
1 — насос; 2 — турбина;
3 — направляющий аппарат.
Фиг. 219. Колесо турбины и насоса в разверну
том виде:
1 — насос; 2 турбина.
Из уравнений (338) и (339) получим в идеальном случае
___ U COS сх д — и2 С2 cos аг (340)
g
Последнее выражение есть основное уравнение турбины в общем виде.
В насосе ах=90°, в турбине также часто осуществляется ах = 90°. При
этом уравнение (340) упрощается:
j j U2 С2 COS
“ Н
g
В действительности часть энергии тратится в направляющем аппара-
те, в колесе турбины, на утечки и трение жидкости в каналах колеса, в
выходной трубе. Эти потери оцениваются величиной ( 1 -- ), где
гидравлический к. п. д., равный в современных турбинах 0,85—0,95. В тур-
245
бинах гидротрансформаторов отсутствуют потери в выходной трубе, вслед-
ствие чего г1г = 0,98. Механические потери в подшипниках весьма невели-
ки, поэтому механический к. п. д. можно считать = 0,99.
Общий к. п. д. турбины т]т = 71г • достигает 97%.
С учетом потерь уравнение (340) будет иметь вид
Н н
Ui Ci cos 04—U2 C2 cos a2
(342)
g
На фиг. 220 и 221 приведены опытные характеристики гидротрансфор-
маторов, полученные при постоянном моменте двигателя.
форматора мощностью 10 л. с. гидротрансформатора
по опытам тепловозной мощностью 600 л. с.
лаборатории МВТУ.
Характеристика (фиг. 220) получена при испытании гидротрансформа-
тора мощностью 10 л. с. в тепловозной лаборатории МВТУ, характеристи-
ка (фиг. 221) относится к гидропередаче системы Фойт мощностью
600 л. с,, поставленной на автомотрисе.
Из этих характеристик, а также характеристик других гидропреобра-
зователей с постоянным или незначительно изменяющимся крутящим мо-
ментом двигателя следует, что они имеют примерно одинаковое отклоне-
ние от прямой и по величине и по характеру. Значительная же разность
в мощностях дает возможность говорить о закономерности этого явления
для гидротрансформаторов.
Отклонения в области максимального крутящего момента начинаются
при 15—20% от n2maxH достигают (при и2 = 0) 10—20% максимального
крутящего момента турбины, изображаемого прямой (фиг. 220).
Отклонения в рабочей зоне незначительные, и ими можно пренебречь.
Область Л4Т = 0 является нерабочей и поэтому не рассматривается.
Пользуясь этим, примем в дальнейшем характеристику изменения кру-
тящего момента преобразователя за прямую, которая после расчета мо-
жет быть исправлена по приведенным выше величинам и характеру от-
клонения. Фиктивный максимальный крутящий момент турбины, по кото-
рому будет вестись дальнейший расчет, определяется из уравнения
Л4т.р.тах = —ь—, (343)
к
246
где Мт,д. шах—действительный максимальный крутящий момент турбины;
-Мт.р.тах — расчетный максимальный крутящий момент турбины;
k — опытный коэффициент, величина которого лежит в преде-
лах 1,1 —1,2.
Для определения положения прямой крутящего момента в осях ко-
ординат, при заданных показателях гидропреобразователя, строим кри-
вую 4 (фиг. 222) изменения
Л1Т по п2 для ^н = const = max
и Ndem = const.
Очевидно, что эта кривая
является идеальной тяговой
характеристикой, имеющей
вид равнобокой гиперболы.
Ее уравнение получим из
уравнения момента
Мг = 716,2 —,
л2
подставив в это выражение
Л4Т = 716,2 Ndeuz т)л.тах;
М = Nдвиг ^л-шах* (344)
Для преобразователей
^.тах = 0,80 0,90.
По заданному макси-
мальному коэффициенту
трансформации и моменту
насоса определим
^т.д.тах = ^тах* (345)
По уравнению (343) найдем
^т.р.тах-
ИЗ ТОЧКИ Л! ПРОВОДИМ
стоянной мощности турбины.
Фиг. 222. Построение приближенной
характеристики турбины:
1 — приближенная характеристика крутящего момента тур-
бины; 2 — линия, выходящая за пределы максимальной мощ-
ности двигателя; 3 — линия, не использующая максимальную
мощность двигателя; 4 - кривая изменения крутящего
момента турбины.
касательную 1 к кривой момента при по-
Точка касания А является точкой безударного входа, а каса-
тельная 1 — приближенной характеристикой крутящего момента тур-
бины.
Ни луч 2, ни луч 3 не могут выражать характеристику турбины, так
как первый выходит за пределы максимальной мощности, а второй не ис-
пользует ее ни в одной точке.
Следовательно, единственным лучом, выражающим закон изменения
крутящего момента турбины при данных Nдаиг, £тах и может быть ка-
сательная 1. Точка А является точкой т]л.тах, а следовательно, точкой без-
ударного входа, по которой должен производиться дальнейший расчет
турбины.
Расчет, проведенный по точке Л, дает нам уверенность в получении
нужного коэффициента трансформации и характера изменения момента
турбины.
Найдя точку безударного входа, можно перейти к определению углов
наклона лопаток турбины.
Угол входа определяется из треугольника скоростей, построенного
для этой точки (см. фиг. 212).
По средней скорости циркуляции и Л1Т, взятому по кривой в точке Л, из
уравнения
Л4Т = — С1и — г, С,ц) (346)
g
24J"
определяем С2и, а по ней из уравнения
£2и = ^2 £т ctg ^27- (347)
найдем угол выхода из турбины р2т.
Пределы расхода Q могут быть определены из уравнения (346) для
точек Л4т.а.тах и Л4Т =0.
Для простоты расчета все переменные величины в этом уравнении вы-
разим через Q и n2-’
-у- — ri (U2 —-T’Ctgp,,.')!; (348)
g L \ f / \ f /]
AfT = 07 r2 Olr C1 p _ 01 r2 + 017 r> c1 p
g 30 1 gf 6r- g 30 2 g/ - sr-T’
2 2
Alr = Q2(^ ctg (349)
\gf gf J oUg 3Ug
Фиг. 223. Основные показатели гидротранс-
форматора в зависимости от числа оборотов
вала турбины.
Правильность проведенного расчета
ланса скоростей и баланса моментов
По известным трем точкам,
сообразуясь с опытными харак-
терисшками, проводим кривую
изменения расхода по числу
оборотов турбины (фиг. 223).
По кривой расхода из урав-
нения
MH^^(r,C2u-riCia) (350)
g
может быть построена характе-
ристика крутящего момента
насоса.
Характеристика к. п. д. пре-
образователя определяется из
уравнения
= МспТ
Мнпн ’
Расчет направляю-
щего аппарата. Углы вхо-
да и выхода из направляющего
аппарата определяются из тре-
угольников безударного входа
в точке А (см. фиг. 212).
проверяется по уравнениям ба-
мг = мн ± ма,
где
Ма = ^~ (r2aC2ecosa2a—riaClacosala). (352)
g
Пример расчета гидротрансформатора. Дано: мощность дизеля
/Уд=390 л. с., число оборотов коленчатого вала дизеля пй = 1400 об/мин.
Максимальный крутящий момент турбины Мт.тах=780 кгм. Максималь-
ный профильный диаметр гидротрансформатора Z)a.T.max = 750 лии.
1) Выбираем схему преобразователя (см. фиг. 213).
2) Из уравнения прочности определяем диаметр ведущего вала
‘i- = !2|Z^- =12|/ т^ = 78-5-
248
Число оборотов насоса принимаем равным числу оборотов дизеля.
Берем de = 80 мм.
3) Из эскизного чертежа имеем
rj = г.,а - 98 мм',
Г2н = Г1т = 220 ММ',
Г,т = fla = 330 мм;
Dt = 300 мм;
D, = 440 мм;
dg'T= 92 мм.
4) Определяем площадь круга циркуляции:
_ о да м,
J 4 4
£2. _ 440 __ j 47
Di 300
По кривой быстроходности (см. фиг. 217) находим
ns = 250.
6) По ns определяем Q и Н для =max.
Берем max=0,98, 7 = 930 /сг/лг’.
5)
77 _ Л^.75 _ 390.0,98-75 = 30,8
~ Q1 ~ Q-930 — Q
250= 3,65--00^- = 390 Q5/*
(30,8)'7‘
NH = ^
75т]„
= 44 м.
7)
8)
п =3,65— -г-
5 НЧ,
Q = QV‘= (0,64)0>8 = 0,7 м3/сек;
и 30,8
п —-----
0,7
Средняя скорость циркуляции при =тах
ст = -5- = = 10,9 м/сек.
т f 0,064
Окружные скорости насоса
L’ Г1 = 1^*0,098 = 14,4м/сек.
1 30 30
U2 = —1Г-г- = —— 0,22 = 32,2 м/сек.
2 30 30
Строим кривую циркуляции при постоянной мощности насоса (см.
2
9) . . . .
фиг. 215):
г _ ^75-g
Ь2“ ~ ~ГТ,
ft и г
lu
1 390-75.9,81 1 ,cn 1 .
— — 1 dU 9
Cm 0,064.930.32,2 Cm Cm
Г _ 150
-“-c •
t-m
10) Как видно из чертежа, при скорости циркуляции, отвечающей
расчетной, получается хорошее совпадение луча с кривой постоянной
мощности насоса. Угол лопатки при выходе из насоса
0, = 30э 30'
также лежит в допускаемых пределах.
2ГО
11) Из треугольника скоростей при входе в насос определяем
угол fa (см. фиг. 212):
?! = 37° 30'.
12) Строим кривую крутящего момента при постоянной мощности тур-
бины и при 7]п= max = 0,85 (фиг. 222):
Л4тп2 = 716,2 NH т]„ = 716,2-390 0,85 = 248000;
Л4г/г, = 248 000.
13) Мн = 716,2 = 716,2 -390- = 200 кгм.
* rti 1400
14) Задаемся поправочным коэффициентом Л=1,15 и, найдя по урав-
нению (343)
Мт.р.тах = —'7— = -^ = 675 K?M,
Л 1,10
проводим касательную из AfT.p.m„ (фиг. 222) ; точкой безударного входа
будет
п2 безуд — 700 об/мин; Мт.безуд = 340 кгм.
15) Окружные скорости турбины для точки безударного входа
= Г1 = z_700 0 22 = 1бД м1сек^
и2 = г2 = -0,33 = 25 м/сек.
ии OU
16) Из треугольника скоростей безударного входа в турбину (см.
фиг. 212) находим
?! = 79°; С1В = 13,8 м/сек.
17) Определяем С2в
340 = -'--93- (0,22 • 13,8 — 0,33 C.J • 340 = 202 - 21,9 С,в
9,81 v ’ -и
п 138 _ „ .
С, =-------— — 6,3 м сек.
21,9
18) Определяем ?2т:
С2в - U2 — Ст ctg ?2Т - 6,3 = 25 - 10,9 ctg ?,т;
ctg ?,т - = 2,88;
?2Т = 19° 10'.
?2т может быть также найден из треугольника скоростей выхода из тур-
бины (см. фиг. 212).
19) Из треугольников, построенных для точки безударного входа
(см. фиг. 212), определяем углы направляющего аппарата
?1а = 60’;
?,Л = 90°.
250
20) Определяем Q для пг=0 и Л1Т =780 кгм:
2
Л4т = <23 (g- ctg ?2т- ctg ₽2) +Q/1, ;
\jg gf / dug
780=Q2f—930-0,33 - -2,88 --930,0,22 l.eo?5) +
\ 9,81.0,064 9,81-0,064 )
Q 1 400.930 г.. 0,22»
+ 9,81-30
780 = Qa(l 410 —550) + Q-674;
Q2 + 0,785 Q- 0,907 = 0;
Q = — 0,393 ± j/0,155+ 0,907 = — 0,393 ± 1,03;
Q = 0,637 мЧсек;
Cm = 10 м/сек.
21) Для точки AfT =0 и «2=1400 об/мин
2 9
Мт = Q2 ctg Р,т - ctg .8,) —Q +Q.
\fg gf J 30g 30g
Сокращаем на Q —
g
2 2
\ / f ) 30 30
Л n I 0,33 o 00 0,22 , cn_\ 1400*0,33» , 1400*.0,22».
\ 0,064 0,064 / 30 30
0 = 9Q— 16 + 7,1;
Q = = 0,99 мР/сек.
Cm = 15,5 м/сек.
Как видно из фиг. 215, верхний предел скорости циркуляции лежит в
зоне большого расхождения луча с кривой Ст при постоянной мощности
насоса. Так как преобразователь предназначен для работы на автомотри-
се и дизель при «2 = 950 об/мин переключается на гидромуфту, этот факт
для нас не имеет значения.
22) Q для точки переключения
п2 = 950 об/мин МТ — 220 кгм',
220 = 860 Q2— 1 030 Q + 674 Q;
860Qa—356Q-- 220 = 0;
Q2 — 0,415 Q — 0,256 = 0;
Q = 0,207 ± у40,043 + 0,256 = 0,207 ± 0,55;
Q = 0,757 мЧчас;
Ст= 11,8 Mjcex.
Эта скорость лежит в пределах хорошего совпадения луча с кривой
(см. фиг. 215).
23) По найденным точкам строим характеристику Q по п2 (фиг. 223).
Такой характер изменения Q имеют турбины, у которых центробеж-
ные силы жидкости направлены по ходу циркуляции (см. фиг. 213).
251
Для турбин с направлением центробежных сил против хода циркуля-
ций (см. фиг. 211) характеристика расхода будет иметь вид кривой, пока-
занной на фиг. 223 пунктиром.
24) Характеристика крутящего момента насоса (фиг. 223) находится
из уравнения
Л4 = ^(г2С2и-г1С1и).
g
Q берем по найденной характеристике, а С2и из треугольников скоростей*
С1И =0.
а) Для «2=0
Q = 0,637 м?/сек; Ст — 10 м/сек; С2и = 15 м/сек;
= 0,637-930
9,81
Мн = 60,5 (3,3) = 200 кг/м.
б) Для Л4Т =0; «2=1400 об/мин; Q = 0,99 м?/сек; Ст= 15,5 м/сек;
С2а =8 м/сек
м = 0,99-930 0 22-8= 94-1,76= 165 кгм.
9,81
в) Для точки переключения
«2 = 950 об/мин; Q = 0,757 мл/сек; Ст — 11,8 м/сек; С2и = 12,2 м/сек
Мк = °'75-—30 0,22 12,2 = 195 кгм.
“ 9,81
25) Проверка расчета:
а) Баланс скоростей в точке безударного входа:
«2 = 700 об/мин; т]п = 0,85;
= t/iTCluT + t/2TC2u.T;
С2и = 13,8 м/сек; U2 = 32,2 м/сек;
С1и = 0 м/сек; Ut = 14,4 м 'сек;
С2и.т = 6,3 м/сек; U2r = 25 м/сек;
С1и.Т = 13,8 м/сек; UlT = 16,1 м/сек;
0,85(32,2-13,8) = 16,1-13,8 4- 25-6,3;
378 = 222+ 157 = 379.
б) Баланс моментов в точке безударного входа
Мг = Мн + Ма;
Мт = 340 кгм;
Мн = 200 кгм;
Ма = (Tin C'ia u ^la ^1а-и) •
g
С2а.а = 9; С1а а = 6,3;
= 0,7-930 =
9,81
340 = 200 + 138 = 338.
252
16
Фиг. 224. Гидравлическая передача с трансформатором и гидравлической муфтой:
/ — трансформатор; 2 — муфта; 3 — повышающая передача; 4 — переключатель; 5, 6, 7 — поршни переключателя; 8 — пружина переключателя; 9, 10, 11 — трубопроводы;
12 — масляный насос; 13 — вал; 14 — обратный клапан; 15 — масляный холодильник; 16 — гидравлическая передача; 17 — масляный холодильник; 18 — реверсивная передача;
19 — дистанционные термометры; 20— пневматический кран управления гидравлической передачей; 21 — пневматический крап реверсивной передачи; 22 — запорные вентили;
21 — пост водителя; 24 — резервуар сжатого воздуха.
Позиции пневматического крана управления гидравлической передачей: а — передача выключена; б — трансформатор включен; в — муфта включена.
Позиции крана реверсивной передачи: г — вперед; д — выключено; ж — назад.
Для ТОЧКИ «2 = 0
Мт = 675 кгм; Мн = 200 кгм; С1а.„ = — 28;
Ма = °’69 б?30 ‘0,33'28 = 560-
Фиг. 225. Продольный разрез гидравлической передачи Фойт на 165 л. с.:
1 ~ му*?а; 2Г ведомый вал; 3' *-насосы трансформатора и муфты; 4, 7 — турбины трансфор-
матора и муфты, 5 — направляющий аппарат; 8—9 — повышающая передача; 10 — кожух передачи.
Фиг. 226. Тяговая харак-
теристика гидравлической
передачи Фойт с трансфор-
матором и гидравлической
муфтой:
а — трансформатор; б — муфта.
Баланс моментов
780 = 200 + 560^760 кгм
д&ет допустимое отклонение.
Конструкции тепловозной гидропередачи.
Широкое развитие получила гидравлическая
передача с трансформатором и двумя гидро-
муфтами.
Эта передача применяется на тепловозах
мощностью Ае=110, 200, 360 и 550 л. с.
Основные показатели тепловозов с гид-
равлической передачей приведены в табл. 31.
На фиг. 224 приведена схема управления
гидропередачи с трансформатором и гид-
равлической муфтой для двухосной автомот-
рисы Ае =2’165 = 330 л. с. Двигатель
вращает колеса насосов трансформатора 1
и гидравлической муфты 2 через повышаю-
щую передачу <3. Направляющий аппарат
соединен с неподвижным кожухом передачи.
От турбин трансформатора и гидравлической
муфты, сидящих на валу 13, через реверсив-
ную передачу передается движение на ось
автомотрисы. Управление пневматическое с
двух постов машиниста. При положении кра-
на «Трансформатор включен» воздух по
трубопроводу идет под поршень переклю-
чателя 4, который, передвигаясь до упора,
254
Таблица 31
Основные показатели тепловозов с гидравлической передачей
Тип локомотива
Мотовоз | Автомотриса | Мотовоз | Тепловоз
Показатели Мощность Ng в л. с.
100 | 2X165 = 330 | 2X180=360 I 360 | 1400
Род службы Манев- Пассажир- Пассажир- Маневро- Товаропас-
ровый ский ский вый сажирский
Осевая формула .... Главный четырехтакт- ный двигатель, число 0—2—0 0-2—0 0-2-0 0—3—0 1—3—1
цилиндров 6 6 8 6 8
Диаметр цилиндров в мм 130 130 128 260 300
Ход поршней в мм . . Наибольшее число обо- 170 180 180 350 380
ротов в минуту . . . Наименьшее рабочее число оборотов в 1250 1350 1500 600 700
минуту Наибольшая мощность на валу без наддува 500 — 500 300 —
в л. с 107 165X2 180X2 360 920
То же с наддувом в л. с. Число оборотов газовой — — — — 1400
турбины в минуту . . — — — — 11000
Передача . Фойт Фойт Фойт Фойт Фойт- Феттингер
Тип Скорости в км/час На гидротрансформа- торе: Тр+2ГМ Тр+ГМ 2Тр+2ГМ Тр+2ГМ Тр-|-2ГМ
маневровый режим 0—10 — 0—12 —
поездной режим . . На гидромуфте 1: — 0—80 0—58 0—24 0—48
маневровый нежим 10—18,5 — — 12-18,5 —
поездной режим . . На гидромуфте 2: — 80—120 58-82 24-38 48—70
маневровый режим 18,5—30 — — 18,5—30 —
поездной режим . . Экипаж: Расстояние между бу- 82—120 38—60 70—100
ферами в мм .... Расстояние между сцеп- — — 22240 9200 14400
ными осями в мм . . Наибольшая высота ку- — — 14500 2600/1350 1900
зова в мм Диаметр ведущих ко- — — 3600 3800 4117
лес в мм Диаметр поддержива- 860 — 900 1100 1400
ющих колес в мм . . — — 900 — —
Вес двигателя в кг . . Удельный вес гидро- - 1150 1400 — —
передачи в кг/л. с. . — 3 — 10 —
251
переместит поршни 5, 6 и 7 вниз настолько, что средняя полость золот-
ника будет сообщена с верхней. Масло по трубопроводам 9 поступает в
трансформатор. Масло из трансформатора через обратный клапан 14 ча-
стично идет в холодильник. По достижении скорости 80 км!час кран пере-
ставляют в положение «Муфта включена». Воздух по трубопроводу про-
ходит к золотнику и передвигает поршни 5, 6 и 7 в крайнее верхнее
положение. Масло от масляного насоса 12 пойдет по трубопроводам 9,
10 и 11 в гидромуфту. На гидромуфте автомотриса развивает скорость
до 120 км!час. На случай порчи воздушной системы имеется ручной пере-
ключатель, который закрыт колпаком.
Конструкция и характеристика передачи показаны на фиг. 225 и
226 [17].
ЛИТЕРАТУРА
1. Антуфьев В. М. и Белецкий Г. С., Теплоотдача и аэродинамическое со-
противление трубчатых поверхностей, Машлиз, 1948.
2. Бабичков А. М. и Егорченко В. Ф., Тяговые расчеты, Трансжелдор-
издат, 1952.
3. Гавриленко Б. А., Гидравлические турбомуфты и преобразователи момента.
Под редакцией проф. А. Н. Шелеста. Труды МММИ выпуск 12—13, ОНТИ, 1936.
4. Г р и н е в е ц к и й В. И., Проблема тепловоза ее значение для России, Москва
1924.
5. «Гудок», 18 февраля № 21 (7816), 1948.
6. К а л и н у ш к и н М. П., Вентиляторные установки, изд. Министерства Комму-
нального Хозяйства, 1947.
7. Кирпичев М. В., Михеев М. А., Эй ген сон Л. С., Теплопередача. Гос-
энергоиздат, 1940.
8. К м е т и к П. И., Тепловозы на железных дорогах СССР, Сборник «О передо-
вых методах работы и новой технике на железнодорожном транспорте», Трансжелдор-
издат, 1950.
9. Кузнецов Н. Г., О применении калорических двигателей на железных доро-
гах, Железнодорожное дело № 15, 1906.
10. Луг и нин Н. Г. Показательные результаты, Машиностроение № 110(195)
16/V 1938.
11. Малышев В. А. и др., Тепловоз ЭэЛ типа 2—5—1 с электрической передачей,
Трансмаш, 1936.
12. Мкртумян Э. А., Труды МВТУ, № 38—39, 1938.
13. Орлов П. Н., Техника воздушного флота № 4, 1935.
14. Пой до А. А., Рудая О. Я-, Тепловозы, Трансжелдориздат, 1949.
15. Р ы л е е в Г. С., Крюгер П. К-, Казаков В. Н., В и л ь к е в и ч В. И.,
Эксплуатация тепловозов и тепловозное хозяйство, Трансжелдориздат, 1951.
16. Рылеев Г. С., Техника железных дорог № 7, 1952.
17. С е м и ч а с т н о в И. Ф., Тепловозы с гидравлической передачей. Под редак-
цией проф. А. Н. Шелеста. Энциклопедический справочник Машиностроение, том 13.
1949.
18. Сто дол а А., Сборник тепловозной комиссии № 3, 1929.
19. Фальц Э., Основы смазочной техники, ОНТИ, 1934.
20. Хохлов Т. Н., Фуфрянский Н. А., Володин А. И., Техника железных
дорог № 1, 1953.
21. Шелест А. Н., Технико-экономическое обоснование паровозов, электровозов
и тепловозов, Локомотивостроение № 1, 1931.
22. Шелест А. Н., «Исследование работы тепловоза бр. Зульцер в Швейцарии»
«Вестник Инженеров» № 3, 1917.
23. Шелест А. Н., Тепловозостроение, Труды МВТУ № 9, 1950.
24. Шелест А. Н., «Гениальный борец за технический прогресс», Машинострое-
ние 21 января 1938 г. № 17(102).
25. Шелест А. Н., Проблемы экономичных локомотивов, Москва 1923.
26. Шелест А. Н., Об унификации коэффициентов полезного действия машин.
Вестник машиностроения № 3—4, 1944.
27. Шелест А. Н., Закон теплоемкостей, Машгиз, 1946.
257
28. Шелест П. А., Наддув четырехтактных дизелей. Вестник инженеров № 7,
1946.
29. Шелест А. Н. и Чернышев И. И., Испытание четырехтактного беском-
прессорного дизеля, Локомотивостроение № 9, 1935.
30. Шелест А. Н., Болезни бескомпрессорных дизелей, «Техника» № 76, 1932.
31. Шелест П. А., Работа поршневого компрессора при различных режимах, тру-
ды МВТУ № 29, 1954.
32. Шелест А. Н., Тепловозы с механической передачей, Энциклопедический
справочник машиностроения, том 13, Машгиз, 1949.
33. Шелест А. Н., Тепловозы. Техническая энциклопедия, том 23, 1934.
34. Шелест А. Н.» Теплопаровозы, Энциклопедический справочник машинострое-
ние, том 13, 1949.
35. Ш и ш к и н К. А., Гуревич А. Н., Степанов А. Д., Платонов Е. В.,
Советские тепловозы, Машгиз, 1951.
36. Шишкин К. А., СССР — родина тепловозов, очерки развития железнодорож-
ной науки и техники, Трансжелдориздат, 1953.
37. Я к о б с о н П. В.. Результаты эксплуатации тепловозов, Техника железных
дорог № 8, 1949.
38. Brown Н., Diesel—electrische Locomotiven in Vollbahnbetrieb, Zflrich 1924.
39. Grimison E. D. Trans. Amer. Sos. mech. Engrs, B. 59, 1937.
40. Gdldner N., Verbrennungskraft maschinen, 1920.
41. Huge E. C., Trans. Amer. Sos. mech. Engrs, B. 59, 1937.
42. Lasche, Die Reibungsverhaltnisse in Lagern mit hoher Umfangsgeschwindigkeit*
ОГЛАВЛЕНИЕ
Предисловие................................................................. 3
Глава I. Развитие тепловозостроения в СССР 5
Причины рождения тепловоза............................................ 5
Попытки создания тепловозов в царской России............................ 5
Работа по тепловозам в МВТУ............................................. 7
Развитие тепловозостроения «в СССР...................................... Ю
Ближайшие перспективы развития тепловозов в СССР....................... 26
Глава 11. Исследование работы тепловоза бр. Зульцер в Швейцарии ... 31
Нахождение общей характеристики работы тепловоза бр. Зульцер с поездом
в 38 вагонных осей..................................................... 35
Разгон поезда в 38 вагонных осей тепловозом бр. Зульцер.................41
Преодоление крутых подъемов тепловозом бр. Зульцер с поездом в 38 ва-
гонных осей.............................................................42
Характеристика работы тепловоза бр. Зульцер с поездом в 27 вагонных осей 44
Глава III. К.п.д. машин.....................................................48
К- п. д. паровых и воздушных машин..................................... 48
К. п. д. двигателей внутреннего сгорания............................... 54
Обший к. п. д. установки с несколькими машинами........................ 55
Перспективы повышения к. п. д. паровозов................................60
Глава IV. Основные технико-экономические данные тепловозов.................64
Определение основных размеров тепловозов .............................. 65
Пример................................................................. 68
Глава V. Тепловозный дизель.................................................72
Наддув дизелей..........................................................72
Характеристика дизелей при переменном режиме работы....................80
Болезни бескомпрессорных дизелей........................................95
Глава VI. Поршневой компрессор и его характеристика.........................97
Объемный коэффициент подачи компрессора................................ 97
Коэффициент подачи ....................................................100
Выражение работы компрессора в индикаторной и энтропийной диаграммах 103
Построение индикаторной диаграммы компрессора с учетом потерь в клапанах 108
Мощность компрессоров..................................................116
Построение характеристики работы компрессора при переменном числе
оборотов ..............................................................117
Построение характеристики работы компрессора при постоянном числе оборо-
тов и переменном давлении! во всасывающем трубопроводе.................122
Глава VII. Охлаждающее устройство на тепловозах............................129
Передача тепла от двигателя к воде.....................................129
Основные формулы теплового процесса....................................133
Потери давления в радиаторах ......................................... 139
Разбивка труб в радиаторах по рядам и секциям..........................143
Охлаждение дизелей при повышенной температуре жидкости*................150
259
Глава VIII. Тепловозы с механической передачей..........................152
Главнейшие схемы передач..............................................152
Определение основных .размеров передачи...............................154
Муфты сцепления и муфты разгона..................................... 163
Выполненные тепловозы.................................................169
Глава IX. Тепловозы системы А. Н. Шелеста.................................172
Механический генератор газов системы А. Н. Шелеста....................172
Перспективы развития газотурбовозов...................................186
Распространение механических генераторов газов ...................... 190
Безвальные механические генераторы газов..............................195
Тепловоз системы А. Н. Шелеста с электрической передачей..............207
Тепловоз системы А. Н. Шелеста с приводом колес от газовой турбины . . 209
Французский тепловоз мощностью 1000 л. с. с безвальным механическим ге-
нератором газов ......................................................216
Глава X. Тепловозы с пневматической передачей.............................222
Глава XI. Теплопаровозы...................................................229
Пассажирский теплопаровоз Стилл-Китсона.............................. 229
Пассажирский теплопаровоз системы Майзеля Ворошиловградского завода . 233
Грузовой теплопаровоз Коломенского завода.............................235
Глава XII. Расчет тепловозной гидропередачи...............................236
Литература................................................................257
Приложение. TS диаграмма для воздуха. Теплоемкости по закону
А. Н. Шелеста (вклейка)
Алексей Несторович Шелест. ТЕПЛОВОЗЫ
Технический редактор Л. J7. Тиханов Корректоры О. К. Добровольская и Д. Э. Семенова
Переплет художника А. Л. Бельского
Сдано в производство 29VI-1956 г. Подписано к печати 22 п-1957 г. Т-00950
Тираж 5 000 экз. Печ. л. 24,32 (3 вклейки). Уч.-изд. л. 22,5 Бум. л. 8,88 Формат 70Х108',в Зак. 1354
Типография № 1 Государственного издательства литературы по строительству и архитектуре,
г. Владимир
ПРИЛиЖЕГПЛЕ
50
-50
250
200
100
-50
ккал
моль град
300

50
4
Фиг. 160. Продольны’! и поперечный разрезы механического генератора газов системы А. Н. Шелеста:
1 - маховик; 2 - регулятор. 3 - вихлщ.ной клапан; 1 - всасывающий клапан; 5 - цилннд{ ,с,ГОр!1“.1'“;5лГ^?„мгресс°р: 7~ компрессор для распиливающего
воздуха; 8 - холодильник; У - масляный насос; 10 - коробка распределительного вала. // - пусковой клапан, 12 - форсунка; 13 - клапаны компрессора,